Perencanaan ELemen Mesin Pemilpil Jagung

Perencanaan Elemen Mesin
BAB 1
PENDAHULUAN
1.1

Latar Belakang
Dengan melihat pesatnya pertumbuhan industry rumah tangga maupun industri
skala besar khususnya dalam sektor olahan produk pertanian, membuat jagung
merupakan salah satu komoditi pangan yang memiliki laju komsumsi sangat besar .
Oleh karena itu pemerintah mencanangkan pembangunan pada sektor pertanian
dengan memperbaiki kemampuan produksi para petani jagung. Contoh program yang
visible dikedepankan adalah adanya transfusi teknologi pada proses pemipil jagung yang
konvensional. Dengan hal ini, diharapkan kapasitas produksi petani akan meningkat
sehingga mampu memenuhi permintaan pasar dan kualitas jagung pilpilan dapat bersaing
dengan komoditi jagung import yang sudah beredar di pasaran.
Mesin pemipil jagung yang dirancang penyusun merupakan proses redesain
mesin yang sudah ada, dengan meningkatkan kapasitas produksi dan efisiensi mesin yang
lebih baik.

1.2.

Batasan Masalah
Dalam perancangan mesin pemipil jagung ini, penyusun membuat beberapa
batasan masalah untuk memudahkan dalam proses perancangan . Adapun masalahmasalah yang akan dibahas meliputi:
1. Prinsip kerja mesin pemipil jagung.
2. Perencanaan silinder pemipil, poros, pulley, sabuk, gear box , pasak, bearing, rangka,
baut
3. Desain elemen mesin pemipil jagung dalam bentuk gambar 2D

1

Perencanaan Elemen Mesin

1.3.

Tujuan Perencanaan Elemen Mesin
1.3.1 Tujuan utama
1. Memenuhi salah satu syarat kelulusan mata kuliah Perencanaan Elemen Mesin
pada jurusan Teknik Mesin, Institut Teknologi Sepuluh Nopember
2. Membentuk kemampuan mahasiswa dalam proses pemakaian komponenkomponen

dasar

mesin

didalam

suatu

system

pemesinan

dengan

mengimplementasikan ilmu dan pengetahuan dalam elemen mesin dan standarstandar yang berlaku
1.3.2 Tujuan Khusus
1. Mampu merancang mesin pemipil jagung skala home industri
2. Mampu menganalisa dan menentukan gaya-gaya yang terjadi pada elemen mesin
dalam konstruksi tersebut
3. Dapat melakukan pemilihan elemen mesin, bahan standar pada perencanaan

Mesin pemipil jagung.
1.4.

Sistematika Laporan
BAB 1: PENDAHULUAN
Berisi tentang latar belakang, batasan masalah, tujuan dan sistematika laporan.
BAB 2: DASAR TEORI
Berisi tentang penjelasan mengenai teori –teori elemen mesin yang akan
digunakan dalam perhitungan
BAB 3: PERHITUNGAN
Berisi tentang perhitungan dalam menentukan kapasitas mesin, daya motor,
hopper kemudian dilanjutkan dengan sistem transmisi berupa belt, spur gear,
helical gear serta perencanaan poros, pasak, dan bearing,

lalu terakhir

perhitungan rangka dan baut

2

Perencanaan Elemen Mesin
Urutan-urutan perhitungan:
-

Perencanaan kapasitas output

-

Perencanaan daya

-

Perencanaan Hopper

-

Perencanaan Sistem Transsmisi

-

Perencanaan Rangka

-

Perencanaan Mur dan baut

BAB 4 : PENUTUP
Berisi kesimpulan dan saran

3

Perencanaan Elemen Mesin

BAB 2
DASAR TEORI
Mesin Perontok adalah mesin pertanian yang digunakan untuk merontokkan biji-bijian
dari tangkainya. Mesin ini ditemukan oleh Andrew Meikle pada tahun 1786.
Mesin perontokan pertama dioperasikan manual yang tenaga penggeraknya berasal dari
kuda. Kemudian, mesin perontok dikembangkan lagi dengan tenaga penggeraknya berasal dari
mesin uap portable. John Ridley, seorang penemu dari Australia juga mengembangkan mesin

perontok untuk digunakan di Australia pada tahun 1843.
Di Indonesia, mesin ini masih diproduksi terutama untuk merontokkan padi, dengan
tenaga mesin maupun tenaga manusia. Namun kapasitasnya masih rendah agar mampu dijangkau
para petani kecil dari segi biaya.
Seiring dengan perkembangan zaman dengan konsep dan transfusi teknologi yang
diterapkan maka terciptalah mesin perontok jagung dengan tambahan beberapa komponen yang
menunjang fungsi otomatis sehingga mampu meningkatkan kapasitas produksi dari mesin itu
sendiri. Dalam perencanaan Mesin Pemilpil Jagung ini digunakan beberapa komponen
permesinan yang berfungsi sebagai media pemindah daya dan penahan gaya-gaya yang
ditimbulkan pada mekanisme yang ada. Komponen-komponen tersebut yaitu :
1. Gear box, yang dalam hal ini tersusun dari 1 pasangan roda gigi Helical dan 1 pasangan
roda gigi Spur
2. Poros dan pasak
3. Bantalan Gelinding

4

Perencanaan Elemen Mesin
4. Satu set Pulley
5. Cylinder pemilpil

6. Rangka
Dimana masing-masing komponen tersebut dijelaskan secara fungsi dan karakteristiknya dalam
uraian-uraian di bawah ini.
2.1 Roda Gigi
Roda gigi merupakan elemen mesin yang berfungsi utama sebagai penerus daya dan
pengubah kecepatan putaran dari dua buah poros yang dihubungkan olehnya, baik secara reduksi
(penurunan kecepatan) ataupun secara akselerasi (peningkatan kecepatan). Sehingga dari
perubahan kecepatan yang dihasilkan tersebut akan menghasilkan perubahan torsi yang bekerja
pada poros. Jenis roga gigi ada bermacam-macam antara yaitu roda gigi lurus (spur gear), roda
gigi miring (helical gear), roda gigi cacing (worm gear), roda gigi kerucut (bevel gear) dan lainlain. Dalam topik bahasan ini digunakan dua jenis roda gigi dari beberapa jenis di atas yaitu roda
gigi lurus dengan gigi eksternal dan roda gigi cacing.
Roda gigi lurus digunakan untuk mentransmisikan daya dan gerak dari dua poros
yang sejajar (parallel).seperti terlihat pada gambar 2.1. Dalam rangkaian roda gigi lurus terdapat
roda gigi penggerak (pinion) pada poros yang memberikan daya (input) dan roda gigi yang
digerakkan (gear) pada poros yang akan diberikan daya (output).

5

Perencanaan Elemen Mesin

Gambar 2.1 Rangkaian roda gigi lurus dengan gigi eksternal
Nama nama serta ukuran yang penting pada roda gigi lurus eksternal dapat dilihat
pada gambar 2.2.
Circular pitch yaitu jarak gigi pada roda gigi lurus didefinisikan sebagai jarak gigi yang
diukur pada pitch circle, yaitu jarak satu titik pada gigi sampai titik pada gigi berikutnya
pada kedudukan yang sama.
Diametral pitch didefinisikan sebagai jumlah gigi pada roda gigi dibagi dengan diameter
pitch circlenya, sehingga didapatkan :

p

d
Nt

atau

P

Nt
d

dimana :
p

:

jarak gigi (in)

d

:

diameter pitch circle (in)

Nt :

jumlah gigi pada roda gigi

6

Perencanaan Elemen Mesin
P :

diametral pitch (/in)

Dari kedua rumus di atas maka diperoleh :
P. p  

dimana dengan diametral pitch yang semakin besar maka ukuran gigi akan semakin kecil /
halus
Untuk ukuran gigi sering digunakan pula istilah module dimana nilainya kebalikan dari
diametral pitch dimana semakin besar nilai modulnya maka ukuran gigi akan semakin besar,
diman besarnya module (m) yaitu :

m

d
Nt

Center of distance yaitu jarak titik pusat sepasang roda gigi dimana besarnya sama dengan

setengah jumlah dari diameterpitchnya :

c

d1  d 2
2

7

Perencanaan Elemen Mesin

pitch line

PINION

line of action
base circle
tooth profile

cicular tooth
thicness (t)

center of
distance (c)

pressure
angle

chordel
tooth thicness

base line circle

GEAR

Gambar 2.2 Geometri dasar dan ukuran dari roda gigi lurus eksternal
Pada saat sepadang roda gigi bekerja diharapkan bahwa perbandingan kecepatan
sudutnya akan tetap / konstan, keadaan ini merupakan hukum fundamental pada roda gigi.
Dengan demikian perbandingan kecepatan pada rangkaian roda gigi adalah perbandingan antara
kecepatan sudut roda gigi yang digerakkan dengan kecepatan sudut roda gigi penggerak.
Sehingga perbandingan kecepatan rangkaian roda gigi lurus yaitu :

8

Perencanaan Elemen Mesin

rv 

g
p



ng
np



Nt p
Nt g



dp
dg

dimana :
rv : perbandingan kecepatan (velocity ratio)
 : kecepatan sudut (rad/det)
n

: kecepatan keliling (rpm)

Dalam perencanaan roda gigi, daya yang ditransmisikan dan kecepatan putarannya
harus diketahui. Dari data ini torsi yang ditransmisikan dari suatu roda gigi ke roda gigi lain
dapat dihitung dengan :

hp 

Ft .V p
T .n

63000 33000

dimana :
hp : daya input (horse power)
T : torsi (lb.in)
Ft : Gaya tangensial (lb)
Vp : Kecepatan tangensial pada pitch line (ft/menit)
Atau dapat juga dihitung dengan :

P  Ft .V p
dimana :
P : Power /daya yang ditransmisikan (watt)
Ft : Gaya tangensial (N)
Vp : Kecepatan tangensial pada pitch line (m/s)
Besarnya nilai Ft dan Vp ini akan dibahas lebuh lanjut pada uraian selanjutnya di bawah ini.

9

Perencanaan Elemen Mesin

dg
FOLLOWER

Fr

Fn
38°

Ft

addendum circle
pitch circle
DRIVER

dp

dedendum circle

Gambar 2.3 Gaya-gaya pada rangkaian roda gigi lurus
Daya yang diterima oleh sepasang roda gigi yang bersentuhan, akan mengarah
normal terhadap permukaan gigi dan searah dengan garis tekan / kontak. Pada gambar 2.3
ditunjukkan sepasang roda gigi yang bersentuhan pada pitch pointnya, gaya normal Fn adalah
gaya yang ditimbulkan oleh roda gigi yang digerakkan terhadap roda gigi penggerak. Dengan
demikian gigi roda gigi penggerak akan menerima juga gaya normal F n yang sama besarnya
tetapi berlawanan arah.
Gaya normal Fn dapat diuraikan menjadi dua komponen yaitu Ft (gaya tangensial) dan
Fr (Gaya radial) yang besarnya adalah :
Ft  Fn cos 
Fr  Fn sin   Ft tan 

10

Perencanaan Elemen Mesin
dimana merupakan sudut tekan.
Gaya radial disebut juga gaya pemindah, sebab gaya ini cenderung memisahkan
antara dua roda gigi. Dalam perencanaan, gaya tangensial dianggap konstan selama kontak
antara dua roda gigi, mulai dari bagian puncak gigi sampai dasar gigi, torsi yang timbul
akibat gaya normal yang dihitung dari pusat dari pusat roda gigi adalah :

T  Fn

d1
d
cos   Ft 1
2
2

Kecepatan pitch line :

Vp 

 .d .n
12

(ft/menit)

dimana d (diameter gigi) dalam in, atau data juga dengan :

Vp 

 .d .n
60

(m/s)

dimana d (diameter gigi) dalam m
Nilai harga ini dimasukkan kedalam rumus sebelumnya, maka :

12V p
Ft d
T .n
2
d
hp 

63000
63000

 

sehingga :
Ft 

hp.33000
Vp

Perencanaan roda gigi sebenarnya tidak sederhana karena perencanaan awal
merupakan cara coba-coba (tray and error). Meskipun demikian ada beberapa metode yang
dapat digunakan dalam perencanaan untuk menganalisa kekuatan dari roda gigi. Metode yang

11

Perencanaan Elemen Mesin
sering digunakan untuk menganalisa kekuatan roda gigi yaitu metode Lewis Equation dan
AGMA Bending Equation untuk meninjau kekuatan roda gigi berdasarkan beban bending yang
diterima serta metode Buckingham Equation dan AGMA Wear Equation untuk meninjau
kekuatan roda gigi berdasarkan pengaruh keausan akibat pemakaian. Persamaan-persamaan
dalam metode tersebut yaitu :
1. Metode Lewis Equation
Fb  S o .b. y. p  S o .b

Y
K f .P

dimana :
Fb

:

gaya bending yang diijinkan

So

:

tegangan statis yang aman dari material (safe static stress)

b:

lebar roda gigi

y,Y

:

Lewis factor

Kf

:

faktor konsentrasi tegangan akibat kelelahan (fatigue)

p:

cicular pitch

P:

diametral pitch

2. Metode Buckingham Equation

Fw  d p .b.Q.K

12

Perencanaan Elemen Mesin
dimana :
Fw

:

gaya penyebab keausan yang diijinkan

dp

:

diameter pinion

K:

wear load factor

Q

2d g
d p  dg



2 Nt g
Nt p  Nt g

Dari dua metode di atas roda gigi akan dinyatakan aman bila besarnya FbFd dan FwFd
dimana Fd merupakan gaya dinamis yang dialami oleh roda gigi yang besarnya yaitu :

Fd 

600  V p

Ft

600

untuk 0 < Vp < 2000 ft/menit

Fd 

1200  V p
1200

Ft

untuk 2000 < Vp < 4000 ft/menit
Fd 

78  V p
78

Ft

untuk Vp > 4000 ft/menit
3

Metode AGMA Bending Equation

t 

Ft .K o .K s .K m .P
K v .b.J

dimana :

t

:

tegangan bending yang dialami roda gigi

Ko

:

faktor kelebihan beban (overload correction factor)

Ks

:

faktor koreksi ukuran (size correction factor)

Km

:

faktor distribusi beban (load distribution factor)

13

Perencanaan Elemen Mesin
Kv

:

faktor dinamis (dynamic factor)

J:

faktor geometri (geometry factor)

dan roda gigi dapat dinyatakan aman apabila besarnya tSad dimana :

S ad 

S at .K L
K T .K R

dimana :
Sad

:

tegangan maksimum perencanaan yang diijinkan

Sat

:

tegangan maksimum material yang diijinkan

KL

:

faktor usia (life factor)

KT

:

faktor temperatur (temperatur factor)

KR

:

faktor ketahanan (reliability / safety factor)

4. Metode AGMA Wear Equation

t  Cp

Ft .C o .C s .C m .C f
C v .d p .b.l

dimana :

c

:

tegangan yang diijinkan

Cp

:

koefesien berdasarkan sifat elastis material

Co

:

faktor kelebihan beban (overload factor)

Cs

:

faktor ukuran (size factor)

Cv

:

faktor dinamis (dynamic factor)

Cm

:

faktor distribusi beban (load distribution factor)

Cf

:

faktor kondisi permukaan (surface condition factor)

dan roda gigi dapat dinyatakan aman apabila besarnya c

C L .C H
S ac 
C .C
 T R






14

Perencanaan Elemen Mesin
dimana :
Sac

:

tegangan kontak maksimum yang diijinkan

CL

:

faktor usia (life factor)

CH

:

faktor rasio kekerasan material (hardness ratio factor)

CT

:

faktor temperatur (temperatur factor)

CR

:

faktor keamanan (reliability / safety factor)

Dari beberapa persamaan di atas dapat dianalisa sesuai atau tidaknya roda gigi lurus yang
direncanakan sehinga dapat diperoleh roda gigi dengan tingkat ketahanan dan keamanan yang
dapat mentransmisikan daya sesuai dengan fungsi yang dir
2.2 Poros dan Pasak
Dalam mekanisme yang menggunakan putaran sebagai input ataupun sebagai output
maka pasti digunakan poros penerus daya dan tempat kedudukan komponen-komponen yang
berputar seperti roda gigi, kopling, dll. Kemudian digunakan pasak sebagai pengunci komponenkomponen tersebut terhadap poros agar putaran poros dapat diteruskan ataupun dapat
memberikan putarannya pada poros. Berikut ini sekilas uraian tentang poros dan pasak.
Poros (Shaft)
Poros digunakan pada berbagai jenis perlengkapan permesinan, biasanya seperti
poros daya, cam shaft, dsb. Secara definisi poros adalah bagian yang berputar untuk
mentransmisikan daya. Poros juga harus dianalisa kekuatannya karena poros juga menerima gaya
dari torsi sebagai akibat putaran dan beban yang diberikan ataupun dihasilkan.
Roda gigi, pulley, roda gila (fly wheel), cam dan lain-lain merupakan komponenkomponen yang membebani poros dengan berbagai kombinasi baik secara posisi dan beban.
Untuk itu penting direncanakan diameter poros berdasarkan dengan momen bending dan
distribusi torsi sepanjang poros. Diameter dari poros ataupun diameter tiap bagian poros
tergantung pada kombinasi tegangan sebagai akibat momen bending dan torsi yang ditimbulkan.

15

Perencanaan Elemen Mesin
Berdasarkan hal tersebut, maka lokasi persis / tepat sepanjang poros dimana terjadi tegangan
maksimum terjadi sering kali tidak pasti. Oleh karena itu penting sekali dilakukan penggambaran
tegangan geser dan diagram momen untuk mengetahui titik pada sepanjang poros dimana terjadi
momen maksimum.
Setelah dilakukan hal tersebut di atas maka untuk menentukan besarnya diameter
poros dapat dilakukan berdasarkan rumus-rumus berikut.
Tegangan geser maksimum dari sebuah tabung solid dapat dinitung dengan :

σx 2 2
τ max = 2 +τ

√(

)

dimana :

σ x=

32 M
πD 3

dan τ=

16 T
πD 3

untuk poros berupa silinder yang berlubang maka :

σ x=

32 M
3
4
πDo ( 1−( Di / Do ) )

dan

τ=

16 T
3
4
πDo ( 1−( Di /Do ) )

maka dengan menggunakan teori kegagalan tegangan geser maksimum dan mengganti x
dan maka dari persamaan di atas kita peroleh :

τ max =

0 . 55 S yp 16
2
2
=
M
+T
√
3
4
N
πDo ( 1−( D i / Do ) )

dimana :

max

:

tegangan geser maksimum (dari Lingkaran Mohr’s )

Syp

:

tegangan luluh dari material

N

:

faktor keamanan

16

Perencanaan Elemen Mesin
Do

:

diameter luar poros

Di

:

diameter dalam poros

Do

:

diameter luar poros

Di

:

diameter dalam poros

M

:

momen bending yang ada

T

:

torsi poros

Berdasarkan dari persamaan-persamaan di atas maka dapat direncanakan besarnya
diameter poros minimal yang harus digunakan agar syarat keamanannya terpenuhi.
Metode distorsi energi menggunakan persamman yang sedikit berbeda dengan
persamaan di atas. Adapun persamaannya sebagai berikut :
0,5 S
τ max= N yp =

32
D 4
π D 3o 1−( D i )
o

[

√] (

2
S yp
S
3
M m+ S M r + 4 T m + Ssyp T r
e
es

) (

)

Dimana :

max

: tegangan geser maksimum (dari Lingkaran Mohr’s )

Syp : tegangan luluh dari material
Ssyp

: tegangan geser yield poin material

Tm : torsi rata-rata
Tr : range torsi
Mm

: momen bending rata-rata

Mr : range momen bending
N :faktor keamanan
Do :diameter luar poros
Di : diameter dalam poros

17

Perencanaan Elemen Mesin

Pasak (Key)
Pasak digunakan untuk mencegah gerakan relative antara poros dengan elemen
mesin yang lain seperti roda gigi, pulley, sprocket, cam, dll. Ada banyak jenis pasak untuk
berbagai macam jenis penggunaan. Jenis pasak akan tergantung pada besar torsi yang
ditransmisikan, jenis beban, pemasangan yang diperlukan, batas tegangan poros, dan biaya /
ongkos. Ada bermacam-macam jenis pasak, akan tetapi yang paling sering digunakan adalah
pasak jenis square, tapered, dan Woodruff.
F'

F
F

F'

D

Gambar 2.4 Gaya-gaya yang bekerja pada pasak
Pada gambar 2.4 ditunjukkan gaya-gaya yang terdapat pada hubungan poros dan
pasak. Dari gaya-gaya tersebut maka dapat direncanakan dan dianalisa kekuatan dari pasak
dengan menggunakan persamaan-persamaan berikut :
Torsi yang ditransmisikan pada poros yaitu :

T =F

( D2 )

dimana :
F

:

gaya yang bekerja

18

Perencanaan Elemen Mesin
D

:

diameter poros

jika diasumsikan bahwa tegangan geser pada pasak bekerja pada bidang yang menyinggung
diameter poros, maka kita peroleh :

F F
S s= =
A W.L
dimana :
Ss

:

tegangan geser yang direncanakan

A

:

luasan bidang geser melintang pasak

W

:

lebar pasak

L

:

panjang pasak
PASAK

L

W

H

POROS

Gambar 2.5 Dimensi utama pasak
Maka dari kedua persamaan di atas kita peroleh :

T=

S s .W . L.D
2

19

Perencanaan Elemen Mesin
Karena pada pasak jenis square atau flat setengah bagian dari pasak tertanam pada
poros dan setengah yang lain pada elemen mesin yang lain, maka tegangan kompresi pada sisi
pasak dinyatakan dengan :

F
Sc= A =
sehingga

T=

F
( W /2 ) L

S c .W . L. D
4

dimana Sc merupakan tegangan kompresi yang direncanakan.
Dari persamaan tersebut akan dapat direncanakan dan ditinjau kekuatan pasak yang dibuat.
2.3 Bantalan Gelinding (Rolling Bearing)

20

Perencanaan Elemen Mesin
Gambar 2.6 Radial ball bearing
Dengan diciptakannya automobil, mesin-mesin berkecepatan tinggi dan mesin
produksi otomatis mendorong lebih ekstensifnya penelitian dan pengembangan bantalan
gelinding (juga dikenal dengan anti friction bearing). Sebagai hasilnya, AFBMA (Anti Friction
Bearing Manufacturers Association) membuat standart dimensi bantalan gelinding dan dasardasar dalam pemilihannya. Untuk itu dimungkinkan bagi para perancang untuk memilih bearing
dari katalog dari salah satu produsen dan menggantinya dengan bantalan yang memiliki dimensi
yang sesuai dari produsen yang berbeda. Bantalan gelinding diklasifikasikan dalam tiga kategori
yaitu radial ball bearing, angular contact ball bearings dan thrust ball bearing. Dalam pokok
bahasan ini bantalan gelinding yang digunakan yaitu radial ball bearings.
Pada gambar 2.8 ditunjukan sebuah radial ball bearing beserta istilah-istilah di
dalamnya. Radial ball bearings didesain untuk mensupport beban radial, mempunyai kedalaman
lintasan bola yang kontinyu sepanjang keliling dari ring. Jenis ini juga dapat mensupport beban
aksial pada poros untuk semua arah. Pada kenyataannya kapsitas beban aksial yang dapat
diterima oleh radial ball bearings yaitu sampai dengan 70% dari beban radial yang ada.
Pengujian secara ekstensif pada bantalan gelinding dan sesuai dengan analisa statistik
diperoleh bahwa beban dan umur bantalan relative tetap. Dari hal tersebut maka didapatkan
persamaan :

C
L10= P

b

( )

dimana :
L10

:

tingkat umur dalam jutaan kali putaran dimana terjadi 10% kerusakan

C

:

beban dasar

P

:

koefesien gesek

21

Perencanaan Elemen Mesin
Fo

:

beban ekuivalen

b

:

3.0 untuk ball bearings, 21/3 dan 10/3 untuk roller bearings

dan untuk penentuan umur bantalan dalam satuan jam, maka persamaan di atas menjadi :

106 C
L10=60n P

b

( )

dimana :
n

:

kecepatan putaran dalam rpm

besarnya beban ekuivalen (P) sendiri adalah :

P=XVF r +YFa
dimana :
Fr

:

gaya ke arah radial (melintang poros)

Fa

:

gaya kearah aksial (sepanjang poros)

V

:

faktor rotasi : 1.0 untuk inner ring rotation, 1.2 untuk outer ring rotation dan

untuk self-aligning ball bearing digunakan 1 untuk inner dan outer ring rotation.
X

:

faktor beban radial

Y

:

faktor beban aksial (poros)

Dan jika kompoenen aksial jauh lebih kecil dari komponen radial persamaan di atas
menjadi :

P=VF r
Dari persamaan-persamaan di atas maka dapat dianalisa ketahanan bantalan yang digunakan
dalam perencanaan.

22

Perencanaan Elemen Mesin
2.4 BELT DAN PULLY

Gambar 2.7 Macam-macam belt
Sumber: Khurmi R.S., 1982
Sabuk dipakai untuk memindahkan daya antara dua poros yang sejajar. Poros-poros harus
terpisah pada suatu jarak minimum tertentu, yang tergantung pada jenis pemakaian sabuk, agar
bekerja secara efisien. (J.E.Shigley, 1995)
2.4.1 Sabuk V
Sabuk V (V- belt), Sabuk V terbuat dari kain dan benang, biasanya katun rayon atau nilon dan
diresapi karet. R.S. Khurmi (1982) menyebutkan kelebihan sabuk V dibandingkan dengan sabuk
datar, yaitu:
 Selip antara sabuk dan puli dapat diabaikan.
 Sabuk V yang dibuat tanpa sambungan memperlancar putaran.
 Memberikan umur mesin lebih lama, 3-5 tahun.
 Sabuk V mudah dipasang dan dibongkar.
 Operasi sabuk dengan puli tidak menimbulkan getaran.
 Sabuk V mempunyai kemampuan untuk menahan goncangan saat
mesin dinyalakan.
 Sabuk V juga dapat dioperasikan pada arah yang berlawanan.

23

Perencanaan Elemen Mesin
Sedangkan kelemahan sabuk V dibandingkan dengan sabuk datar, yaitu:
 Sabuk V tidak seawet sabuk datar.
 Konstruksi puli sabuk V lebih rumit daripada sabuk datar
2.4.2 Perencanaan Belt dan Pulley
Efisiensi sabuk V pada umumnya berkisar antara 70-90 %, sedangkan sabuk yang dipilih secara
tepat mempunyai efisien 90-95 % (J.E. Shigley,1995)
Menentukan diameter puli dalam

d p n1
Dp= n
2
dengan;
Dp = diameter puli digerakkan (mm)
dp = diameter puli penggerak (mm)
n1 = putaran puli penggerak (rpm)
n2 = putaran puli yang direncanakan (mm)
 Kecepatan sabuk,

πd n1
V =1000p. 60
dengan;
V = kecepatan putaran sabuk ( m/s )
n = putaran puli penggerak (rpm)
d = diameter puli penggerak (mm)

24

Perencanaan Elemen Mesin

BAB 3
PERHITUNGAN
3.1 Perencanaan Kapasitas Output Mesin Pemilpil Jagung
Perhitungan Volume Jagung
Ukuran jagung dibagi menjadi 2 yaitu, ukuran besar dan kecil. Pada dasarnya,
jagung memiliki panjang yang perbedaannya tidak signifikan. Sedangkan pada diameter,
jagung berukuran besar dan kecil mempunyai perbedaan diameter yang cukup signifikan.
Maka penulis mengambil data jagung dengan ukuran sedang. Data dan perhitungan
berikut merupakan hasil penelitian penulis.
No
.
1
2
3

Obyek

Panjan

Diamete

g (L)

r (D)

V = π x L x (D/2)2

Volume
392.700

Jagung
Tongkol

20 cm

5 cm

Vjagung = π x 20 cm x (5 cm/2)2 cm3
Vtongkol jagung = π x 20 cm x (2

Jagung

20 cm

3 cm

cm/2)2

251.2 cm3

Biji Jagung

-

Vbiji jagung = Vjagung - Vtongkol jagung

141.3 cm3

Tabel 3.1: Tabel data dan perhitungan Jagung
1. Perhitungan Massa Jenis Biji Jagung
Dari table 2.1, didapatkan volume biji jagung sebesar 141.3 cm3. Sehingga
didapatkan perhitungan massa jenis biji jagung dengan data sebagai berikut:
mtotal biji jagung = 0.13 kg

25

Perencanaan Elemen Mesin
Vbiji jagung = 141.3 cm3
m total biji jagung
ρ= V
biji jagung
ρ=

0.13 kg
141.3 cm3

ρ=0.000920028

kg
cm 3

Didapatkan massa jenis jagung sebesar 0.000920028 kg/cm3.
2. Perhitungan Volume yang Terpipil dalam Sekali Rotasi
Diasumsikan dalam sekali rotasi, ¼ dari bagian jagung sudah terpipil.
1
V terpipil / rotasi= × V biji jagung
4
1
V terpipil / rotasi= × 141.3 cm3
4
V terpipil / rotasi=35.325 cm3
3. Perhitungan Debit biji Jagung yang keluar dari Mesin

Gambar 3.1 Asumsi 4 jagung dalam satu proses pemipil
Perhitungan debit berdasarkan Vterpipil/rotasi dan diasumsikan jagung yang masuk ke
dalam silinder pemipil sebanyak 4 buah, maka didapatkan perhitungan:
Q=V terpipil /rotasi × 4 buah jagung ×n

26

Perencanaan Elemen Mesin
Q=35.325 cm3 × 4 buah jagung × 10 rps
cm3
Q=1413 s
Besar debit biji jagung yang ke luar dari mesin yaitu: 1413 cm3/s.
Maka kapasitas ouput (mass flowrate) :
Kapasitas( mass flowrate)=Q× 3600 sekon × ρ
cm3
kg
Kapasitas=1413 s ×3600 sekon ×0.000920028 3
cm
Kapasitas output=4680

kg
jam

3.2 PERHITUNGAN DAYA YANG DIBUTUHKAN
3.2.1 Perhitungan Silinder Pemipil
1. Perhitungan Volume Silinder Pemipil
Penulis mendesain gambar silinder pemipil jagung sebagai berikut:
Jari-jari luar (R2) = 0.2 meter.
Jari-jari dalam (R1) = 0.19 meter.
Panjang silinder pemipil (Lsilinder) = 0.8 meter.
V silinder =π × L silinder × ( R 22−R21 )
V silinder =π × 0.8 m× [ ( 0.2 m )2− ( 0.19 m ) 2 ]
V silinder =0.0098 m3
2. Perhitungan Penutup Volume Silinder Pemipil
Penulis mendesain gambar penutup silinder pemipil sebagai berikut:
Jari-jari luar (R2) = 0.2 meter.
Jari-jari dalam (Rhole) = 0.15 meter.
Panjang silinder penutup (Lpenutup) = 0.01 meter.
V silinder =π × L penutup × ( R 22−R2hole )

27

Perencanaan Elemen Mesin
V silinder =π × 0.01m × [ ( 0.2 m ) 2−( 0.19 m )2 ]
V silinder =0.00055 m3

3. Perhitungan Volume Pemipil
Penulis mendesain pemipil berbentuk balok dengan ukuran dimensi sebagai berikut:
Panjang (p) = 0.2 meter.
Lebar (l) = 0.02 meter.
Tinggi (t) = 0.03 meter.
Pemilihan desain balok pada pemilpilnya bertujuan untuk mengurangi resiko pecahnya
biji jagung saat proses pemilpilan berlangsung .
Dalam 1 silinder pemipil jagung, dibutuhkan 12 balok pemipil. Berikut
perhitungan volume pemipil:

V pemipil=12 balok × p × l× t
V pemipil=12 balok × 0.2 m×0.02 m× 0.03 m
V pemipil=0.00144 m 3
4. Perhitungan Volume Total Internal

V total=V silinder + 2V penutup +V pemipil
V total=0.0098m 3 + ( 2 ×0.00055 m 3 )+ 0.00144 m 3
V total=0.01234 m3
5. Perhitungan Massa Total Silinder Pemipil
Dipilih material aluminium untuk silinder pemipil dengan massa jenis sebesar
2700 kg/m3.
mtotal=ρ aluminium × V total
mtotal=2700

kg
×0.01234 m3
m3

28

Perencanaan Elemen Mesin

m total=33.318 kg

6. Perhitungan Kecepatan Sudut
Dengan pemilihan putaran silinder pemipil sebesar 600 rpm berdasarkan
pertimbangan bahwa asumsi kadar air dalam jagung sebesar 15-17% sehingga
meminimkan resiko pecahnya biji jagung saat proses pemipilan.
2× π ×n
ω t=
60 sekon
2 × π ×600 rpm
ω t=
60 sekon
rad
ω t=62.8
s
7. Perhitungan Percepatan Sudut
Dari hasil perhitungan di atas bisa didapatkan percepatan sudut dengan
mengasumsikan waktu yang dibutuhkan oleh silinder dari keadaan diam hingga mencapai
kecepatan sudut sebesar 62.8 rad/s adalah 5 sekon.
ω t=ω0 + ( α × t )
rad
=0+ ( α ×3 sekon )
s
rad
α =20.93 ❑
❑
62.8

3.2.2 DAYA INTERNAL SILINDER PEMILPIL
1. Perhitungan Torsi Internal
1
T internal = × mtotal × ( R22−R21 ) × α
2

1
2
2
Tint ernal = x33.318kgxé
( 0.2m) - ( 0.19m) ùûx20.93 rad s2
ë
2

29

Perencanaan Elemen Mesin

Tint ernal = 1.36Nm
2. Perhitungan Daya Internal
T
× ωt
Pinternal = internal
746
rad
1.36 Nm × 62.8 s
Pinternal =
746
Pinternal =0.114454 hp
3.2.3 DAYA EKSTERNAL SILINDER PEMILPIL
1. Perhitungan Gaya Tangensial
F t=m jagung × ω2t × ( R2 +t pemipil )

(

F t=0.25 kg × 62.8

rad 2
× ( 0.2 m+ 0.03 m )
s

)

F t=226.7708 N
2. Perhitungan Torsi EksternT eksternal =F t × ( R 2+t pemipil )

T eksternal =226.7708 N + 0.23m
T eksternal =52.16 Nm
3. Perhitungan Daya Eksternal
T
× ωt
Peksternal = eksternal
746
rad
52.16 Nm × 62.8 s
Peksternal =
746
Peksternal =4.39 hp

30

Perencanaan Elemen Mesin

3.3 PERHITUNGAN HOOPER
1. Parameter:
Mass FlowRate output sebesar

=

4680 kg

jam.

Rata-rata berat biji jagung dalam 1 tongkol = 0.223 kg
Maka banyaknya jagung input :

Input =

4680 kg
0.223 kg

jam

= 20986 jagung

jagung

jam

2. Menghitung Desain Hopper
Penentuan parameter :
3
Bila V total 1 buah jagung adalah = 392.5cm

Maka total volume masuk jagung /jam :
3
1m3
Vmaks= 392.5cm3 x20986 tongkol jamx
= 8.24 m
3
jam
1000000cm

3. Penentuan dimensi hopper
DIMENSI
H
B
L2
L1

NILAI (m)
0.6
0.45
0.3
0.5
31

Perencanaan Elemen Mesin

Tabel 3.2 Dimensi hopper

Gambar 3.2 desain hopper

Maka volume hopper

1
V hopper = 2 x0.6 x0.45 x(0.3+0.5)=0.108m3

32

Perencanaan Elemen Mesin
Bila V 1 karung berisi jagung diasumsikan sebagai V maksimal dari hopper maka
dibutuhkan

Vmaks 8.24m3
=
= 76 karung jam
3
V
0.108m
Jumlah karung : karung

3.4 PERENCANAAN TRANSMISI DAYA
1. Diagram reduksi RPM

Gambar 3.3 Diagram reduksi putaran
2. Gambar Layout pasangan roda gigi Helical dan Spur

33

Perencanaan Elemen Mesin

Gambar 3.4 Konstruksi Gear box

Tabel 3.3 Dimensi Helical gear
3. PERHITUNGAN RODA GIGI HELICAL
a. Mencari jumlah gigi pinion dan gear

34

Perencanaan Elemen Mesin

Rv=

Nt1
Nt2

1 Nt1
=
2 Nt2
Nt2 = 2Nt1.............I

c=

d1 + d2
p
=
(Nt1 + Nt2 )...............II
2
2p

c=

d1 + d2 3+ 6
=
= 4.5in
2
2

Subtitusi persamaan I ke II maka

2p c
= 3Nt1
p
dimana nilai transver circular pitch adalah

2p (4.5)
= 3Nt1
0.5236

p=

p p
= = 0.5236
P 6

Nt1 = 30 teeth
Nt2 = 60 teeth

b. Mencari lebar gear

P
Pn
6
y = cos- 1 = 31deg
7
Menghitung helix angle
cos y =

Pada Helical gear, lebar gigi (b) paling tidak 20% lebih besar daripada axial pitchnya (pa)
atau umumnya minimal 2 kali dari axial pitch

35

Perencanaan Elemen Mesin
Dimana axial picth adalah

6
y = cos- 1 = 31deg
7
1
0.5236
pa= pcot y = p
=
= 0.87in
tan y
tan 31
maka penulis menggunakan lebar gigi (b) 2 kali dari pa untuk meminimkan kebutuhan ruang
dari kerangka gear box .
c.

Menentukan Material pasangan Helical Gear
Untuk menentukan material dari helical gear , maka harus dilakukan analisa terhadap
gaya-gaya yang bekerja pada gear tersebut.
1. Menghitung tegangan Bending menggunakan persamaan Lewis
Menghitung parameter
 Menghitung Jumlah gigi Formative pinion untuk mendapatkan Y

Ntep =

Ntg
18
=
= 28teeth
3
cos y cos3 31

Maka dari tabel 10-2 dengan Nte = 28teeth dan Pressure angel = 20 deg
Didapat Y= 0.352

Menghitung Pitch Line Velocity

Vp=

p dpn p (3in)(3600RPM)
=
= 2827.43 ft
min
12
12

 Menghitung Gaya tangensial

36

Perencanaan Elemen Mesin

FtVp
33000
33000(5Hp)
Ft =
= 58.357lb
2827.43
Hp=

 Menghitung Beban dynamic
Dimana

Fd =

Vp= 2827.43 ft

1200 + Vp
1200

Ft

min maka persamaan beban dinamik adalah

untuk

2000 < Vp£ 4000 ft

min

1200 + 2827.43
58.357lb
1200
maka Fd = 195.86lb
Fd =

 Kekuatan Bending dari Helical gears dihitung menggunakan persamaan Lewis

Dimana

Fb =

SbY
KfPn

Besarnya tegangan Bending ( Fb ) harus sama besarnya dengan tegangan Dynamic
( Fd ) atau lebih besar dari itu . Maka kondisi minimum dari tegangan bending yang
diterima oleh gear adalah

Fb = Fd

Asumsi Kf (Stress Contration Factor) = 1
Maka

S=

FdKfPn 195.86x1x7
=
= 2480.85psi
bY
1.57x0.352

Jadi tegangan ijin minimum agar material gear tidak mengalami Failure adalah
sebesar 2480.85psi . Maka pemilihan material harus ditinjau dari Safe Static Stresses

( So)

yang nilainya harus lebih besar dari dari tegangan ijin minimum material agar

mencapai kondisi AMAN kemudian ditinjau dari segi biaya .

37

Perencanaan Elemen Mesin
Dari tabel 10.3, penulis menggunakan material Forged carbon steel SAE 1020 case
hardened and WQT dengan

( So) = 18000 psi dan nilai kekerasan BHN = 156

2. Menghitung tegangan aus menggunakan persamaan Buckingham
Menghitung parameter

Q=
Dimana

2Ntg
2x36
=
= 1.33
Ntp + Ntg 18 + 36

Dari tabel 10-11 dengan nilai BHN = 156 dan pressure angle =20 deg maka diperoleh
nilai Wear Load Factor (K) dengan interpolasi sebesar = 43.16
Maka besarnya beban gesek

Fw =

dpbQK 3x1.57x1.33x43.16
=
= 367.98lb
cos 2 y
cos2 31

Dari hasil perhitungan pembebanan-pembebanan yang terjadi pada gear, maka kondisi
Ideal/aman dari sebuah desain gear apabila

Fb ³ Fd
Fb > Fw
Fw > Fd

maka
Fw > Fd
367.98lb> 195.86lb
AMAN

3. Cek keamanan Material gear dan dimensi gear menggunakan AGMA
1. Keamanan terhadap Bending , maka digunakan rumus AGMA BENDING
Dimana perbandingan
material ( Sad)

Sad =

tegangan terhitung (Qt) dengan tegangan

desain ijin

adalah Sad ³ Qt

SatK l
K tK r

38

Perencanaan Elemen Mesin

Sat dari tabel 10-7 untuk BHN 156, Maka dari interpolasi diperoleh Sat =21400
psi
Penentuan parameter factor

Tabel 3.4 Faktor – Faktor AGMA bending
 Menghitung Tegangan ijin material

Sad =

SatK i 21400x1
=
= 14266.67psi
K tK r 1x1.5

 Menghitung Tegangan terhitung material

st=

FtK oPK sK m 58.357x1.5x6x1x1.5
=
= 1515.54 psi
K vbJ
0.77x1.57x0.43

Dari hasil perhitungan Tegangan ijin material dan tegangan terhitung material maka
diperoleh

Sad > s t
14266.67psi > 1515.54 psi

AMAN

2. Keamanan terhadap aus , maka digunakan rumus AGMA WEAR

39

Perencanaan Elemen Mesin
Dimana perbandingan
material ( Sal )

tegangan terhitung (Qt) dengan tegangan desain ijin

adalah Sal ³ Qt

Mencari tegangan ijin desain

æC C ö
Sal = Sac ç L H ÷
èCT CR ø
Dimana nilai dari Sac diperoleh dari tabel 10. 14 dengan perbandingan sebesar
736666.67psi
Penentuan Parameter faktor

Tabel 3.5 Faktor – faktor AGMA wear
 Menghitung Tegangan ijin material

æC C ö
æ 1x1 ö
Sal = Sac ç L H ÷= 736666.67psi ç
÷= 640579.7psi
è1x1.15 ø
èCT CR ø
 Mencari Tegangan Terhitung

40

Perencanaan Elemen Mesin

Penentuan parameter

Mg =

Cc =

1 1
= =2
rv 1
2

cos f sin f
2

æ M ö cos20sin 20 æ 2 ö
g
çç
÷
ç
÷= 0.11
÷=
è2 +1 ø
2
èM g +1 ø

d1 Ntp
18
=
=
= 1.5in
2 2P 2 ´ 6
d Nt
36
rs = 2 = g =
= 3in
2 2P 2 ´ 6
r1 =

Z=
Dimana

Z=

( 3+ 0.143)

2

( r2 + a2 )

a= 1
2

Pn

= 1 = 0.143in
7

- r22 cos2 f - r2 sin f + (r1 + a1 )2 - r12 cos2 f - r1 sin f

- 32 cos2 20 - 3sin 20 + (1.5+ 0.2)2 - 1.52 cos2 20 - 1.5sin 20

Z = 0.824
tanF n = tan F cos y
F n = tan - 1 (tan 20xcos31) = 17deg

Mn =

Pnb
0.95Z

=

Pnb = Pn cos f n = 7 ´ cos17 = 6.7in

6.7
= 8.56
0.95 ´ 0.824

Nilai dari I yang merupakan faktor geometri didapat dari pers

41

Perencanaan Elemen Mesin

I=

Cc 0.11
=
= 0.013
Mn 8.56

Jadi besarnya tegangan AGMA wear terhitung

s t = Cp

FtCoCsCmC f
= 2300 ´
CvdbI

58.357 ´ 1.5´ 1.25´ 2 ´ 1.5
= 219243.8psi
0.59 ´ 3´ 1.57 ´ 0.013

Dari hasil perhitungan Tegangan ijin wear material dan tegangan terhitung wear material
maka diperoleh

Sal > s t
640579.7psi > 219243.8psi

AMAN

4. PERHITUNGAN RODA GIGI LURUS
Mencari jumlah gigi pinion dan gear

Rv=

Nt1
Nt2

1 Nt1
=
2 Nt2
Nt2 = 2Nt1
Jika harga Nt1 = 30 teeth, maka
Nt2 = 60 teeth
1. Menentukan Material pasangan Spur Gear

42

Perencanaan Elemen Mesin
Untuk menentukan material dari spur gear , maka harus dilakukan analisa terhadap gayagaya yang bekerja pada gear tersebut.
PINION
a. Menghitung tegangan Bending menggunakan persamaan Lewis
Menghitung parameter
Menghitung Pitch Line Velocity
Maka dari tabel 10-2 dengan Nt1 = 30 teeth dan Pressure angel = 20 deg
Didapat Y= 0.358
Menghitung Pitch Line Velocity

p dpn p (3in)(1800RPM)
=
= 1413 ft
min
12
12

Vp=

 Menghitung Gaya tangensial

FtVp
33000
33000(5Hp)
Ft =
= 116.67lb
1413
Hp=

 Menghitung Beban dynamic
Dimana

Fd =

Vp= 1413 ft

600 +Vp
600

Ft

min maka persamaan beban dinamik adalah

untuk

0 < Vp£ 2000 ft

min

600 + 2827.43
1413lb
600
maka Fd = 559.168lb
Fd =

 Kekuatan Bending dari Spur gears dihitung menggunakan persamaan Lewis

43

Perencanaan Elemen Mesin

Dimana

Fb =

SbY
P

Besarnya tegangan Bending ( Fb ) harus sama besarnya dengan tegangan Dynamic
( Fd ) atau lebih besar dari itu . Dengan tebal b = 1 in maka kondisi minimum dari
tegangan bending yang diterima oleh gear adalah
Maka

S=

Fb = Fd

FdP 559.168x10
=
= 15619.22 psi
bY
1x0.358

Jadi tegangan ijin minimum agar material gear tidak mengalami Failure adalah
sebesar 15619.22 psi . Maka pemilihan material harus ditinjau dari Safe Static Stresses

( So)

yang nilainya harus lebih besar dari dari tegangan ijin minimum material agar

mencapai kondisi AMAN kemudian ditinjau dari segi biaya .
Dari tabel 10.3, penulis menggunakan material Forged carbon steel SAE 1020 case
hardened and WQT dengan

( So) = 18000 psi dan nilai kekerasan BHN = 156

b. Menghitung tegangan aus menggunakan persamaan Buckingham
Menghitung parameter

Q=
Dimana

2Ntg
2x60
=
= 1.33
Ntp + Ntg 30 + 60

Dari tabel 10-11 dengan nilai BHN = 156 dan pressure angle =20 deg maka diperoleh
nilai Wear Load Factor (K) dengan interpolasi sebesar = 43.16
Maka besarnya beban gesek

Fw = dpbQK = 3x1x1.33x43.16 = 624.1lb
Dari hasil perhitungan pembebanan-pembebanan yang terjadi pada pinion, maka kondisi
Ideal/aman dari sebuah desain gear apabila

44

Perencanaan Elemen Mesin

Fb ³ Fd
Fb > Fw
Fw > Fd
Setelah didapatkan materialnya, kemudian dicari harga Fb yang sebenarnya dengan rumus

Fb =

SbY 18000x1x0.358
=
= 644.4lb
P
10

maka
Fw > Fd
624.1lb> 559.168lb
AMAN
GEAR
Dari tabel 10-2 dengan Nt1 = 60 teeth dan Pressure angel = 20 deg. Didapat Y= 0.421

Jadi

Fb =

SbY 18000x1x0.421
=
= 757.8lb
P
10

maka
Fb > Fw
757.8lb> 559.168lb
AMAN
c. Cek keamanan Material dan dimensi menggunakan AGMA
1. Keamanan terhadap Bending , maka digunakan rumus AGMA BENDING
Dimana perbandingan tegangan terhitung (Qt) dengan tegangan desain ijin material
( Sad)

adalah Sad ³ Qt

45

Perencanaan Elemen Mesin

Sad =

SatK l
K tK r

Sat dari tabel 10-7 untuk BHN 156, Maka dari interpolasi diperoleh Sat =21400 psi
Penentuan parameter faktor

Tabel 3. 6 Faktor – faktor AGMA Bending
 Menghitung Tegangan ijin material

Sad =

SatK i 21400x1
=
= 14266.67psi
K tK r 1x1.5

 Menghitung Tegangan terhitung material

st=

FtK oPK sK m 116.67x1.25x10x1x1.6
=
= 10234.21psi
K vbJ
0.57x1x0.4

Dari hasil perhitungan Tegangan ijin material dan tegangan terhitung material maka
diperoleh

46

Perencanaan Elemen Mesin

Sad > s t
14266.67psi > 10234.21psi

AMAN

2. Keamanan terhadap aus , maka digunakan rumus AGMA WEAR

Tabel 3.7 Faktor – faktor AGMA wear
Dimana perbandingan tegangan terhitung (Qt) dengan tegangan desain ijin material
( Sal )

adalah Sal ³ Qt
Mencari tegangan ijin desain

æC C ö
Sal = Sac ç L H ÷
èCT CR ø
Dimana nilai dari Sac diperoleh dari tabel 10. 14 dengan perbandingan sebesar
736666.67psi
Penentuan Parameter faktor
 Menghitung Tegangan ijin material

æC C ö
æ 1x1 ö
Sal = Sac ç L H ÷= 73666.67psi ç
÷= 58933.336 psi
è1x1.25 ø
èCT CR ø
Jadi besarnya tegangan AGMA wear terhitung jika I = 0.1

47

Perencanaan Elemen Mesin

s t = Cp

FtCoCsCmC f
116.67 ´ 1.25 ´ 1´ 0.85´ 1.25
= 2300 ´
= 119917.7psi
CvdbI
0.57 ´ 3´ 1´ 0.1

Dari hasil perhitungan Tegangan ijin wear material dan tegangan terhitung wear material maka
diperoleh

Sal > s t
58933.336 psi > 119917.7psi

TIDAK AMAN

Supaya material tetap aman terhadap aus maka perlu diperbaiki tingkat kekerasannya misal
hingga mencapai 360 HBN dengan Sac = 160000. Jadi

æC C ö
æ 1x1 ö
Sal = Sac ç L H ÷= 160000 psi ç
÷= 128000 psi
è1x1.25 ø
èCT CR ø

Sal > s t
128000 psi > 119917.7psi

AMAN

PERENCANAAN BELT DAN PULLEY
A. Gambar Layout pasangan Pulley dan Belt

48

Perencanaan Elemen Mesin

Gambar 3.5 pulley dan sabuk
Data-data:
 Bahan belt

: Solid Woven Cotton

 Daya motor (P)

: 5 hp

 Putaran motor (n)

: 900 rpm

 Diameter pulley 2 (D2)

: 150 mm

Diameter pulley 1:

n1
D
 (1   )  2
n2
D1
 = koefisien rangkak (creep) belt (0,01 – 0,02), dipilih 0,02

D1 =

n2
600
( 1+ d) ´ D2 =
( 1+ 0, 02) ´ 150mm = 102mm
n1
900

49

Perencanaan Elemen Mesin
Kecepatan keliling (Vp1):

p ´ D1 ´ n1
60x1000
p ´ 102 ´ 900 rpm
=
= 4.8m/ s
60000

Vp1 =

1. Penentuan Tipe Pulley
Menghitung Gaya keliling rata-rata (Frate):

Frate =

102 ´ P 102 ´ 3.73kwatt
=
= 79.26 kg
Vp
4.8

Karena adanya over load atau tarikan awal yang besar, secara umum diambil 50 % dari

Frate nya.
Fmax = 150 % ´ Frate
= 1, 5 ´ 79.26 kg = 118.89 kg
Penampang belt dipilih berdasarkan tegangan yang timbul dan tegangan akibat beban mula.

K    0
dimana: 

= faktor tarikan, untuk V-belt besarnya = 0,7

 = tegangan mula-mula, untuk V-belt = 12 kg/cm2
maka K

= 2  0,7  12 kg/cm2 = 16,8 kg/cm2

50

Perencanaan Elemen Mesin
Dari tegangan yang timbul karena beban tersebut, maka dapat dicari luasan penampang
belt

Z ´ A =

Fmax
118.89 kg
=
= 7 cm2
2
K
16,8 kg/ cm

2. Pemilihan luasan:
dari Z x A = 7 cm2, tidak memenuhi standar yang ada / tidak pas, maka dipilih:
Type : D
3.

2
A =7.065 cm

Z=1

h=25mm

Menghitung panjang pulley:

c=3 R1 +R 2
c=3(75mm)+51 mm
c=276mm
a=( c 2 −( R2 −R1 )2 )1/2
1/2
a=( ( 276mm ) 2−(75mm−51mm)2 )
a=275mm

( D 2−D 1 )
π
l=2 × a+ 2 × ( D 2−D 1 )+ 4 a

( 150 mm−102 mm )
π
l=2 ×275 mm+ 2 × ( 150 mm−102 mm ) +
4 ×275 mm

l=625.441 mm
Panjang tersebut ada pada standar belt, sehingga panjang ini yang dipakai. Variasi jarak poros
bertujuan untuk mengatur ketegangan dan kekenduran belt.

a min=a−2 × h

51

Perencanaan Elemen Mesin

a min=275 mm−2 ×25 mm
a min=225 mm
a max=1.05 × a
a max=1.05 × 225 mm
a max=236.25 mm
4. Tegangan Yang Terjadi Pada Belt
 Tegangan akibat sentripetal (

v )

g(Vp )2 1.05(4.8)2
sv=
=
= 0.247kg/ cm2
10g
10x9.81
 Tegangan bending (

sb=

b )

Ebh 400x25
=
= 98.04kg/ cm2
Dmin
102

 Tegangan karena daya (K)

K=

Fmax 118.89
=
= 16.83kg/ cm2
AxZ 7.065x1

 tegangan maxsimun (

 max )

s max = s 0 + K / 2 + s v + s b
s max = 12 +16.83 / 2 + 0.247 + 98.04
s max = 118.7kg/ cm2

52

Perencanaan Elemen Mesin
4. Penentuan Umur Belt (H)
  fat
N base
H 

3600  U  X 
 max

m






diketahui: Nbase = 108

m = 8 untuk V-belt

= 90 kg/cm2 untuk V-belt

fat

X = 2 untuk pulley yang bergerak

V
U = lp
U=

4.8 m ⁄ s
0.625 m

U =7.68 rps
maka:
108
90
H= 3600 ×7.68 rps × 2 × 118.7

{

8

}

H=1975.334 jam kerja
5. Dimensi-Dimensi Pulley
Data-data pulley type C untuk V-belt

ℓ= 21
j = 36 - 38
t = 25
C =6

S = 17

Diameter pulley:

53

Perencanaan Elemen Mesin
Dout, 1 = D1 + 2 .C

= 102 + 2  6

= 114 mm

Dout, 2 = D2 + 2 .C

= 150 + 2  6

= 162 mm

Din, 1 = Dout, 1 + 2 . ℓ = 102 + 2  21 = 144 mm
Din, 2 = Dout, 2 + 2 . ℓ = 150 + 2  21 = 192 mm
Lebar pulley (B):
lebar pulley penggerak = lebar pulley yang digerakkan
maka:

B1

= B2 = (Z – 1) t + 2 .S

= (1 – 1) 25 + 2 x 17 = 34 mm
Sudut kontak  (table 3-7):

(D2 - D1 )
a
(150 - 102)
a = 180 = 179.9 o
550

a = 180 -

5. Gaya Yang Bekerja Pada Poros

Frate
a
a
xsin = 2F0 xsin
j
2
2
79.26
179.9
FR =
xsin
0.7
2
 FR = 113.23kg
FR =

54

Perencanaan Elemen Mesin

F0 =




Frate 79.26
=
= 56.61kg
2j
2x0.7

F1 = F0 +

Frate
79.26
= 56.61+
= 96.24kg
2
2

F2 = F0 +

Frate
79.26
= 56.61= 16.98kg
2
2

6. Pulley Driven
 Perhitungan Volume Lingkaran Pulley Driven

V pulley driven =π × t × ( R 22−R21 )
V pulley driven =π × 0.034 m × [ ( 0.096 m )2− ( 0.081 m )2 ]
V pulley driven =0.00028 m3
 Perhitungan Jeruji Pulley Driven
V jeruji=3 buah × π × t jeruji × R2jeruji
V jeruji=3 buah × π × 0.106 m× ( 0.017 m )2
V jeruji=0.00028 m 3
 Perhitungan Total Volume Pulley Driven
V total pulley driven =V pulley driven +V jeruji
V total pulley driven =0.00028 m 3+ 0.00028 m3
V total pulley driven=0.00056 m 3
 Perhitungan Massa Pulley Driven
Bahan Pulley yang dipilih adalah Aluminium dengan massa jenis sebesar 2700

kg/

m3.
m pulley driven =ρaluminium ×V total pulley

55

Perencanaan Elemen Mesin
kg
× 0.00056 m3
m3
m pulley driven =1.512 kg
m pulley driven =2700

7. Pulley Driver


Perhitungan Massa Pulley Driver

m pulley driver =m pulley driven x

2
3
¿ 1.512 kg x 0.67=1.008 kg

3.5 PERENCANAAN POROS
Poros I
1. FBD poros I

Gambar 3.6 FBD Poros I

56

Perencanaan Elemen Mesin

Ft =226.77 N
W silinder=33.318kgx 10m/s 2=333.18N
W pulley =1.512kgx 10m/s2=15.12 N
a=αR=20.93rad/s 2(0.15m)=3.14 m/s 2
F1=96.24a=96.24 x3.14=302.145N
F2=16.98a=16.98 x 3.14=53.3 N
F pulley=F 1+F 2+W pulley
F pulley=302.145+53.3+12=367. 45N
2. Gaya – gaya yang bekerja pada arah Horizontal

57

Perencanaan Elemen Mesin

Ft =P1
∑ F x =0
B x =0
∑ F y=0
A y +B y −Ft =0
A y +B y =Ft
A y +B y =226.77 N
∑ M A=0
−Ft 0.4+B y 0.8=0
F 0.4 226.77 x 0.4
B y =0.8t =0.8
=113.385N
A y =113.385N
 Potongan M1-1 Horizontal (0< x < 0.4)

∑ M=0

M 1−1 − A y x=0
M 1−1 =113. 385 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0. 4⃗ M 1−1=45 .35 Nm

 Potongan M2-2 Horizontal (0< x < 0.4)

58

Perencanaan Elemen Mesin

∑ M=0

M 2−2 −B y x=0
M 2−2 =113. 385x
x=0 ⃗ M 2−2 =0
x=0.4⃗ M 2−2 =45.35Nm

3. Gaya – gaya yang bekerja pada arah Vertikal

59

Perencanaan Elemen Mesin

F p=P1
W silinder=P2
∑ F x =0
B x=0
∑ F y =0
A y +B y −F p−W silinder =0
A y +B y =F p+W silinder
A y +B y =700.63 N
∑ M A =0
F p 0.1−W silinder 0.4+B y 0.8=0
W
0.4−F p 0.1
B y = silinder
0.8
333.18 x 0.4−367. 45x 0.1
By=
=120.66 N
0.8
A y=579.97 N

60

Perencanaan Elemen Mesin
 Potongan M1-1 Vertikal (0< x < 0.1)

∑ M=0

M 1−1 −F p x=0
M 1−1 =367.45 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0.1⃗ M 1−1 =36.745 Nm

Potongan M 2-2 Vertikal ( 0 < x < 0.4 )

∑ M=0

M 2−2− A y x+F p (0.1+x)=0
M 2−2=579.97x−367.97(0.1+x)
x=0⃗ M 2−2=36.745 Nm
x=0.4⃗ M 2−2=48.26 Nm

61

Perencanaan Elemen Mesin

Potongan M 3-3 Vertikal ( 0 < x < 0.1 )

∑ M=0

M 3−3 −B y x=0
M 3−3 =120 .66 x
x=0 ⃗ M 3−3 =0
x=0.1⃗ M 3−3 =48. 26 Nm

4. Diagram Momen Poros I
a. Diagram momen Poros I arah Horizontal

62

Perencanaan Elemen Mesin

b. Diagram momen Poros I arah Vertikal

5. Penentuan Diameter Poros I
Dalam hal ini material poros menggunakan material Carbon steel dengan properties

mekaniknya :

SAE 1020
S yp =18000 psi=124105631.23 N /m2

Maka dari persamaan MNST diperoleh diameter minimal poros

M R= √ M 2V +M 2H
M R= √ 48.264 2 +45.352=66.23Nm
Nx 16
D3 ≥
M 2R+T 2
√
πx 0.15(S yp )
3 2x 16
2
2
D≥
66.23 +52.16
√
πx 0.15(124105631.23)
D≥2.4cm

63

Perencanaan Elemen Mesin

5. Penentuan Diameter Bertingkat

Tabel 3.8 Kode ukuran bearing
Pada Tabel dimensi bearing diatas untuk d = 25 mm besar D = 47 mm, jadi untuk
1
diameter poros silindernya = 25mm x ( 3 (47mm-25mm) x 2) = 39 mm
6. Sketsa Poros I

Gambar 7.1 sketsa poros I

64

Perencanaan Elemen Mesin

Poros II
1. Data poros II
a=α R 2=20.93 ( 0.102 )=2.135

m
s2

m
=205.46 N
s2
m
F 2=16.98 kg x 2.135 2 =36.25 N
s
T =78.24 Nm
F 1=96.24 kg x 2.135

W pulley =0.8 kg x 10

m
=8 N
s2

F p=F 1+ F 2−W pulley
F p=205.46 N +36.25 N−8 N =233.71 N
78.24 Nm
=1026.77 N
0.0762 m
m
W spur =1.25 kg x 10 2 =12.5 N
s
F t=

2. FBD poros II

65

Perencanaan Elemen Mesin

3. Gaya – gaya yang bekerja pada arah Horizontal

Reaksi tumpuan sumbu horizontal

Σ F x =0
C x =0
Σ F y =0
C y + D y −F t=0
C y + D y =1026.77 N

66

Perencanaan Elemen Mesin

 Potongan M1-1 Horisontal (0< x < 0.1)

∑ M=0

M 1−1 −C y x=0
M 1−1 =513 .385 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0 .1⃗ M 1−1 =51.3385 Nm

 Potongan M2-2 Horisontal (0< x < 0.1)

67

Perencanaan Elemen Mesin

∑ M=0

M 2−2 −D y x=0
M 2−2 =513 .385 x
x=0 ⃗ M 2−2 =0
x=0 . 1⃗ M 2−2 =51.3385 Nm

2. Gaya – gaya yang bekerja pada arah Vertikal

68

Perencanaan Elemen Mesin

∑ F x =0

A x=0
∑ F y=0
C y +D y −W spur +F p=0
C y +D y =12.5−233.71=−221.21N
∑ M A=0
−W spur 0.1+B y 0.2+F p 0.3=0
12.5 x0.1−233.71 x 0.3
D y =0.2
=−688.13 N
C y=466.92N
 Potongan M1-1 Vertikal (0< x < 0.1)

∑ M=0

M 1−1 −C y x=0
M 1−1 =466 . 92 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0 .1⃗ M 1−1 =46. 692 Nm

 Potongan M2-2 Vertikal (0< x < 0.1)

69

Perencanaan Elemen Mesin

∑ M=0

M 2−2+W spur x−C y (0.1+x )=0
M 2−2=466.92(0.1+ x)−12 .5 x
x=0⃗ M 2−2 =46 .692Nm
x=0.1⃗ M 2−2=92.134 Nm

a

 Potongan M-3 Vertikal (0< x < 0.1)

∑ M=0

M 3−3 −F p x=0
M 3−3 =233 . .71 x
x=0 ⃗ M 3−3 =0
x=0.1⃗ M 3−3 =23 .371 Nm

3. Gambar Diagram Momen Poros II

70

Perencanaan Elemen Mesin
a. Diagram momen Poros II arah Horizontal

b. Diagram momen Poros II arah Vertikal

4. Penentuan Diameter Poros II
Dalam hal ini material poros menggunakan material Carbon steel dengan properties

mekaniknya :

SAE 1020
S yp =18000 psi=124105631.23 N /m2

Maka dari persamaan MNST diperoleh diameter minimal poros

71

Perencanaan Elemen Mesin

M R= √ M 2V +M 2H
M R= √92.1342+51.342
M R=105.5 Nm
Nx16
D3≥0.5 πS √ M 2R +T 2
yp
2x
16
D3 ≥
√105.5 2+78.24 2
0.5 π(124105631.23)
D≥2.78 cm
5. Penentuan Diameter Bertingkat
Berdasarkan tabel 6.1, dimensi Bearing diatas untuk d = 30 mm besar D = 55 mm, jadi
1
untuk diameter poros silindernya = 30mm x ( 3 (55mm-30mm) x 2) = 42 mm
6. Sketsa Poros II

72

Perencanaan Elemen Mesin
Poros III
1. FBD Poros III

T =156 .48Nm
T
156 .48
Ft h =d =0.1524 =2053.54 N
h
2
2
T
156. 48
Ft s = =
=4107 .08 N
d s 0 .0762
2
2
W helical =12. 5 N
W spur=3. 126 N
2. Gaya-gaya yang bekerja pada arah horizontal

73

Perencanaan Elemen Mesin

∑ F x =0

B x=0
∑ F y =0
E v +F v −Ft h −Ft s =0
E v +F v =6160.62 N
∑ M A =0
Ft h 0.1+Ft s 0.2−B y 0.3=0
2053.54 x 0.2+4107.08 x 0.1
F v =0.3
=2738.05 N
E v=3422.57N
 Potongan M1-1 horizontal ( 0 < x < 0.1 )

∑ M=0

M 1−1 −E v x=0
M 1−1 =3422.57 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0 .1⃗ M 1−1 =342.257 Nm

74

Perencanaan Elemen Mesin

 Potongan M 2-2 (0 < x < 0.1 )

∑ M=0

M 2−2 +Ft h x−E v (0.1+ x)=0
M 2−2 =2053 .54(0.1+x )−3422.57 x
x=0 ⃗ M 2−2 =342.257 Nm
x=0 .1⃗ M 2−2 =68 .451 Nm

 Potongan M 3-3 (0 < x < 0.1 )

75

Perencanaan Elemen Mesin

∑ M=0

M 3−3 −F y x=0
M 3−3 =2738 .05 x
x=0 ⃗ M 3−3 =0
x=0 .1⃗ M 3−3 =273 .8 Nm

4. Gaya – gaya yang bekerja pada arah vertikal

∑ F x =0

B x=0
∑ F y =0
E y +F y −W helical −W spur=0
E y +F y =15.626 N
∑ M B =0
W spur 0.1+W helical 0.2−B y 0.3=0
3.126 x0.1+12.5 x0.2
E y= 0.3
=9.375N
F y =6.25 N
 Potongan M1-1 vertikal (0 < x < 0.1 )

76

Perencanaan Elemen Mesin

∑ M=0

M 1−1 − A y x=0
M 1−1 =9.375 x
x=0 ⃗ M 1−1=0
x=0.1⃗ M 1−1 =0.9375 Nm

 Potongan M 2- 2 vertikal ( 0 < x < 0.1)

∑ M=0

M 2−2 +W helical x−E y (0 .1+x )