1. perencanaan elemen mesin pemutar torch las

RABTV

PERENCANAAN ELEMEN MESTN

1. PERENCANAAN ELEMEN MESIN PEMUTAR TORCH LAS

1.1. PERHITUNGAN MASSA DAN INERSIA

Massa dari benda kerja dari elemen yang berputar seperti yang ditunjukkan

pada gambar 2.3 dan 2.4 dapat dihitung dengan rumusan sebagai berikut:

M = p . V

Untuk poros pejal

Mp = 7t d21 .p / 4

M poros 1 = K . \52. 280,5 . 7830 10"9/4 = 0,3881 kg

di mana : d diameter (mm)

t tebal (mm)

p massajenis (kg/mm2).

Perhitungan di atas hanya digunakan sebagai contoh. Sedangkan untuk benda kerja

yang lain caranya sama dan ditampilkan langsung dalam bentuk tabel seperti yang

terdapat pada tabel 4.1.

www.petra.ac.id

http://dewey.petra.ac.id/dgt_directory.php?display=classification

http://digilib.petra.ac.id//help.html

71

Benda

Poros 1

Poros 2

Poros 3

Gear

Roda Gigi Cacing

Gear 1

Gear 2

Gear 3

Lengan vertikal 1

Lengan vertikal 2

Lengan horisontal 1

Lengan horisontal 2

Pneumatik 1

Pneumatik 1

Torch 1

Torch 2

Pencekam 1

Pencekam 2

Penghubung 1

Penghubung 2

Massa (kg)

0,3881

0,5035

0,5035

4,6437

1,5487

2,5349

2,5349

2,5349

0,727

0,727

0,956

0,956

0,6768

0,6768

3

3

0,53

0,53

1,0421

1,0421

Inersia (kg. mm2)

10,9159

15,2935

15,2935

13481,6827

21973,0973

20571,5818

20571,5818

20571,5818

8400,9682

8400,9682

10441,8302

10441,8302

6897,8803

6897,8803

24107,5756

24107,5756

6232,3340

6232,3340

13157,3434

13157,3434

Tabel 4.1. Perhitungan Massa dan Inersia

Total massa benda yang digunakan untuk memutar torch las adalah 29,506

kg-

Benda yang berputar pada sumbunya mempunyai inersia. Besarnya inersia

tiap benda dapat dihitung dengan rumusan pada lampiran 1. Sebagai contoh

perhitungan diambil poros 1.

I = M. d2/ 8 = 0,3881 . 152/ 8= 10,9159 kg.mm2

di mana d .diameter (mm)

72

M ::massa benda (kg).

Harga-harga inersiajuga ditabelkan pada tabel 4.1. Total Inersia dari benda

kerja yang berputar terhadap sumbu putarnya didapat sebesar 2,3570 . 105 kg.mm2

(0,2357 kg.m2).

Pada perencanaan ini kecepatan putar motor yang dilengkapi dengan

inverters direncanakan adalah 600 rpm dan waktu yang digunakan agar motor

mencapai kecepatan konstan tergantung dari besaraya beban. Dalam perencanaan

diasumsikan waktu untuk mencapai putaran 600 rpm adalah sebesar 1 detik.

Kecepatan keliling merupakan kecepatan pengelasan. Kecepatan yang

dianjurkan oleh mesin las tersebut adalah 40 cm/menit sampai 50 cm/menit untuk

ketebalan plat 1,2 mm (lihat lampiran 2). Dalam perencanaan digunakan kecepatan

50 cm/menit. Diameter pivot yang akan dilas : d = 15 mm.

Kecepatan sudut pengelasan sebesar to = 2 . v /d

= 2 (500 / 60) /15

= 1,11 rad/detik = 10,6 rpm

Dalam perhitungan selanjutnya kecepatan sudut dipakai 10 rpm.

Percepatan sudut yang terjadi sebesar a = © /1 = 1,11 rad/detik2

Sedang torsi yang terjadi dihitung dengan T = I . a

= 0,2357. 1,11

= 0,2617 N.m = 2.3156 lb.in

Kecepatan sudut dan torsi ini akan digunakan dalam perhitungan selanjutnya.

1.2. PERENCANAAN RODA GIGI LURUS

73

1.2.1. Perencanaan Roda Gigi Lurus 1

Roda gigi lurus 1 ini mendapat beban torsi dari torch las yang berputar

sebesar T - 2,3156 lb.in. Putaran torch las sama dengan putaran pada gear roda

gigi. Putaran yang dianjurkan pada mesin las yang digunakan sebesar 10 rpm.

Rasio roda gigi direncanakan sebesar 1 :1 . Jumlah gigi pada gear Nfe, =30

gigi dan pada pinion N ^ = 30 gigi. Sudut tekan <j> = 20° dengan kedalaman penuh,

tebal gigi b = 0,8 in. Diametral pitch p = 12. Material yang digunakan yaitu baja

dengan tegangan material Sst • 19000 psi, jumlah tegangan kontak material S8C =

85000 psi dan kekerasan minimum beban 140 BHN. Data material dapat dilihat

pada tabel 3.1. Berdasarkan data yang ada maka dapat dihitung dimensi, kekuatan

daya, dan interferensi dari pasangan roda gigi lurus 1.

1.2.1.1. Dimensi Roda Gigi Lurus 1

Dimensi-dimensi yang diperlukan dalam perencanaan roda gigi lurus yaitu :

- diameter jarak bagi d tergantung dari jumlah gigi dan diametral pitch

dp = N^ / P = 30 /12 = 2,5 in (63,5 mm)

dg - N% / P = 30 /12 = 2,5 in (63,5 mm)

maka didapatkan diameter pinion 63,5 mm dan diameter gear 63,5 mm, selain itu

dapat dihitung:

- kecepatan linier jarak bagi v yang terjadi pada pinion adalah

74

vp = 7t. dp. Np / 12 = n . 2,5 . 10 /12 = 6,5500 fpm (0,0333 m/detik)

- ketebalan gigi dari roda gigi b seperti yang dianjurkan antara 9 / P sampai 13 / P,

maka:

b = 9 /12 sampai 13 /12 = 0,75 sampai 1,0833 in.

Jadi tebal gigi b =0,8 in (20,32 mm) ini dapat dipakai dalam perencanaan.

Sedangkan gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi lurus adalah

- gaya tangensial F, yang timbul akibat torsi sebesar:

Ft = T / (d/2) - 2,3156 / (2,5/2) = 1,8525 lb (8,2430 N).

- gaya radial Fr sebesar:

Fr = F, tg(f» = 1,8525 tg 20° - 0,6743 (3,0003 N).

1.2.1.2. Analisa Kekuatan Daya menurut AGMA

Analisa hanya dilakukan pada pinion, dengan material yang sama kekuatan

daya pada pinion lebih kecil daripada gear sehingga bila pinion kuat maka gear

akan kuat. Dari tabel 3.2, tabel 3.4, tabel 3.5, tabel 3.6, tabel 3.7, berturut-turut

harga J - 0,32, KL= l . K * - 1,3, K„ = 1 dan KR= 1,25.

Harga Ks dan KT masing-masing diambil 1, sedangkan harga K̂ . diambil dari

rumusan 3.3 adalah K,, - 50 / (50 +JV) = 50 / (50 + ^6,5500) = 0,9513 maka :

np.dp.Satb.J.Ky.KL P ~ 126000.P.Km.Ks.Ko.KR.KT

= 10.2,5.19000.0,8.0,32.0,9513.1 P _ 126000.12.1,3.1.1.1,25.1

hp= 0,0471 hp

75

1.2.1.3. Analisa Kekuatan Daya Berdasarkan Daya Tahan menurut AGMA

Daya tahan (ketahanan) roda gigi untuk menanggung keausan yang terjadi

adalah penting karena kerusakan akibat keausan lebih mudah terjadi dibandingkan

dengan kerusakan karena beban lain. Dari tabel 3.9, tabel 3.10, gambar 3.2, tabel

3.5, tabel 3.6, tabel 3.7 dan tabel 3.12 berturut-turut didapatkan harga I = 0,08, CL

= 1, CH = 1, Cm = 1,3, C0 = 1, Cp = 1 dan CR = 1,25. Harga Cs dan CT

masing-masing diambil 1 sedangkan Cv didapatkan dari rumusan tabel 3.3 =

0,9513, maka:

, _ np.b.Cy.I rSttc.dp.CL-CH^ P_126000.Cs.Cm.Cf.Col CP.CT.CR J

10.0,8.0.9513.0,08 f 85000.2,5.1.1 V P ~ 126000.1.1,3.1.1 I 2300.1.1,25 )

hp = 0,0061 hp

Dari hasil perhitungan kemampuan daya, daya terkecil diambil untuk

menghitung gaya tangensial yang dapat diterima material sehingga daya yang

digunakan adalah 0,0061 hp. Maka gaya tangensial maksimum adalah

Ft - 33000 . hp / vp - 33000 . 0,0061 / 6,550 = 30,7328 lb (136,7609 N)

Gaya tangensial yang dapat diterima material sebesar 30,7328 lb sedangkan gaya

tangensial yang bekerja sebesar 1,8525 lb maka material tersebut cukup aman

digunakan.

76

1.2.1.4 . Interferensi

Terjadinya interferensi tidak diijinkan dalam perencanaan roda gigi.

Interferensi dapat dihitung dengan :

r.= ^b+(C-sin<|>)2

rb = r . cos<|> = (2,5/2) . cos 20° = 1,1746 in (29,8349 mm)

C = (dp + dg)/2 = (2,5 + 2,5) / 2 - 2,5 in (63,5 mm)

sehingga

r, = 1/l,17462 + (2,5sin20°)2 = 1,4529 in (36,9026 mm)

Interferensi tidak akan terjadi bila rs dari perhitungan rumus di atas lebih

besar dari jari-jari jarak bagi rg ditambah dengan tinggi kepala h, (r, > rM)

h, = 1 / P = 1 /12 = 0,0833 in (2,1158 mm)

r« = dg / 2 + h, = 2,5 / 2 + 0,0833 = 1,3333 in (33,8658 mm)

Dari hasil perhitungan, ternyata jari-jari lingkaran kepala kenyataannya

lebih kecil dari jari-jari kepala hitungan, maka dikatakan pasangan roda gigi ini

tidak mengalami interferensi.

1.2.2. Perencanaan Roda Gigi Lurus 2

Roda gigi lurus 2 ini mendapat beban torsi dari torch las yang berputar

sebesar T = 2,3156 lb.in. Putaran torch las sama dengan putaran pada gear roda

gigi. Putaran yang dianjurkan pada mesin las yang digunakan sebesar 10 rpm.

Untuk mendapatkan putaran yang bervariasi digunakan motor yang mempunyai

variasi kecepatan.

77

Rasio roda gigi direncanakan sebesar 1 :1 . Jumlah gigi pada gear N^, = 30

gigi dan pada pinion KL, = 30 gigi. Sudut tekan <)) = 20° dengan kedalaman penuh.

Diametral pitch p = 12. Material yang digunakan yaitu baja dengan tegangan

material Sa, = 19000 psi, jumlah tegangan kontak material Sac = 85000 psi dan

kekerasan minimum beban 140 BHN. Data material dapat dilihat pada tabel 3.1.

Berdasarkan data yang ada maka dapat dihitung dimensi, kekuatan daya, dan

interferensi dari pasangan roda gigi lurus 2.

1.2.2.1. Dimensi Roda Gigi Lurus 2

Dimensi-dimensi yang diperlukan dalam perencanaan roda gigi lurus yaitu :

- diameter jarak bagi d yang tergantung dari jumlah gigi dan diametral pitch

dp = Ntp / P = 30 /12 = 2,5 in (63,5 mm)

d 6 " Ntg Ip " 3 0 ' 12 = 2,5 in (63,5 mm)

- kecepatan linier jarak bagi v yang terjadi pada pinion adalah

vp = % . dp. Np /12 = K . 2,5 . 10 /12 = 6,5501 fpm (0,0334 m/detik)

- ketebalan gigi dari roda gigi b seperti yang dianjurkan antara 9 / P sampai 13 / P,

maka:

b = 9 /12 sampai 13 /12 = 0,75 sampai 1,0833 in.

Jadi tebal gigi 0,8 in (20,32 mm) dapat digunakan dalam perencanaan ini.

Sedangkan gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi lurus adalah

- gaya tangensial F, yang timbul akibat torsi sebesar :

Ft = T / (cL/2) » 2,3156 / (2,5/2) = 1,8525 lb (8,2430 N).

78

- gaya radial Fr sebesar ;

Fr = F, tg(j) - 1,8525 tg 20° = 0,6743 (3,0003 N).

1.2.2.2. Analisa Kekuatan Daya menurut AGMA

Analisa hanya dilakukan pada pinion, dengan material yang sama kekuatan

daya pada pinion lebih kecil daripada gear sehingga bila pinion kuat maka gear

akan kuat. Dari tabel 3.2, tabel 3.4, tabel 3.5, tabel 3.6, tabel 3.7, berturut-turut

harga J = 0,32, KL = 1, Km = 1,3, K„ = 1 dan KR= 1,25.

Harga Ks dan KT masing-masing diambil 1, sedangkan harga K̂ . diambil dari

rumusan 3.3 adalah K, = 50 /(50 ^ v ) = 50 / (50 J6,5500 ) - 0,9513 maka :

hp.dp.Sat.b.J.Kv.KL hp =

126000.P.Km.Ks.Ko.KR.KT

IQ.2,5.19000.0,8.0,32.0,9513.1 . h p " 126000.12.1,3.1.1.1,25.1 ~ ° ' ° 4 7 1 h p

1.2.2.3. Analisa Kekuatan Daya Berdasarkan Daya Tahan menurut AGMA

Daya tahan (ketahanan) roda gigi untuk menanggung keausan yang terjadi

adalah penting karena kerusakan akibat keausan lebih mudah terjadi dibandingkan

dengan kerusakan karena beban lain. Dari tabel 3.9, tabel 3.10, gambar 3.2, tabel

3.5, tabel 3.6, tabel 3.7 dan tabel 3.12 berturut-turut didapatkan harga I = 0,08, Q

= 1, CH = 1, Cm = 1,3, C0 = 1, Cp = 1 dan Ca = 1,25. Harga Cs dan CT

masing-masing diambil 1 sedangkan Cv didapatkan dari rumusan tabel 3.3 =

0,9513, maka:

np.b.Cy.I rSac-dp.CL-Cn P " 126000.Cs.Cm.Cf.Col CP.CT.CR

10.0,8.0,9513.0,08f85000.2,5.1.O2 _ „__.-ho = -— ' i =0,0061 hp P 126000.1.1,3.1.1 V 2300.1.1,25 ) ' V

Dari hasil perhitungan kemampuan daya, daya terkecil diambil untuk

menghitung gaya tangensial yang dapat diterima material sehingga daya yang

digunakan adalah 0,0061 hp. Maka gaya tangensial maksimum adalah

Ft = 33000 . hp / vp = 33000 . 0,0061 / 6,5500 - 30,7328 lb (135,7609 N)

Gaya tangensial yang dapat diterima material sebesar 30,7328 lb sedangkan gaya

tangensial yang bekerja sebesar 1,8525 lb maka material tersebut cukup aman

digunakan.

1.2.2.4. Interferensi

Terjadinya interferensi tidak diijinkan dalam perencanaan roda gigi.

Interferensi dapat dihitung dengan :

r.= ^rJ + (C.sin<|>)2

rb = r . cos<t> - (2,5/2). cos 20° = 1,1746 in (29,8349 mm)

C = (dp + dg)/2 - (2,5 + 2,5) / 2 = 2,5 in (63,5 mm)

sehingga

r, = A/l,17462+(2,5sin200)2 - 1,4529 in (36,9026 mm)

Interferensi tidak akan terjadi bila r4 dari perhitungan rumus di atas lebih

besar dari jari-jari jarak bagi rg ditambah dengan tinggi kepala \ (r4 > rM)

h, = 1 / P = 1 / 12 - 0,0833 in (2,1158 mm)

r» = dg 12 + h . " Z$ 12 + ° 3 ° 8 3 3 = U333 in (33,8658 mm)

80

Dari hasil perhitungan, ternyata jari-jari lingkaran kepala kenyataannya

lebih kecil dari jari-jari kepala hitungan, maka dikatakan pasangan roda gigi ini

tidak mengalami interferensi.

1.3. PERENCANAAN RODA GIGI CACING

Putaran pada gear roda gigi sebesar 10 rpm. Roda gigi yang direncanakan

merupakan jenis ulir tunggal dengan rasio 60 : 1. Jumlah gigi batang roda gigi

cacing (worm) Nnv = 1 gigi dan jumlah gigi gear Ntg = 60 gigi. Jarak sumbu poros

C diasumsikan » 4 in (101,6 mm). Dengan data yang ada akan digunakan untuk

menghitung dimensi, beban, dan kekuatan serta pengecekan mengenai pendinginan

yang terjadi pada roda gigi cacing.

1.3.1. Dimensi Roda Gigi Cacing

Untuk perencanaan roda gigi cacing dihitung :

- diameter jarak bagi cacing dw

dw - C0'875 / 2,2 - 40'"5 / 2,2 = 1,5289 in (39,56 mm)

-jarak bagi lingkar gear pg

pg - dw / 3 - pm - 1,5289 / 3 = 0,52986 in (13,5458 mm)

-leadl

dengan mencoba pft, = 0,3125 (harga pwi dipilih menurut standar AGMA)

l=Nm..pw,=l . 0,3125 - 0,3125 in (7,9375 mm)

- diametral pitch gear Pg

81

P„ = 7c/pw„= 10,0531

- diameter jarak bagi gear dg

ds = Nfg / Pg = 60 / 10,0531 - 5,9683 in (152,4 mm)

- jarak aktual sumbu poros C

C - (dw + dg) / 2 = (1,5289 + 5,9683)/2 = 3,7628 in (95,7836 mm)

Kemudian diameter pitch batang roda gigi cacing dicek berdasarkan jarak aktual

sumbu poros.

dw - C0,875 / 2,2 - 3,76280-875 / 2,2 = 1,4618 in (37,1297 mm)

maka d̂ , sebesar 1,5 in dinyatakan memenuhi syarat.

Dalam perhitungan selanjutnya diameter jarak bagi cacing d̂ , diambil • 1,5 in

sedang diameter jarak bagi gear dg diambil 6 in.

- sudut lead batang roda gigi cacing A,w = *Fg (sudut helix gear)

tg^v = l/7c.dw = 0,3125/7c.l,5

\ , - 3,7940°

- diametral pitch normal gear Png

P^ = Pg / cos¥g = 10,0531 / cos 3,7940° - 10,0752

- kecepatan linier jarak bagi gear Vpg

Vre = 7C. n . dg /12 - K . 10 . 6 / 12 = 15,7080 fpm (0,0798 m/detik)

Pada roda gigi ini mendapat beban torsi T = F,. dw / 2

= 1,8525. 1,5/2

- 1,3894 lb.in

82

1.3.2. Analisa Beban dan Kekuatan Roda Gigi Cacing

- gaya tangensial gear F,s yang terjadi

F% = T / (d/2) «= 1,3894 / (6/2) = 4,1681 lb (18,547 N)

- beban dinamik Fd

Fd = ((1200 + Vpg) / 1200). F^ » ((1200 + 15,7080) / 1200) . 4,1681 = 4,2227 lb

(18,7897 N)

- lebar gigi gear b diambil sebesar:

b = 0,8 . dw = 0,8 . 1,5 = 1,2 in (30,48 mm)

- kekuatan roda gigi dipengaruhi harga Y = 0,392 yang diambil dari tabel 3.13.

Fb^Fd

F„ = S .Y.b/P n g = Fd

S = Fd . P„2 / Y . b = 4,2227 . 10,0752 / 0,392 . 1,2 = 90,4433 psi (623584,85

N/m2)

Dari hasil perhitungan kekuatan roda gigi diketahui tegangan material yang

dibutuhkan roda gigi yang merupakan tegangan minimum sebesar 90,4433 psi.

Maka material yang digunakan dipilih baja dengan kekerasan 250 BHN untuk

worm sedang gear terbuat dari perunggu.

- dari tabel 3.15 didapatkan konstanta keausan K' = 60 sehingga untuk cek beban

keausan Fw digunakan:

Fw = dg. b . K' = 6 . 1,2 . 60 = 432 lb (1922,29 N)

Bila beban keausan lebih besar dari beban dinamik maka pasangan roda gigi cacing

memenuhi syarat penggunaan.

83

- panjang permukaan aksial batang roda gigi cacing Lw yang direkomendasikan

AGMA adalah :

Lw = pw, (4,5 + Ntg/50) = 0,3125 (4,5 + 60/5u) = 1,7813 in (45,2450 mm)

1.3.3. Cek Pendinginan

Untuk pengecekan pendinginan dilakukan beberapa tahap, hal ini

disebabkan adanya keterkaitan antara gaya-gaya yang terjadi dengan kecepatannya.

- kecepatan linier jarak bagi batang roda gigi cacing V

Vpw - 7i. dw . nw / 12 = K . 1,5 . 600 / 12 = 235,6195 fpm (1,1969 m/detik)

- kecepatan sliding Vs

Vs - Vpw / cosXw - 235,6195 / cos 3,7940° = 236,1370 fpm (1,1996 m/detik)

- koefisien gesek f antar pasangan roda gigi

f untuk kecepatan sliding 70 < Vs < 3000 fpm

f = 0,32 / V/'36 = 0,32 / 236,13700-36 = 0,0448

- gaya normal Ftt

Fa = F tg/ cos (f>u . cos XK = 4,1681 /cos 20°. cos 3,7940° = 4,4452 lb (19,7801 N)

- efisiensi roda gigi cacing dalam perencanaan ini adalah

^ cos<|)n-f.tgXw cos20o-0,0448.tg3,7940° = n cos*n + f.ctgXw cos20° + 0,0448.ctg3,7940° '

- daya input dari roda gigi cacing pada perencanaan ini :

Powerf - (Fn. cos^ . sin^w + f. F n . cosXJVpw

- (4,4452 . cos20° .sin3,7940° + 0,0448 . 4,4452 . cos3,7940o).235,6195

= 111,9443 Ib.ft/min

84

= 3,3972. 10"3HP

- energi yang hams dikeluarkan Hd dari roda gigi cacing :

Hd = Power,. (1 - r |) . 33000)

= 3,3972. 10"3.(1 -0,58). 33000

« 47,0232 Ib.ft/min

= 1,4249.10'3HP

- luas daerah yang mengalami pendinginan Ac menurut AGMA

Ac - 43,2 . C u = 43,2 . 3,7628u = 427,9419 in2 (268739,3642 mm2)

- koefisien perpindahan panas dapat dilihat pada gambar 3.4 dan didapatkan

Ca = 0,45 lb.ft/min.in2.F

Kemampuan mengeluarkan energi panas H harus lebih besar daripada

energi panas yang dikeluarkan akibat operasi pasangan roda gigi. Sedang

kemampuan mengeluarkan panas dihitung dengan

H - CCT . Ac. At - 0,45 . 427,9419 . 100 - 19207,3855 lb.ft/min (0,5769 HP)

dan ternyata kemampuan mengeluarkan energi panas masih lebih besar sehingga

energi panas yang dihasilkan dari operasi roda gigi cacing tidak menghambat sistem

roda gigi cacing ini.

Daya output pada roda gigi cacing dapat dihitung dengan :

Power0 = TI . Power, = 0,50 . 1,4249.10. J = 8,2646 . 10"4 HP

1.4. PERENCANAAN POROS

85

Poros merupakan elemen yang sangat penting dalam suatu perencanaan

elemen mesin. Poros yang direncanakan untuk transmisi roda gigi ada tiga buah.

Poros direncanakan terbuat dari baja karbon S30C. Data material dapat dilihat

pada tabel 3.15a. Baja ini mempunyai kekuatan tarik ob = 48 kg/mm2. Hubungan

antar poros dapat dilihat pada gambar 2.3 dan gambar 2.4 dan keterangan gambar

2.5.

1.4.1 Poros Pemutar Torch 1

Dari gaya-gaya pada roda gigi yang terjadi pada poros beserta perletakan

dari bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.1), maka dengan analisa gaya

akan didapatkan hasil seperti dibawah ini:

- Jumlah momen di titik A dalam arah tangensial

£MA = 0

-F,,, . 10,5 + 1,8525 .5 = 0

FtB = 0,8824 lb (3,9262 N)

- Jumlah momen di titik A dalam arah radial

IMA = 0

-FrB. 10,5 + 0,6743.5 = 0

86

ft

Gambar 4.1 Gaya pada poros

87

0.8824ifo; !A

B 0,9701\b

N

^5,506(b

M

AA

\ 183161b

! ... I i -

\ I

D

0,321Hfo A

C

/ i

B a353£ib £5,5G6lb

M

/

/

0,78621*3 m/ _ C

Gambar 4.2 Diagram bidang gaya D, N, dan bidang momen M

88

FrB = 0,321 l ib (1,4290 N)

- Jumlah gaya dalam arah tangensial

ZFt = 0

FtA + F t B-1,8525=0

FtA= 0,9701 lb (4,3162 N)

- Jumlah gaya dalam arah radial

£Fr = 0

FrA + FrB " 0,6743 = 0

F r t = 0,3532 lb (1,5715 N)

Dari analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik A

sebesar 4,3162 N dan 1,5715 N, sedangkan di titik B sebesar 3,9262 N dan 1,4290

N. Diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.2.

Poros ini berhubungan langsung dengan sistim penggerak torch yang dalam

pemasangannya dihubungkan dengan pasak. Beban yang terjadi berupa beban

puntir atau torsi sebesar T = 2,3156 Ib.in (26,1628 kg.mm) sedang momen bending

yang terjadi dapat dilihat pada gambar 4.2 sebesar M = 1,9932 Ib.in (22,9654

kg.mm).

Besar tegangan geser as dipengaruhi kekuatan tarik, faktor koreksi Sf, • 6

dan faktor koreksi karena dimensi poros yang tidak sama dan atau berpasak Sf2 =

2,5 sehingga:

89

Untuk perhiungan diameter poros ds, diambil faktor koreksi Km = 1,5 untuk

beban lentur dan K, = 1,5 untuk beban puntir sehingga :

d s >

d s >

^(j(KmM)2+(Kt.r)2 -il/3

| 4 ( ^ 5 - 2 2 - 9 6 5 4 ) 2 + Q > 5 - 2 6 > 1 6 2 8>2 3,2

ds > 5,9570 mm

Jadi poros dengan diameter 15 mm. Seperti yang telah direncanakan dapat dipakai

karena lebih besar dari diameter poros minimum yang dianjurkan berdasarkan

perhitungan.

Perhitungan defleksi puntiran berdasarkan diameter poros yang digunakan

tidak boleh melelihi 0,25° atau 0,3° . Dengan mengambil G sebagai modulus geser

untuk bahan baja sebesar 8,3.103 kg/mm2, maka defleksi puntiran yang terjadi:

584 .7 / . / 584.26,1628.266,7 0 m = = 0,0094°

G.d 8,6 . 103 . 154

Selain itu juga dilakukan perhitungan kekakuan terhadap lenturan yang

terjadi pada poros dan tidak boleh melebihi 0,3 - 0,35 mm. Dengan mengambil

gaya F, yang merupakan gaya resultan pada poros 1, yaitu 1,5896 lb (7,0739 kg)

dengan jarak dari bantalan (A) terhadap roda gigi 1, sebesar 127 mm dan jarak

bantalan (B) ke roda gigi \ sebesar 139,7 mm, maka besarnya lenturan yang terjadi

90

Dari perhitungan defleksi puntiran dan lenturan didapatkan hasilnya masih

lebih kecil dari harga batas sehingga dapat dikatakan poros 1 yang digunakan ini

y-3.23.lcK *M--2ja.W<. 7>°™f72W2 = o , 0 3 6 8

d|.l 154.266,7

aman terhadap bahaya lentur maupun defleksi puntiran.

1.4.2 Poros Pemutar Torch 2

Dari gaya-gaya pada roda gigi yang terjadi pada poros beserta perletakan

dari bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.3), maka dengan analisa gaya

akan didapatkan hasil seperti dibawah ini:

- Jumlah momen di titik A dalam arah tangensial

IMA - 0

-F tB. 10,5 + 1,8525.5=0

Fffl - 0,8824 lb (3,9262 N)

- Jumlah momen di titik A dalam arah radial

2MA = 0

-F^ . 10,5 + 0,6743 .5 = 0

FtB = 0,321 l ib (1,4290 N)


SFt = 0

FL, + FtB-1,8525 = 0

FtA = 0,9701 lb (4,3162 N)


http://y-3.23.lcK

91


92

N l

0,8824(fc 1 A

r o-

0,9701lb 25,5061 b

M

/

/

C \ l83 i6 tM m m

B S

D

A

C

B 0,35321b

N

25,5064b A

£5,5061 b B

M

/

0,7862(b i n / _

B


£F, = 0

FrA + FrB - 0,6743 - 0

FrA = 0,3532 lb (1,5715 N)

Dari analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik A

sebesar 4,3162 N dan 1,5715 N, sedangkan di titik B sebesar 3,9262 N dan 1,4290

N. Diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada gambar 4.4.

Poros ini berhubungan langsung dengan sistim penggerak torch yang dalam

pemasangannya dihubungkan dengan pasak. Beban yang terjadi berupa beban

puntir atau torsi sebesar T = 2,3156 Ib.in (26,1628 kg.mm) sedang momen bending

yang terjadi dapat dilihat pada gambar 4.2 sebesar M • 1,9932 Ib.in (22,9654

kg.mm)

Besar tegangan geser os dipengaruhi kekuatan tarik, faktor koreksi Sf, = 6

dan faktor koreksi karena dimensi poros yang tidak sama dan atau berpasak Sf2 =

2,5 sehingga :

Ob 48 = 3,2 kg/mm2

Sfi.Sf2 6.2,5

Untuk perhiungan diameter poros dB, diambil faktor koreksi Km = 1,5 untuk

beban lentur dan K, = 1,5 untuk beban puntir sehingga:

d s > ^-(V(Km.M)2+(Kt.ir

i(1/(l,5.22,9654)2+(1,5.8,26,1628)2) 5 3,2

d s >

ds > 5,9570 mm

1/3

94

Jadi poros dengan diameter 15 mm, seperti yang telah direncanakan dapat dipakai

karena lebih besar dari diameter poros minimum yang dianjurkan.

Perhitungan defleksi puntiran berdasarkan diameter poros yang digunakan

tidak boleh melelihi 0,25° atau 0,3° . Dengan mengambil G sebagai modulus geser

untuk bahan baja sebesar 8,3.103 kg/mm2, maka defleksi puntiran yang terjadi:

584. r . / 584.26,1628.266,7 0 = = = 0,0094°

G.d* 8,6.103.154

Selain itu juga dilakukan perhitungan kekakuan terhadap lenturan yang

terjadi pada poros dan tidak boleh melebihi 0,3 - 0,35 mm. Dengan mengambil

gaya F, yang merupakan gaya resultan pada poros 1, yaitu 1,5896 lb (7,0739 kg)

dengan jarak dari bantalan (A) terhadap roda gigi 1, sebesar 127 mm dan jarak

bantalan (B) ke roda gigi 12 sebesar 139,7 mm, maka besarnya lenturan yang terjadi

y = 3 ? 2 3 . 1 0 ^ 4 j i = 2,23.10^7-0739f72l39-72

=0,0368mr df.l 154.266,7

Dari perhitungan defleksi puntiran dan lenturan didapatkan hasilnya masih

lebih kecil dari harga batas sehingga dapat dikatakan poros 2 yang digunakan ini

aman terhadap bahaya lentur maupun defleksi puntiran.

1.4.3 Poros Penghubung Gear Roda Gigi Cacing Dan Worm Roda Gigi Cacing

Dari gaya-gaya roda gigi yang terjadi pada poros beserta perletakan dari

bantalan-bantalan yang digunakan (gambar 4.5), maka dengan analisa gaya akan

didapatkan:

95

'*s,

- - • > "

- . •

>

0- 1Z>


96

2,16121b

a6743lta|

+

J

3,8594

9

lb '

\

\

/ ) 10,8061b in

+ /

/ y9M2Bih In

/

V

160531b n E

0,76251b U F

9

185251b 6,5312lb ifV -

g ? 1,90621b in 7


97


98

- Jumlah momen di titik E dalam arah tangensial

IME - 0

1,8525 . 5 + 4,1681 . 7,5 - FtF . 10,5 - 0

FfF = 3,8594 lb (17,2104 N)

- Jumlah momen di titik E dalam arah radial

IM^O

- 0,6743 . 5 + 1,5171 . 7,5 + F,.F. 10,5 - 0

F r F = 0,7625 lb (3,3919 N)


SFt = 0

F tE-1,8525-4,1681+ FtF = 0

Fffi = 2,1612 lb (9,6187 N)


IF r = 0

FrE +0,6743-1,5171 -F r F = 0

FlE= 1,6053 lb (7,1394 N)

Berdasarkan analisa gaya didapatkan gaya tangensial dan gaya radial di titik

E sebesar 9,6187 N dan 7,1394 N, sedangkan di titik F sebesar 17,2104 dan

3,3919 N. Untuk diagram bidang gaya dan bidang momen dapat dilihat pada

gambar 4.6.

Proses ini menghubungkan pinion pada roda 2 dan gear pada roda gigi

cacing. Torsi yang bekerja sebesar 1,3894 Ib.in (16,0075 kg.mm) dan momen

99

lentur sebesar 12,6264 lb.in (165,0122 kg.mm). Besar tegangan geser adalah

3,8594 kg/mm2.

Diameter poros 3 dari hasil perhitungan didapatkan sebesar 3,2846 mm.

Dengan diameter 15 mm, maka defleksi puntiran 0 = 0,0001°. Untuk pengecekan

terhadap lenturan, harga F - 3,8594 lb (1,7505 kg), 1 = 266,7 mm, 1, = 127 mm,

dan 12 = 139,7 mm, sehingga didapatkan lenturan y - 0,0162 mm sehingga poros 3

dikatakan aman terhadap kemungkinan terjadinya defleksi puntiran maupun

lenturan.

1.5. PERENCANAAN BEARING

1.5.1. Bearing Pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 1 dan Roda Gigi Lurus 3

Pada poros 1 digunakan 2 macam bearing. Pada ujung poros bawah

digunakan taper hearing. Sedang pada bagian atas digunakan ball bearing. Pada

semua perhitungan poros yang vertikal beban aksial akan diperhitungkan.

Seperti pada gambar 4.l.di titik B digunakan taper bearing. Perencanaan

bearing meliputi beban ekivalen, umur bearing dan kapasitas bearing. Diameter

poros sebesar 15 mm. Untuk itu penulis memilih taper bearing tipe 30302.

Data-data mengenai bearing dapat dilihat pada lampiran 3, harga d = 15 mm, D =

42 mm, T = 14,25 mm, Y = 2,1, Y0 = 1,1, C - 22400 n, C0 - 20000 n dan P untuk

rol= 10/3.

Gaya-gaya yang terjadi pada bearing A adalah

- gaya tangensial F, = 0,9701 lb (4,3162 N)

- gaya radial Fr = 0,3532 lb (1,5715 N)

Fr = / F F + 7 F = V0,97012+0,35322 =1,0324 lb (4,5934 N)

- gaya aksial F, = ( 100+ 0,25 . n . dy2 .1. p ) . 9,81

- (100 + 0,25 . 7C. 152. 180. lO"9. 7830) . 9,81 - 983,4433 N

Beban ekivalen dinamik

P - 0,4 . FK + Y.F, - 0,4 . 4,5934 + 2,1 . 983,4433 = 2067,0683 N

Beban ekivalen statis

P0 = 0,5 . FR + Y0 . F, = 0,5 . 4,5934 + 1,1 . 983,4433 - 1084,0843 N

Umur bearing

L ,° = LpJ = 12067,0683 J = 7 4 4 4 ' 0 7 J u t a P u t a r a n " 9>95 t a h u n

Kapasitas beban statik pada bearing harus lebih kecil daripada yang

diijinkan oleh bearing atau dapat dikatakan angka keamanan harus lebih besar atau

sama dengan yang ditentukan seperti pada tabel 9 pada lampiran 3.

S0 = C0 / P0 = 20000/1082,2716 - 18,4796

Maka umur bearing dapat mencapai 7444,07 juta putaran (9,95 tahun) dengan

angka keamanan yang cukup tinggi.

Untuk bearing di titik B digunakan deep grove ball bearing single row

type 61802. Data-datanya dapat dilihat pada lampiran 3, harga d = 15mm,D =

24mm,B = 8mm,C - 1560 N dan C0 = 800 N. Harga P untuk ball - 3.

Gaya-gaya yang terjadi pada bearing B adalah

101

-gaya tangensial F, = 0,8824 lb (3,9262 N)

- gaya radial F = 0,3211 lb (1,4290 N)

- gaya FR - Jo,U2A2 +0,32112 = 0,9390 lb (4,1781 N)

- gaya aksial F. - 0,25 . n . d,2. 1 p . 9,81

= 0 , 2 5 . T T . 152. 330,2.10"'. 7830. 9,81 =4,4821 N

Untuk mendapatkan bcban ekivalen dinamik, perlu dihitung terlebih dahulu F, /C0

yang bcsarnya adalah F, / C0 = 4,4821 / 800 = 0,0056. Dari lampiran 3 ditcntukan

harga X = 0,56 dan Y = 2 serta c = 0,22. Bcban ekivalen dinamiknya adalah P = FR

, karcna F, / F, = 4,4821 / 417,81 = 1,0728, sehingga

P = FR = 4,1781

Beban ekivalen statik

P0 = 0,6 . 4,1781 + 0,5 . 4,4821 = 4,7478 N

Umur bearing

LI0 - \JTffi) = 46,274 juta putaran - 8,78 tahun

Angka kcamanan yang didapat sebesar

S0 = 800 / 4,7478 - 168,4973

1.5.2 Bearing pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 2 dan Roda Gigi Lurus 3

Bearing pada poros pcnghubung roda gigi lurus 2 dan roda gigi lurus 3

digunakan 2 macam bearing. Pada ujung poros bawah digunakan taper bearing

sedang pada bagian atas poros digunakan ball bearing dan dcngan cara yang sama

dcngan pcrhitungan bearing pada poros pcnghubung roda gigi lurus 1 dan roda

102

gigi lurus 3 didapatkan hasil yang sama pula dangan perhitungan pada poros

penghubung roda gigi lurus 1 dan roda gigi lurus 3.

1.5.3 Bearing pada Poros Penghubung Roda Gigi Lurus 2 dan Roda Gigi Cacing

Pada poros 3 ini digunakan 2 deep grove ball bearing single row type

61802 dengan data-data yang sama pada poros 1. Sedangkan gaya-gaya yang

terjadi pada poros 3 berupa Ft = 2,1612 lb (9,6187 N), Fr = 1,6053 lb (7,1394 N),

FR = 9,7517 N, F , - 3,8769 N. Dari data yang ada maka F, / C0 = 0,0048.

Beban ekivalen yang terjadi adalah P = 9,7517 N dan P0 - 3,7285 N. Sehingga

didapatkan umur bearing sebesar 52,06 juta putaran (10,64 tahun) dengan angka

keamanan sebesar S0 = 214,5635.

1.5.4 Bearing pada Poros Batang Roda Gigi Cacing

Pada warm R6 Cacing digunakan 2 macam deep grove ball bearing single

row type 61804. Untuk poros 4, bearing bekerja di ujung poros worm dan yang

satunya di antara kopling dengan poros worm. Data-data mengenai bearing

didapatkan d = 20 mm, D=32mm, B= 7mm, C=2700 N dan C0« 1500 N.

Gaya-gaya yang terjadi pada bearing G sama dengan bearing H, berupa Ft

- 1,6037 lb (7,1429 N), Fr - 2,7614 lb (10,3621 N) dan gaya FR - 3,7531 N.

Karena hanya gaya radial maka

P = Fr = 3,7531 N dan

P0 = 0,6. 3,7531 =2,2519 N

103

maka umur bearing didapatkan sebesar 3,1602 juta putaran (0,6 tahun) dengan

angka keamanan S0 • 2386,2634

1.6. PERENCANAAN PASAK BUJUR SANGKAR

1.6.1 Pasak pada Poros Pemutar Torch 1

Pada poros 1 ini bekerja torsi T sebesar 2,3156 lb.in dan diameter poros ds

= 15 mm, kemudian dari tabel 3.17, didapatkan W = H = 1/8 in (3,1750 mm).

Material yang digunakan untuk pasak digunakan AISI 1010 dengan tegangan yield

S^ = 42000 psi. Dari torsi tersebut menghasilkan gaya Ft yang bekerja pada

diameter luar poros dan bekerja pada pasak sebesar:

F - = d S r o S = 7 - 8 4 I 5 l b ( 3 4 - 8 9 8 8 N )

Gaya F, ini menimbulkan tegangan geser pada pasak

= F t _ F t 1 A W. 1

agar pasak aman terhadap tegangan geser maka harus memenuhi syarat:

Ft 0,58.Syp x = ——< «-

W.l N

7,8415 <0,58.S y p

0,125 ~ 2,5

maka panjang minimum 1 = 0,0062" (0,1575 mm)

Selain menimbulkan tegangan geser gaya tersebut juga menimbulkan tegangan

kompresi

- = Ft = F t c A 0.5.H.1

104

agar pasak aman terhadap tegangan kompresi maka harus memenuhi syarat:

c=0,5.H.l ~ N

7,8415 < 42000 0,5.0,125.1" 2,5

maka panjang minimum 1 = 0,0071" (0,1721 mm)

Panjang pasak seharusnya 125% . ds = 125% . 15 = 18,75 mm

1.6.2 Pasak pada Poros Pemutar Torch 2

Untuk pasak pada poros pemutar torch 2 dengan cara perhitungan yang

sama dengan perhitungan yang sama pada perhitungan pasak pada poros pemutar

torch 1 maka didapatkan hasil perhitungan dan dimensi yang sama dengan

perhitungan pasak pada poros pemutar torch 1.

1.6.3 Pasak pada Poros Penghubung Gear Roda Gigi Cacing dan Worm Roda Gigi

Cacing

Untuk pasak pada poros 3, torsi yang terjadi sebesar 1,3894 dan diameter

poros 15 mm maka gaya Ft = 1,8525 lb. Panjang minimum karena tegangan geser

dan tegangan kompresi adalah 0,0042 in (0,1067 mm), sedangkan panjang

seharusnya adalah 18,75 mm.

1.6.4 Pasak pada Poros Batang Worm Roda Gigi Cacing

105

Untuk pasak pada poros 4, torsi yang terjadi sebesar 0,0306 Ib.in dan

diameter poros 20 mm maka gaya F, = 3,7531 lb. Panjang minimum karena

tegangan geser dan tegangan kompresi adalah 0,0002 in (0,0051 mm), sedang

panjang seharusnya adalah 25 mm.

1.7.PERENCANAAN DAYA MOTOR

Untuk menentukan daya motor yang akan digunakan, diperiukan data

mengenai efisien dari komponen elemen mesin pada kotak tranmisi yang

digunakan, karena daya yang dihasilkan oleh motor harus lebih besar daripada daya

yang diperiukan. Motor yang digunakan direncanakan motor AC dengan

menggunakan inverters yang dilengkapi dengan variasi kecepatan (variable speed

control). Hal ini disebabkan oleh adanya keperluan pengaturan kecepatan

pengelasan sehingga akan didapatkan hasil pengelasan yang maksimum. Pada

perencanaan alat ini, efisiensi yang diperhitungkan yaitu:

- roda gigi lurus (eff„,) 0,96

- roda gigi cacing (eff^gc) 0,63

- ball bearing (effbb) 0,99

- taper bearing (efl^) 0,99

- motor (effmof01) 0,85

Sedangkan pada perencanaan sistem tranmisi ini digunakan:

106

- 2 pasang roda gigi lurus

- sepasang roda gigi cacing

- 6 buah ball bearing

- 2 buah taper bearing

-1 buah motor dengan variasi kecepatan

Sehingga untuk menghitung effisiensi total dihitung dengan rumus :

eff = eff 2 eff ' eff 6 eff2 eff ' eI1total e l l i g l • e r I i g c • e r l b b • C , i t b • C11motoi

= 0,962. 0,63 l . 0,996. 0,992. 0,85' = 0,4554

Daya motor teoritis yang diperlukan sebesar :

P = T . co = 0,2617 . 1,11 - 0,2905 Watt

sehingga daya motor minimum yang harus diberikan sebesar :

HPmotor = HP/eflF^ - 0,2905/0,4554 = 0,6379 W (8,3931.10"4 hp)

Dari hasil perhitungan yang didapat, maka motor yang dipilih yaitu motor dengan

daya 0,25 hp dengan putaran 1500 rpm. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada

lampiran 4.

1.8.PERENCANAAN KOPLING

Kopling ini digunakan untuk menghubungkan antara poros penggerak

(motor) dengan poros yang digerakkan(roda gigi cacing). Maka dipilih kopling

107

flens kaku yang merupakan kopling tetap dan banyak dipakai pada poros dan

transmisi umum.

Dari daya yang akan ditransmisikan P = 0,2 Hp dan putaran poros n = 600

rpm serta faktor fc = 1,2 yang didapat dari tabel 3.16, maka daya rencana Pd dan

momen rencana T dapat dihitung dengan :

Pd = fe. P = 1,2 . 0,2 . 0,735 = 0,221 KW

T - 9,74.105 ^4 - 9,74.105^^-=178,9725 Kg.mm

1.8.1 Perencanaan Dimensi Kopling

Bahan poros yang akan digunakan S45C-D dengan kekuatan tarik ab = 71

Kg/mm2 yang dapat dilihat pada tabel 3.41 sedang faktor Sf, = 6 dan Sf, = 2,5

maka besar tegangan geser yang diijinkan pada poros xsi adalah:

t - - - * • 71 4,7333 Kg/mm2

"« Sfj.Sf2 6.2,5

Dengan faktor K, = 1,5 dan K,,, = 1,5 maka diameter poros ds dapat dihitung

dengan:

d >

d >

^fk^MfH^Tf I/'

5,1 14,7333

d >6,5008 mm

Tt/(1,5.12,6264)2 + (178,9725)2 l/?

Diameter standar dari kolpling flens dapat dilihat dari lampiran 5. Diameter

poros disesuaikan dengan diameter lubang menurut standar D yaitu 20 mm,

108

sehingga diameter luar flens tanpa bingkai G = 100 mm. L = 40 mm, C = 45 mm, B

= 75 mm, db = d = 10 mm dan n = 4 buah.

1.8.2 Analisa Perhitungan Kekuatan Baut

Distribusi tegangan geser pada baut, dianggap hanya 50% dari seluruh baut

yang berjumlah 4 menerima beban secara merata. Dengan nilai efektif baut 0,5

maka jumlah baut efektif nc.

nc = e . n = 0,5 . 4 = 2 buah

sehingga tegangan geser yang terjadi pada baut xb

xb= ! - T • 1 7 8 ; 9 7 2 5 =0,0304 Kg/mm2

K.dJ.nc.B 7i.l02.2.75

Bahan baut yang digunakan adalah SS41 dengan tegangan tarik 41 Kg/mm2 dari

lampiran 5 dan dengan faktor koreksi Sfb • 6 dan K,, = 1,5, maka

dengan demikian tegangan geser yang terjadi pada baut dapat dikatakan aman

karena masih lebih kecil dari tegangan ijin materialnya.

1.8.3 Analisa Perhitungan Kekuatan Flens

Flens yang akan digunakan dibuat dengan bahan SC42 dengan kekuatan

tarik 42 Kg/mm2 yang dilihat dari tabel 3.15 a dan faktor koreksi SfF = 6 dan KF =

2,5 ,maka:

sedang tegangan geser yang terjadi

109

2T 178,9725 . „ , „ . . 2

TFi = ' = *-z = 0,0032 kg/mmz

7t.C2.F 7t.452.18

kemudian dibandingkan dengan

XFi — T F . * F

2,8 > 0,0032

2,8 kg/mm2 > 0,0474 setelah dibandingkan terayata tegangan geser yang terjadi pada flens lebih

kecil daripada tegangan geser ijin, maka material flens aman untuk digunakan.

2. PERENCANAAN SISTEM PENGERAK TORCH

2.1. ANALISA GAYA PADA SAAT LENGAN MEMBENTUK SUDUT 135°

DARI KOLOM

Pada perencanaan ini sistem lengan yang menggerakkan torch las minimum

harus membentuk 135° dari kolom. Panjang lengan horisontal dibuat 200 mm dan

tinggi lengan vertikal/kolom 350 mm. Kesemuanya direncanakan terbuat dari pipa

kotak 40mm x40mm dengan tebal 1,5 mm. Hal ini disesuaikan dengan peralatan

penunjang yang lain dan disesuaikan dengan data-data yang ada di pasaran. Analisa

gaya yang dilakukan pada tiap-tiap bagian , seperti berikut ini.

kv

Hi

; sfifc I SSS\

B

n

/ > > '

/ A/ Vc

*w, x - - { : * -

110

Gambar 4.8 Torch las

\z • V p l

Vc

Gambar4.9 Platpenoekam

\

0 ^

fe

V V

Gambar 4.10 Diagram bidang motnen plat pencekam

I l l

nff?/ A \

V \ .••

_....--£'v „.'.'"

,rr-: ' • • • • • • • • • ' X

Vp£

Gambar 4.11 Lengan horisontal

y

' v v /

/

\\s'

^ /

*

vv

Gambar 4.12 Diagram bidang momen lengan horisontal

112

/ • • - •

AM

/ V '• > i

~ fa

fin r PS

Gambar 4.13 Sket silinder pneumatik

«3h

R'7"v,-

7 •X

Gambar 4.14 Silinder pneumatik

113

J « W - ^ l 4

E3

«aA> r̂ Vfc\

,<<\ v r 'E3V

Gambar 4.15 Engsel

h ftt\

V,

•Ji J J L — N

' i l lK

Gambar 4.16 Kolom

114

o

o5

CO

cd

fd' en

Gambar 4.17 Diagram bidang normal N, geser D, dan momen M

115

2.1.1. Analisa Gaya Saat Lengan Horisontal Membentuk Sudut 13 5" dari Kolom

2.1.1.1. Torch Las

Torch las yang digunakan adalah torch type YT-201 CC yang mempunyai

bentuk dan ukuran tertentu. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada gambar 4.8.

Berat dari torch ± 2.9 kg namun dalam perhitungan diambil 3 kg . Untuk

perhitungan torch diasumsikan sebagai batang sehingga titik berat didapat sebesar

68,62 mm dari pusat dan gaya-gaya dapat dihitung dengan:

-Jumlah momen di titik C

SMc =0

-WT Xrc+Mc»0

-3 .(141,42- 47,14) + M^O

Mp - 282,84 kg mm

-Jumlah gaya dalam arah vertikal

EV = 0

-WT + Vc » 0

-3 + Vc = 0

Vc = 3kg

Dari perhitungan pada torch gaya yang terjadi pada titik C adalah gaya vertikal ke

atas sebesar 3 kg dan momen sebesar 282,84 kg.mm searah jarum jam.

116

2.1.1.2. Plat Pencekam

Untuk selanjutnya analisa pada bagian yang memegang torch yang terbuat

dari plat strip. Pada bagian ini terdiri dari 2 plat dengan panjang 150 mm (gambar

4.9). Plat strip yang digunakan dengan ukuran 4,5 mm x 100 mm dengan demikian

total beratnya 0,53 kg.

Untuk titik beratnya terhadap x adalah 75,00 mm.

Batang Panjang x

AB 150 75

BC 200 100

CD 150 75

- Jumlah momen di titik D

ZM D =0

-Mc - Vc.XCD.cos 0- WP1.XP1D. cos9 + MD = 0

-282,84 - 3 . 100 . cos 45° - 0,53 . (150 - 75 - 25) . cos 45° + MD = 0

MD= 521,47 kg.mm

- Jumlah gaya dalam arah vertikal

S V = 0

-vc-wP1 + vD = o

-3 - 0,53 + VD = 0

VD = 3,53kg

Dari perhitungan pada bagian ini maka gaya yang dihasilkan merupakan

gaya vertical yang ke atas sebesar 3,53 kg dan momen sebesar 521,47 kg.mm

117

searah jarum jam . Kemudian dari hasil yang didapatkan digambarkan diagram

bidang momen(gambar 4.10)

2.1.1.3. Lengan Horisontal

Selanjutnya dilakukan analisa gaya pada pipa kotak 40 mm x 40 mm

dengan tebal 1,5 mm yang meaipakan lengan horisontal. Panjang pipa kotak adalah

350 mm dengan berat 0,77 kg. Di ujung pipa kotak diberi lubang-lubang untuk

penyetelan posisi torch sedang ujung lainnya terdapat engsel. Pada jarak 150 mm

dari engsel dipasang sistem pneumatik untuk mengangkat dan menurunkan lengan.

Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada gambar 4.11. Analisa dilakukan pada titik E

danS.

- Jumlah momen di titik E

I ME = 0

-MD - VD cosG . XDE - WP2. cosG . XP2E + V s . X,E = 0

-521,47 - 3,53.cos45°.(305) - 0,77. cos45° (175-20)+ Vs.150 = 0

Vs = 9 , l lkg

- Jumlah momen di titik S

SM s = 0

-MD - VD cos 6. XDS - WP2. cose . X m + VE . XSE - 0

-521,47 -3,53.cos45°.(305 - 150) -0,77(155 - 150).cos45°+VF.150 = 0

VE = 6,07 kg

- Gaya resultan dan gaya horisontal di titik S

Rs = Vs/sin p,= 9,11 /sin 21,1° = 25,31 kg

118

Hg = 1^. cos p,= 25,31 . oos21,l0 = 23,61 kg

- Jumlah gaya dalam arah horisontal

£ H = 0

VD sinG + WP2.sin9 - Hs + HE = 0

-3,53 . sin 45° + 0,77 . sin 45 ° - 23,61 + HE - 0

HE = 25,57 kg

Dari hasil perhitungan didapatkan gaya-gaya pada titik S dan E

berturut-turut Hs - 23,61 kg, Vs = 9,11 kg, He = 25,57 kg dan Ve = 6,07 kg

Dengan demikian gaya yang harus dihasilkan oleh pneumatik Rs • 25,31 kg . Dari

gaya serta momen hasil perhitungan maka dapat digambarkan diagram momen

(gambar4.12).

Agar lengan horisontal dapat membentuk sudut 135° dari kolom, maka

panjang total dari silinder pneumatik saat langkah penuh adalah 275 mm. Panjng

langkah silinder pneumatik diambil sebesar 25 mm. Hal ini disesuaikan dengan

panjang silinder pneumatik.

Berat silinder pada saat tanpa langkah Ws adalah 0,54 kg. Silnder

pneumatik pada posisi awal tanpa langkah panjangnya 250 mm, digambarkan

secara sket (gambar 4.13).

Dengan metode gratis maka panjang b didapatkan = 126,97 mm dan

sudut-sudutnya dapat digunakan metode grafis sehingga didapat cti = 23,9°.

Karena yang digunakan sebagai contoh adalah harga-harga pada a maka

harga tersebut merupakan harga dari a„ dengan cara yang sama didapatkan P, =

21,1°, y, = 135°, a2 = 2,7°, p2 = 2,3°, y2 = 175°.

119

Dengan demikian dapat dicari gaya silinder pneumatik terhadap kolom yang

dapat dilihat pada gambar 4.14.

- Gaya berat silinder terhadap titik S dalam arah horisontal

WSH = Wg/ cos a, = 0,54 / cos23,9° = 0,59 kg

- Jumlah gaya dalam arah horisontal

S H = 0

R s +W S H -R s ' = 0

25,31 + 0 , 5 9 - ^ ' = 0

Rs'=25,9kg

- Gaya dalam arah vertikal dan horisontal dititik S'

Rj.,, = Vg' - Rs' . sin a, - 25,9 . sin 23,9° = 10,4 kg

RSH= H s ' - i y . cos a, = 25,9 . cos 23,9° - 23,68 kg

2.1.1.4. Engsel

Gaya yang terjadi diterima oleh poros engsel. Besar gaya dan momen yang

terjadi pada poros engsel dapat dilihat pada gambar 4.15.

- Gaya yang terjadi pada poros engsel

VE '=6,07kg

i y = 25,57 kg

untuk mendapatkan besarnya momen dan gaya pada titik 3 dan 4 sama dengan cara

pada plat pencekam sehingga didapatkan:

ME3V - ME4V = 6,07 . 50 / 8 = 37,94 kg.mm

120

MK,V = ME4V = 25,57 . 50 / 8 = 159,81 kg.mm

MER= 164,25 kg.mm

VE3 = VE4 = 3,04 kg

HE3 = HW =12,76 kg

RE = 13,12 kg

Dari hasil yang didapatkan perhitungan didapatkan gaya vertikal ke bawah

sebesar 3,04 kg, gaya horisontal sebesar 12,76 kg, gaya resultan 13,12 kg, momen

vertikal 37,94 kg.mm, momen horisontal 159,81 kg.mm dan momen resultan

164,25 kg.

2.1.1.5. Kolom

Kemudian dilakukan analisa gaya pada kolom yang terbuat dari pipa kotak

dengan tinggi total 200 mm. Pada ujung kolom bagian atas diberi engsel. Pada

ujung bawah dilakukan pengelasan pada sekelilimg kakinya. Maka dari gambar

seperti dibawah (4.16) dilakukan analisa gaya dan momen.

Dari analisa pada engsel maka didapat gaya VE3 • VE4 = 3,04 kg dan H^ =

Hp̂ = 12,76 kg. Dari momen didapatkan

VE' = M w / 18 = 37,94 / 18 = 2,11 kg sedangkan

HE' = M^ / 18 = 159,81 / 18 = 8,88 kg

Berat dari pipa kotak sebesar 1,00 kg. Sedang pada titik S' juga terdapat

gaya Vs' = 10,49 kg dan H .̂' = 23,68 kg. Kemudian analisa gaya dan momen

dilakukan pada titik L dan E.

- Jumlah momen di titik L

I M T =0

-HET . YEI + HST'. YSI + Mr = 0

-32,46 . 180 + 23,68 . (180 - 126,97) + ML = 0

ML = 4587,05 kg.mm

- Jumlah momen di titik E

I ME = 0

-HS T ' .YE S-HL .YE L + ML=0

-23,68 . 126,97 -H^. 180 + 4587,05 = 0

H L = 8 , 7 8 kg


I V = 0

vE T-w-vS T '-vL = o

8,19-1,00-1,10-VL = 0

v^e^kg

Dari hasil perhitungan didapatkan gaya pada titik L pada arah horisontal HL

= 8,78 kg, vertikal VL = 6,09 kg dan momen ML • 4587,05 kg.mm, sehingga dapat

digambarkan diagram bidang gaya normal, geser dan momennya. (gambar 4.17).

Gaya beserta momen inilah yang akan digunakan untuk menentukan besar

kaki las-lasan dan juga ukuran dari baut yang digunakan untuk meletakkan sistem

lengan ini pada meja yang diam .

122

2.1.2. Analisa Gaya Pada Saat Lengan Horisontal Membentuk Sudut 175° Dari

Kolom

Dengan cara perhitungan yang sama pada analisa gaya saat naik atau

membuat sudut 135° dari kolom, maka perhitungan pada saat lengan horisontal

membentuk sudut 175° dari kolom.

2.1.2.1 Torch Las

Pada saat lengan horisontal membentuk 175° dari kolom, titik berat torch

berjarak Xr = 21,88 mm dari titik asal. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada

gambar4.18.


ZMc = 0

Wr.Xrc - Mc = 0

3 ( 17,44- 8,72 ) - Mc = 0 Mc= 26,16 Kg mm

-Jumlah gaya dalam arah vertikal

£V = 0

-Wt + Vc = -3 + Vc = 0

Vc = 3kg

Untuk perhitungan saat lengan mendatar, gaya Vc yang terjadi adalah sama

dengan lengan pembentuk sudut, namun momen yang terjadi lebih kecil yaitu

sebesar 26,16 Kg.mm yang arahnya berlawanan dengan arah jarum jam.

I fk /f /•Ti i

'•/wii

B«

'%A i \

123

A_*

Gambar 4.18 Torch las

7\

I y / i i

yLAr fvc

Gambar 4.19 Plat pencekam

A "\

\

c ,-• y 0 \

Gambar 4.20 Diagram bidang momen plat pencekam

7f


125

< . • , . . • • • • ' •

i

/

-v-V"' -J ^ 0 -M . •'

Vi-Gambar 4.22 Diagram bidang momen lengan horisontal

H*'


126

1 *4&A

" * / & * 'CI

Vtf VZ> X

' E 3 \ •?-'•--

V

^

• J K ^ fs> (^

/ .••-'

x' , - - • •

Mcaiv

Gambar 4.24 Engsel

r x

D OJ c

c V C

_

o C'J

H L

HS ' i

is

U co

1

1

s

h ,i

r

t ' 4

1

D \ *

!,

V

\ ,

*

1

K1

f

r

K.

Gambar 4.25 Kolom

127

N

* 4

LD ID

nj

CO

. I

CO 00

Gambar 4.26 Diagram bidang normal N, geser D, dan momen M

128

2.1.2.2 Plat Pencekam

Untuk memudahkan analisa maka gaya-gaya yang terjadi pada plat

digambarkan pada gambar 4.19

-Jumlah momen di titik D

-M,, - VC.XCD .cosG- W , , . ^ .cos9 + MD = 0

-25,16 - 3 . 100 cos 85 - 0,6007 ( 150 - 25 - 75 ) cos85 + M„ = 0

MD - 54,93 Kg.mm


SMc = 0

Mc + Wpl.Xplc-VD.Xcn + MD = 0

-26,16 + 0,6007 ( 75 - 25 ) cos85 - VD ( 150 - 50 ) + 54,93 = 0

360,07 = VD ( 1 5 0 - 5 0 )

VD = 3,6Kg

Dari hasil perhitungan maka didapat besar gaya vertikal ke atas VD = 3,6 Kg dan

momen MD sebesar 54,93 Kg.mm searah jarum jam. Dengan demikian dapat

digambarkan diagram bidang M sehingga dapat diketahui momen maksimumnya

(gambar 4.20).

2.1.2.3 Lengan

Untuk memudahkan analisa maka gaya-gaya yang terjadi pada lengan

digambarkan pada gambar 4.21

-Jumlah momen di titik E

2ME = 0 -MD - VD.XDE .cose - Wp2.Xp2E .cose + V..X,, = 0

-34,93 - 3,6.305. cos85 - 0.777.155.cos85 + Vs.150 - 0

Vs = l,07Kg

-Jumlah momen di titik S

I M s = 0 -Mn - Vn.XD .cosG - Wp2.Xp2S .cos9+ VE.XSF = 0

-54,93 - 3,6 .155. cos85 - 0,777 .5 . COS 85 + VF.150 = 0

VE - 0,69 Kg

-Gaya di titik S

R=VS / sin p i

= 1,07/sin 21,1°

= 2,98 Kg

H^Rs.cos p i

= 2,98. cos 21,1°

= 2,78 Kg

-Jumlah gaya dalam arah horisontal

ZH = 0

-Hs + HE = 0

-2,78 + HF = 0

HE = 2,78Kg

Dari hasil perhitungan maka didapatkan gaya-gaya yang lebih kecil dari pada saat

lengan membentuk sudut. Gaya-gaya yang terjadi yaitu pada titik S, Vs = 1,07 Kg,

Hs = 2,78 Kg, Rs = 2,98 Kg, pada titik E, VE = 0,69 Kg dan HE = 2,78 Kg.

Dengan demikian dapat digambar diagram bidang M untuk memdapatkan momen

maksimum yang terjadi pada lengan.(gambar 4.22)

130

Selanjutnya analisa gaya pada silinder pneumatik, dimana saat silinder

pneumatik langkah penuh mempunyai berat 0,67 Kg.(gambar 4.23)

Ws = 0,67 Kg

WSE • 0,67 / cos a j = 0,67/cos 27,9°

= 0,76 Kg.

-Jumlah gaya dalam arah horisontal

ZH = 0

R8 + W g E - R g - 0

2,98 + 0,76 - Rs'=0

^ ' = 3,74 Kg

-Gaya yang terjadi pada titik S'

Hs' = Rs' .sin al - 3,74 sin 23,9° = 1,52 Kg

Vs' - Rs*.cos al = 3,74 cos 23,9° = 3,42 Kg

Maka hasil perhitungan didapatkan besar gaya vertikal Vs' yang diterima oleh plat

penyangga adalah 3,42 Kg dan gaya horisontal Hs' sebesar 1,52 Kg.

2.1.2.4 Engsel

Untuk memudahkan analisa gaya-gaya yang terjadi pada poros engsel, maka

didapatkan gaya-gaya seperti pada gambar 4.24

-Gaya yang terjadi pada titik E

VE = 0,69Kg

HE = 2,78Kg

RF = 2,86Kg

131

-Momen yang terjadi di titik E3 dan E4

ME3v " &W = 4>3! Kg.mm

Mnm " M R « - 17,375 Kg.mm

MER= 17,91 Kg.mm

-Gaya reaksi yang terjadi pada titik E3 dan E4

VE3 - V w = 0,345 Kg

HE3 = 1^=1,39 Kg

R E =l ,43Kg

Dari hasil perhitungan didapatkan gaya vertikal ke bawah sebesar 0,345 Kg, gaya

horisontal sebesar 1,39 Kg, gaya resultan 1,43 Kg, momen vertikal 4,31 Kg.mm,

momen horisontal 17,38 Kg.mm, dan momen resultan 17,91 Kg.

2.1.2.5 Kolom

Untuk memudahkan analisa maka gaya-gaya yang terjadi pada plat

digambarkan seperti pada gambar 4.25

-Jumlah momen di titik L

EM, = 0

-HET.YFX + HST.YSL + ML = 0

-2,86.180 + 1,52( 180-126,97 ) + ML = 0

M, = 434,19 Kg.mm

-Jumlah momen di titik E

IM F = 0

- H ^ Y ^ - H ^ + M^O _

132

-1,52. 126,97 -H,.180 + 434,19 = 0

H, = l,34Kg


EV = 0

vET - w - vST - v,. = o

0,71 - 1,00- 3,42 + V, =0

VL = 3,71kg

Dari hasil perhitungan didapat gaya pada titik L dalam arah horisontal H, =

1,34 kg, vertikal VL = 3,71 kg dan momen ML = 434,19 kg.mm, sehingga dapat

digambarkan diagram bidang gaya normal, geser, dan momennya.(gambar 4.26).

Gaya beserta momen inilah yang akan digunakan untuk menentukan besar

kaki las-lasan dan juga ukuran dari baut yang digunakan untuk meletakkan sistem

lengan ini pada plat yang berputar.

2.1.3. ANALISA TEGANGAN

Analisa ini dilakukan untuk melihat apakah bahan-bahan yang digunakan

cukup aman bila mendapat atau dikenai beban luar yang bekerja pada

bagian-bagian tersebut. Dalam analisa ini diperhatikan jenis material dan macam

beban yang bekerja.

133

2.1.3.1. Plat Pencekam

Dengan melihat gaya-gaya yang terjadi, maka pada plat pencekam

dilakukan analisa terhadap bending. Dari hasil perhitungan pada dua posisi lengan,

maka momen maksimum didapatkan sebesar 647,74 kg mm yang terjadi saat

lengan horisontal membentuk sudut 135° dari kolom.

Besar tegangan bending yang terjadi dapat dihitung dengan :

Mb.c 647,74 . A11 . j Ob - — 7 s N = — 7 — l r = 0, Olkg/mnr

4(b.h3) 4(4,5.50-M dari tegangan bending yang terjadi, kemudian dibandingkan dengan tegangan ijin

material. Material yang digunakan adalah SS41 yang mempunyai tegangan yield

Syp = 25 kg/mm2, maka tegangan ijinnya sebesar :

cfj = Sy_E = 25 = 8,3333 kg/mm2

N 3

karena tegangan yang terjadi lebih kecil dari tegangan ijin material yang berarti

material tersebut aman untuk digunakan.


Dengan melihat gaya-gaya yang terjadi, maka pada lengan horisontal

dilakukan analisa terhadap bending. Dari hasil perhitungan pada dua posisi lengan,

didapatkan momen maksimum sebesar 806,2741 kg mm yang terjadi saat lengan

horisontal membentuk sudut 135" dari kolom. Material yang digunakan berupa pipa

kotak, tegangan bending yang terjadi dapat dicari dengan persaniaan seperti

dibawah:

Mb.c 806,2741 n . c l , 2

o b = — T N- = — 7 ! v = 0,2£kg/mnr £.(bo.h2-bi.hf J ^|40.403 -37.373j

134

Material yang digunakan adalah sama yaitu SS 41, tegangan ijinnya sebesar

8,3333 kg/mm2, yang berarti material ini aman untuk digunakan.

2.1.3.3. Engsel

Dari gaya-gaya yang bekerja pada poros engsel, maka dapat diketahui

bahwa pada poros engsel ini terjadi tegangan bending dan tegangan geser. Melalui

analisa gaya dari kedua posisi seperti pada perhitungan sebelumnya, didapatkan

momen terbesar yang terjadi pada saat analisa lengan horisontal membentuk sudut

135° dari kolom. Besar momen dan gaya tersebut adalah 164,25 kg mm dan

26,6186 kg. Material yang digunakan sebagai poros engsel berupa poros pejal

dengan penampang lingkaran. Tegangan bending yang terjadi:

Mb.c 164,25 . , .n_1 . 2 a b = ; - = : = 0,6097kg/mm2

i.Ti.r4 i.Tt.74

sedangkan untuk menghitung tegangan geser yang terjadi pada poros :

is = ,R E , = ! 3 ' 1 2 , , = 0,0426kg/mm2

2.j.7t.d2 2.J.7C.142

Untuk penampang lingkaran, tegangan geser maksimum yang terjadi perlu dicari.

Nilai maksimumnya: Tm« = 4 . TS = 4 . 0,0426 = 0,0568 kg/mm2

3 3

Karena pada satu poros bekerja dua macam tegangan yang berbeda, yaitu

tegangan bending dan tegangan geser, maka perlu dicari tegangan kombinasinya.

Besar tegangan kombinasinya :

o-v - J0 J + 3.TS = 70,60972+3.0,056822 = 0,6123kg/mm2

135

Kemudian dengan cara yang sama seperti diatas, tegangan yang terjadi

dibandingkan dengan tegangan ijin material. Material yang digunakan adalah sama

yaitu S30C dengan tegangan ijinnya sebesar 8,3333 kg/mm2. Sehingga dengan

tegangan yang terjadi yaitu 0,6123 kg/mm2, material ini aman untuk digunakan.

2.1.3.4. Kolom

Dari gaya-gaya yang bekerja pada kolom, maka dapat diketahui bahwa

pada kolom ini terjadi tegangan tekan pada keseluruhan panjang kolom dan

tegangan geser pada daerah sekitar lubang poros engsel. Material yang digunakan

sebagai kolom berupa pipa kotak dengan ukuran maupun kekuatan yang sama

dengan material pada lengan horisontal.

Melalui analisa gaya dari kedua posisi seperti pada perhitungan sebelumnya,

momen terbesar didapatkan pada saat lengan horisontal dalam keadaan membentuk

sudut 135° dari kolom. Gaya vertikal terbesar pada saat posisi lengan horisontal

membentuk sudut 135° dari kolom. Perhitungan dilakukan pada kedua posisi dan

hasilnya dipilih yang terbesar.

Pada saat posisi lengan horisontal membentuk sudut 135° dari kolom,

momen terbesar adalah 4587,05 kg mm dan gaya vertikal terbesar yang terjadi

adalah 54,10 kg.

p Mb.c _ 54,10 4587,05 t y ~ b 0 . h o - b i . h i

+ I ~ 4 0 2 - 3 7 2 + x ( 4 0 4 0 2 _ 3 7 3 7 2 )

= 0,8070 kg/mm2

136

Kemudian tegangan yang terjadi pada kolom dibandingkan dengan

tegangan yang diijinkan pada material dan ternyata tegangan yang terjadi masih

lebih kecil dari tegangan ijin material sehingga material tersebut aman digunakan.

Namun material ini perlu dicek pula terhadap tegangan geser yang dapat merusak

pada daerah sekitar lubang. Bila ternyata pada pengecekan ini tegangan yang

terjadi juga lebih kecil dari tegangan ijin, maka material ini aman digunakan.

Analisa kerusakan sekitar lubang pada plat dari pipa kotak akibat tegangan

tekan, yaitu dengan:

a, = R£ = 13.12 - 0,1562 kg/mm2

4 . d . t 4 . 1 4 . 1 , 5

ternyata tegangan yang terjadi lebih kecil dari tegangan ijin, maka material ini aman

untuk digunakan.

2.1.4. Analisa Sambungan Las

Sambungan las hanya digunakan pada plat penyangga dan pada kaki kolom.

Pada daerah ini sambungan las dianggap penting sebab pada alat penyangga ini

merupakan tempat dudukan dari silinder pneumatik melakukan kerja. Sedangkan

pada kaki kolom, las-lasan merupakan tempat bertumpunya semua sistem lengan.

2.1.4.1. Plat Penyangga

Pada plat penyangga pengelasan dilakukan pada sisi yang berhubungan

dengan kolom. Pengelasan dilakukan pada bagian bawah plat strip sehingga kaki

137

las mendapat gaya tekan sebesar 54,10 kg. Material las yang digunakan mempunyai

yield 25 kg/mm2.

Untuk menentukan tinggi kaki las-lasan minimum, dilakukan analisa

tegangan-tegangan yang terjadi, yaitu :

1 Analisa terhadap tegangan tekan

a, - vs 2.1. 0,708 . a

, Svp o t<a t s = —

Vs

(Syp/N) .2.1. 0,707

54.10.

(25/3) . 2 . 40 . 0,707 = 0,1148 mm

Dari hasil analisa tegangan tekan, tinggi kaki las-lasan minimum adalah 0,1148 mm.

2 Analisa terhadap tegangan geser

Pada plat penyangga ini juga terjadi tegangan geser akibat gaya horisontal

yang besarnya 8,19 kg, sehingga tinggi kaki las-lasan yang didapat nantinya

dibandingkan dengan tinggi kaki las-lasan akibat gaya tekan.

%

Is <

2

Tsi

Hs . / . 0,707 . a

- 0.58 . Svp N

Hs 8,19 a = 0.58 . Svp - 0.58 . 25 =0,0300mm

N .2.7.0,707 3 .2.1.0,101

karena dari hasil analisa terhadap tegangan geser tinggi kaki las-lasan hanya 0,0300

mm, maka tinggi kaki las-lasan minimum yang digunakan adalah 0,1148 mm.

138

2.1.4.2. Kolom

Pengelasan dilakukan pada keliling dari kaki kolom. Kaki las-lasan harus

dapat menerima gaya tekan, geser maupun bending. Analisa dilakukan pada ketiga

macam gaya untuk mendapatkan dimensi kaki las yang terbesar.

1 Analisa terhadap tegangan tekan.

Gaya tekan yang bekerja pada kaki kolom sebesar 54,10 kg, untuk

perhitungan digunakan cara seperti analisa las-lasan pada plat penyangga. Dengan

F = 4 . 0,707 . a , maka didapatkan tinggi kaki las-lasan minimum.

a = V / ( Syp .4.1. 0,707 / N ) - 54,10 / ( 25 . 4 . 40 . 0,707/3)

a = 0,0574 mm


Tegangan geser ini timbul akibat adanya gaya horisontal pada kaki kolom,

besarnya gaya yang bekerja 8,19 kg. Untuk analisa ini dengan

F = 4 . / . 0,707 . a, sehingga dari hasil perhitungan didapat tinggi kaki las-lasan

minimum.

a = H / ( 0,58 . Syp . 4 . / . 0,707 / N )

a = 8,19 / ( 0,58 . 25 . 4 . 40 . 0,707 / 3 )

a = 0,0150 mm

3 Analisa terhadap tegangan bending

Tegangan ini timbul akibat adanya momen bending pada kaki kolom yang

besarnya adalah 4587,0 kg mm. Untuk analisanya digunakan persamaan .

oh = Mb = Mb . 6 . / ._ Wb 0 , 7 0 7 . / 3 . a - ( 0 , 7 0 7 . a - t ) . ( / - t ) 3

139

25 = 4587,05 3 0,707 . 403. a - ( 0,707 . a - 1,5 ) . ( 40 - 1,5 )3

a = 2,0716 mm

sehingga dari ketiga macam analisa tinggi kaki las-lasan disimpulkan tinggi kaki

las-lasan minimum 2,0716 mm.

2.1.5. Analisa Sambungan Baut Dan Mur

Pembahasan ini dibatasi hanya pada kaki kolom dimana mur-baut

digunakan untuk melekatkan plat kaki dari kolom terhadap plat penghubung.

Mur-baut ini harus dapat menerima tegangan geser maupun momen bending.

2.1.5.1. Analisa Terhadap Tegangan Geser

Tegangan geser ini timbul karena adanya gaya horisontal sebesar 8,19 kg

pada kaki kolom, seperti pada gambar dibawah ini maka baut dikatakan mengalami

tegangan geser langsung dan tegangan geser karena momen. Besar tegangan geser

langsung didapatkan dengan persamaan :

H, = 2 . HL / 2 = 2 . 8,19 / 2 - 8,19 kg

sedangkan tegangan geser karena moman didapatkan dengan persamaan :

M - HL . 45 - 8,19 . 45 - 368,55 kg mm

2 . r . H , = M

H2 = 368,55 / ( 2 . 90 ) = 2,0475 kg

140

\1 2 H = ( H,2 + H22 + 2 . H, . H2. Cos a )'

- ( 8,192 + 2,04752 + 2 . 8,19 . 2,0475 . Cos 27,9 ) ,/2

- 5,0057 kg

d b >

d b >

/ 4.H 0.58.S™

r- N

(4.5,0057 0.58.24

d b > 1,1720mm

2.1.5.2. Analisa Tegangan Karena Momen

Seperti tampak pada gambar 4.27, maka pada baut terjadi tegangan tarik

akibat moman yang bekerja pada kaki kolom. Besar momen yang terjadi adalah

4587,05 kg mm, kemudian dari momen yang terjadi dicari gaya tarik terbesar yang

bekerja pada baut untuk perhitungan selanjutnya.

Jumlah momen di titik 1

ZM, = 0

M - V2. 2 . r = 0

4587,05 - Va . 2 . 90 =

V2 = 25,4836 kg

Jumlah momen di titik 2

SM2 = 0

M + V, . 2 . r = 0

= 0

4587,05 + V, . 2 . 90 = 0

HI

(Ss

HL *

/

HI

a

HI

^ 3

/ H £

Gambar 4.27 Gaya pada baut

/

141

T^

2. "_i 5 Zfvw Gambar 4.28 Diagram rangkaian Pneumatik

142

V, - - 25,4836 kg

Untuk mendapatkan diameter baut digunakan persamaan tegangan tarik

dengan gaya tank sebesar 25,4836 kg, yang dapat dihitung dengan :

< • „ * • - « * s y p _

. ^ 4.25,4836

db> 2,0139mm

Jadi diameter baut yang digunakan dipilih sebesar 12 mm dapat digunakan dalam

perencanaan ini karena lebih besar dari diameter yang diijinkan.

2.2. PERENCANAAN PNEUMATIK

Pneumatik ini digunakan untuk menaikkan dan menurunkan lengan agar

posisi torch dapat diatur sesuai dengan kebutuhan proses pengelasan. Pneumatik

yang digunakan adalah jenis kerja ganda ( double acting). Dari analisa gaya pada

sistem lengan didapatkan gaya terbesar yang harus diberikan oleh silinder

pneumatik sebesar 25,9 kg ( 254,079 N ), yaitu pada saat lengan membentuk sudut

135 dari kolom. Tekanan udara yang telah tersedia sebesar 6 bar.

2.2.1. Perencanaan Dimensi Silinder Pneumatik

Setelah gaya dan tekanan diketahui maka diameter silinder piston dapat

ditentukan dengan cara langsung melihat pada tabel 3.18 dan didapatkan diameter

143

silinder piston sebesar 25 mm. Untuk panjang langkah standar dari siJinder

berdiameter 25 mm dapat dilihat pada lampiran 6.

Silinder pneumatik yang digunakan adalah type DSNU 25 P - A dengan

panjang langkah 25 mm dan berat total 0,6768 kg. Agar silinder pneumatik dapat

berfungsi dengan baik maka digunakan engsel pada kedua ujungnya. Bentuk

beserta ukuran engselnya dapat dilihat pula pada lampiran 6. Gambar pneumatiknya

dapat dilihat pada gambar 4.28. Engsel yang digunakan yaitu rod clevis type SG.

2.2.2. Kebutuhan Udara

Kebutuhan udara dari silinder piston dapat dilihat pada gambar 3.11 dan

didapatkan sebesar 0,025 1 / cm. Stroke untuk diameter 25 mm pada tekanan 6 bar.

Sedangkan ukuran dari katup yang akan digunakan dapat dilihat dari tabel 3.19 dan

didapatkan ukuran katup (valve) yaitu M5.

3. PERENCANAAN SISTEM PENGGERAK JIG PENCEKAM PIVOT

Pivot pada proses pengelasan berlangsung supaya berada pada posisi yang

diinginkan haruslah dilakukan pemegangan dan pemegangan ini dilakukan olehyVg

pencekam pivot yang dilekatkan pada lengan penggerak pivot dan lengan dihubungkan

144

dengan silinder pneumatik supaya gerak lengan dapat digerakkan sesuai dengan yang

kita inginkan.

Analisa yang dilakukan adalah seperti berikut.

3.1. ANALISA GAYA SAAT LENGAN MEMBENTUK SUDUT

Sistem lengan yang menggerakkan pivot harus membentuk sudut 30° dari arah

horisontal. Panjang lengan horisontal dibuat 500 mm dan direncanakan dengan pipa

kotak ukuran 40 mm x 40 mm dengan tebal 1,5 mm. Hal ini disesuaikan dengan

peralatan penunjang yang lain. Analisa gaya dilakukan pada tiap-tiap bagian seperti

berikut ini.

3.1.1. JigPencekam Pivot

Jig pencekam pivot yang digunakan mempunyai bentuk dan ukuran

tertentu. Jig pencekam yang dipergunakan ini adalah Air Chuck jenis SMC type

MHQ 2-16D yang mempunyai berat 0,3 kg. Pada saat lengan membentuk sudut 30

dari arah horisontal titik berat chuck berjarak X, = 12,35 mm dari titik A untuk lebih

jelas dapat dilihat pada gambar 4.29.

* Jumlah momen di titik A

IMA = 0

-WT.XTC+MA = 0

X

••'•'•

> •

A'

ft MA

^

i£,3!

v H>

145

Gambar 4.29 Air Chuck

^ 4

Gambar 4.30 Plat pemegang Jig

V

146

Gambar 4.31 Lengan Horisontal

y

X

W7 ,f

7 /

t y

Gambar 4.32 Diagram bidang motnen lengan horisontal

H S &

-A.

, \ \

1

•^ p \ / \

V50 2


147

s--

\ 4> H«'

\ A vsF \

>

Gambar 4.34 Gaya pada silinder pneumatik

Gambar 4.35 Engsei

148

-0,3 . 12,35 - MA - 0

MA = 3,71 kgmm

*. Jumlah momen di titik U

S M A - 0

-WT + V A = 0

- 0,3 + VA = 0

VA= 0,3

3.1.1.2. Plat Pemegang Jig

Plat pemegang jig ini digunakan untuk menghubungkan jig dengan

lengan horisontal jig. Tebal dari plat pemrgang jig = 1,5 mm ,berat dari plat

pemegang jig = 0.4972 kg. Untuk lebih jelasnya kita lihat gambar 4.30.

*. Jumlah momen di titik C

ZMc = 0

-MA - MB - VA x X ^ cos - VB x XCB cos - Wp x Xpp cos + M,., = 0

-3,716-3,716-0,3 x 25 cos 30 - 0,3 x 25 cos 30 - 0.4972x25 cos 30+ Mc = 0

Mc = 31,18 kgmm

*. Jumlah gaya dalam arah vertikal

I V = 0 •

-vA-vB-wp + vc=o

149

-0,3 - 0 , 3 - 0.4972+ V c =0

Vc - 0,4972 kg

3.1.1.3. Lengan

Selanjutnya dilakukan analisa gaya pada pipa kotak 40 mm x 40 mm

dengan tebal 1,5 mm yang merupakan lengan horisontal. Panjang pipa kotak adalah

480 mm. Dengan berat 1,36 kg. Di ujung pipa kotak diberi lubang untuk penempatan

engsel dan diujung lain dilakukan pengelasan dengan plat pemegang jig. Pada jarak

150 mm dari engsel dipasang sistem pneumatik untuk mengangkat dan menurunkan

lengan. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada gambar 4.31. Analisa dilakukan pada

titik E dan S.

*. Jumlah momen di titik E

Mc + Vc cos30 x Xpp - Vs a XSE + WP2 cos x XP2E = 0

31,18+0,4972cos 30 x 480 - Vs a 150 + l,36cos30 x 240 = 0

Vs = 3,47kg

*. Jumlah momen di titik S

Mc+Vccos30 x Xcs+W]>2cos 30 x (XP2= Xm )-VE x XES= 0

31,18+0,4972 cos 30 x (480-150)+1.36cos30 x (240-150)-VF x 150=0

V E =l ,86kg

150

*. Gaya resultan dan gaya horisontal di titik S

Rs = V s/ sin a2 = 3,47 / sin 37,8 = 5,66 kg

Hj = Rj. x cos a, = 5,66 x cos 37,8 = 4,47 kg

*. Jumlah gaya dalam arah horisontal

I H = 0

-Vcsin 30 -WP2sin 30 +HE-HS = 0

-0,4972sin30 - l,36sin30 + HE - 4,47 - 0

HE - 5,40 kg

Dari hasil perhitungan gaya-gaya pada titik S dan E berturut-turut H,. = 4,77 kg, Vs =

3,47 kg, HE = 5,40 kg dan VE = 1,86 kg.

Dengan demikian gaya yang harus dihasilkan oleh pneumatis Rs = 5,66 kg =

33,36 N pada tekanan 6 bar. Dari gaya serta momen hasil perhitungan maka dapat

digambarkan diagram momen (gambar 4.32). Untuk dapat menghasilkan gaya

tersebut pada tekanan 6 bar dilihat dari tabel 3.18 maka diameter silinder minimal

harus 25 mm agar lengan horisontal dapat membuka 30°, maka panjang total dari

silinder pneumatik saat langkah penuh adalah 275 mm, panjang langkah silinder

pneumatik diambil sebesar 25 mm. Hal ini disesuaikan dengan panjang silinder

pneumatik. Untuk penjelasan lebih lanjut mengenai sistem pneumatik akan dijelaskan

pada sub bab IV.3..2

151

Berat silinder pada saat tanpa langkah Ws adalah 0,54 kg. Silinder pneumatik

pada posisi awal tanpa langkah, panjangnya 250 mm. Digambarkan secara sket

(gambar 4.33)

Dengan mempergunakan bantuan Autocad maka dengan cara gratis didapatkan

harga b = 230,48 dan a, = 27,9, p, = 62.1, y, = 90, a2 = 37,2, P2 = 82,2, y, = 60.

Dengan demikian dapat dicari gaya silinder pneumatik terhadap kolom yang

dapat dilihat pada gambar 4.34

* Gaya berat silinder dalam arah horisontal

WSH - Ws / cos a, - 0,54 / cos 37,2 « 0,68 kg

* Jumlah gaya dalam arah horisontal

IH = 0

R*+WSH + Rs' = 0

5,66 + 0,68 - Rs1 = 0

R ^ 6,34 kg

* Gaya dalam arah vertikal dan horisontal di titik S1

RsV = Vs! = RS

J sin a2 = 6,34 sin 37,2 = 3,83 kg

RSH = Hs = Rs1 c o s a2 = 6,34cos 37,2 = 5,05 kg

152

3.1.1.4. Engsel

Gaya yang terjadi oleh poros engsel, besar gaya dan momen yang terjadi

pada poros engsel dapat dilihat pada gambar 4.35

Gaya yang terjadi pada poros engsel

VEr= 1,86 kg

HEr = 5,40kg

Untuk mendapatkan besarnya momen dan gaya pada titik 3 dan 4 sama

dengan cara pada plat pemegang jig sehingga didapatkan :

ME3V = ME4V = 1,86 x 50/8 = 11,63 kgmm

ME3H = M E 4 H

= 5 > 4 0 x 5 0 / 8 = 3 3 > 7 5 k 8 m m

^ = 35,69 kg

VE3 = VE4 = 0,93kg

HE3 = H^ = 2,70 kg

RE = 2,86 kg

Dari hasil perhitungan gaya vertikal ke bawah sebesar 0,93 kg, gaya

horisontal sebesar 2,70 kg, gaya resultan 2,86 kg, momen vertikal 11,63 kgmm,

momen horisontal 33,75 kg dan momen resultan 35,69 kg.

153

3.1.2. Analisa Gaya Saat Lengan Mendatar

Dengan cara penghitungan yang sama pada analisa gaya saat naik atau membuat

sudut, maka perhitungan pada saat lengan mendatar tidak memperhitungkan sudut

kenaikan lengan.

3.1.2.1. Jig Pencekam Pivot

Pada saat lengan mendatar, titik berat Air Chuck berjarak Xj. = 14,26 dari titik

pusat. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat pada gambar 4.36.

* Jumlah Momen di titik A

IMA = 0

WT . XTA - MA = 0

0,3 . 14,26 - MA - 0 MA = 4,278

* Jumlah Gaya Dalam Arah Vertikal

£V = 0

_WT + VA = 0

-0,3 +VA = 0

VA= 0,3 Kg

154

-£=-

Gambar 4.36 Air chuck

^ >

v^V" ̂

Gambar 4.37 Plat pemegang Jig

• ••Y

X

480

V/p2

155


ir

- t>

nm X

V 167,73

Gambar 4.39 Diagram bidang momea lengan Horisontal

S'

Vs'V

- t>H s '

,RB'

VS

Gambar 4.40 Silinder Pneumatik

156 Vf-4

Gambar 4.41 Engsel

VW

Gambar 4.42 Diagram rangkaian Pneumatik

HA

157


Untuk memudahkan analisa maka gaya-gaya yang terjadi pada plat digambarkan

sepertigambar4.37

* Jumlah Momen dititik C

IM c = 0

MA - MB - VA x XCA - VB x XCR - WPx Xpe, + Mp = 0

4,278 - 4,278 - 0,3 x 25 - 0,3 x 25 - 0,4972 x 25 + M^ = 0

Mp = 35,99 Kg mm

* Jumlah Gaya Dalam Arah Vertikal

I V = 0

-V A -V B -W P + Vc = 0

-0,3 - 0,3 - 0,4972 + Vc = 0

V c = 1,0972 Kg

Untuk perhitungan saat lengan mendatar gaya Vc yang terjadi adalah sama dengan saat

lengan membentuk. Namun momen yang terjadi lebih besarl yaitu sebesar 35,99

Kgmm yang arahnya berlawanan arah jarum jam.

3.1.2.3. Lengan

Untuk memudahkan analisa maka gaya-gaya yang terjadi pada lengan

digambarkan seperti gambar 4.38

* Jumlah momen dititik E

IME = 0

Mc + Vc x XCE + WP2 x Xm - Vs x Xgg = 0

35,99 + 1,0972 x 480 + 0,4972 x 240 - Vsx 150 - 0

Vs = 4,55Kg

* Jumlah momen dititik S

LMs = 0

Mc + Vcx X,.s+ WP2x Xras - VE x XES = 0

35,99 + l,0972x(480-150) + 0,4972x(240-150) -VE.150 - 0

VE = 2,95Kg

* Gaya resultan dan gaya horisontal dititik S

Rg-Vg/sinBl =4,55/sin62,1 =5,15 Kg

1^=1^ .008 131 = 5,15x008 62,1=2,41 Kg


I H = 0

HE-HS = 0

HE-2,41 = 0

HK=2,41Kg

Dari hasil - hasil perhitungan gaya-gaya dititik S dan E berturut-turut

R = 2,41 Kg HE = 2,41 Kg

159

Vs - 4,55 Kg VR = 2,95 Kg

Dengan demikian dapat digambarkan diagram bidang M untuk mendapatkan momen

maksimum yang terjadi pada lengan (gambar 4.39)

Selanjutnya analisa gaya pada silinder pneumatik, dimana pada saat silinder pneumatik

langkah penuh mempunyai berat 0,67 Kg (gambar 4.40)

Ws = 0,67 Kg

WSH= 0,67 / cos a, = 0,67 / cos 27,9 =0,75811


ZH = 0

R. ' + W . - R , = 0

V +0,75811-5,15 = 0

Rs' = 5,91Kg

* Gaya yang terjadi dititik S'

Hs* = Rs'. sin a, = 5,15 x sin27,9 = 2,41 Kg

Vs' = Rs\ cos a, - 5,15 x cos27,9 - 4,55 Kg

3.1.2.4. Engsel

Untuk memudahkan analisa gaya-gaya yang terjadi pada poros engsel (gambar

4.41)

160

* Gaya yang terjadi pada poros engsel

VE« - 2,95 Kg

HE' = 2,41 Kg

Untuk mendapatkan besaraya momen dan gaya dititik 3 dan 4 sama dengan cara pada

plat pemegang Jig, sehingga didapatkan:

ME3v = MF4v " 2 > 9 5 x 5 0 / 8 = 18,44 Kgmm

ME3H " ME4H = 2,32327 x 50/8 = 14,52 Kgmm

MER = 23,47 Kgmm

VE3 = VE4 = 1,48 Kg

HE3 = HE4 = 1,21 Kg

RE = 1,91 Kg

Dari hasil perhitungan gaya vertikal kebawah sebesar 1,48 Kg, gaya horisontal sebesar

1,21 Kg, gaya resultan 1,91 Kg, momen vertikal 18,44 Kgmm, momen horisontal

14,52 Kgmm, dan momen resultan 23,47 Kgmm.

3.1.3. ANALISA TEGANGAN

Analisa ini dilakukan untuk melihat apakah bahan-bahan yang digunakan cukup

aman bila mendapat atau dikenai beban luar yang bekerja pada bagian-bagian tersebut.

Dalam analisa ini diperhatikan jenis material dan macam beban yang bekerja.

161


Dengan melihat gaya-gaya yang terjadi pada plat pemegang jig, maka pada

plat pemegang jig dilakukan analisa terhadap bending. Dari hasil perhitungan pada

dua posisi lengan, maka momen maksimum didapatkan sebesar 31,18 kg mm yang

terjadi saat lengan horisontal mendatar.

Besar tegangan bending yang terjadi dapat dihitung dengan :

Mb.c 31,18.25 . nn__ „ , 2 o b = — " N = — f r- = 1,9955.1kg/mm2

i f b . h 3 ) i [ l . 5 . 5 0 3 ]

dari tegangan bending yang terjadi, kemudian dibandingkan dengan tegangan ijin

material. Material yang digunakan adalah SS41 yang mempunyai tegangan yield Syp =

25 kg/mm2, maka tegangan ijinnya sebesar :

Oj = Syp = 25 = 8,3333 kg/mm2

N 3

karena tegangan yang terjadi lebih kecil dari tegangan ijin material yang berarti

material tersebut aman untuk digunakan.


Dengan melihat gaya-gaya yang terjadi, maka pada lengan horisontal dilakukan

analisa terhadap bending. Dari hasil perhitungan pada dua posisi lengan, didapatkan

momen maksimum sebesar 167,73 kg mm yang terjadi saat lengan horisontal

mendatar. Material yang digunakan berupa pipa kotak, tegangan bending yang terjadi

dapat dicari dengan persamaan seperti dibawah :

162

Mb.c 167,73.20 „ _. -n . 2

a b = —7 s N - = — T ! e = 2,94. lCkg/mm i ( b o . h | - b i . h ? ) ^ . (40 .40 3 -37 .37^

Material yang digunakan adalah sama yaitu SS 41, tegangan ijinnya sebesar

8,3333 kg/mm2, yang berarti material ini aman untuk digunakan.

3.1.3.3. Engsel

Dari gaya-gaya yang bekerja pada poros engsel, maka dapat diketahui bahwa

pada poros engsel ini terjadi tegangan bending dan tegangan geser. Melalui analisa

gaya dari kedua posisi seperti pada perhitungan sebelumnya, didapatkan momen

terbesar yang terjadi pada saat analisa lengan horisontal mendatar. Besar momen dan

gaya tersebut adalah 71,22 kg mm dan 1,91 kg (gambar 4.41). Material yang

digunakan sebagai poros engsel berupa poros pejal dengan penampang lingkaran.

Tegangan bending yang terjadi:

Mb.c 71,22 . .A , 2

j.Tl.d4 J.7C.74

sedangkan untuk menghitung tegangan geser yang terjadi pada poros :

xs = , R E = } ' 9 1 , = 6,20. lO^g/mm2

l.^.K.d2 2.\.K.\A2

Untuk penampang lingkaran, tegangan geser maksimum yang terjadi perlu dicari. Nilai

maksimumnya:

Tm« = 4 . T S « 4 . 6,20.103 = 8,27.103 kg/mm2

3 3

163

Karena pada satu poros bekerja dua macam tegangan yang berbeda, yaitu

tegangan bending dan tegangan geser, maka perlu dicari tegangan kombinasinya.

Besar tegangan kombinasinya :

o-v = JcjJ + 3.ti = 1/o,2622 + 3.0,008272 = 0,26kg/mnr

Kemudian dengan cara yang sama seperti diatas, tegangan yang terjadi

dibandingkan dengan tegangan ijin material. Material yang digunakan adalah sama

yaitu S30C dengan tegangan ijinnya sebesar 8,3333 kg/mm2. Sehingga dengan

tegangan yang terjadi yaitu 0,26 kg/mm2, material ini aman untuk digunakan.

3.1.4. Analisa Sambungan Las

Sambungan las hanya digunakan pada plat penyangga dan pada kaki kolom.

Pada daerah ini sambungan las dianggap penting sebab pada alat penyangga ini

merupakan tempat dudukan dari silinder pneumatik melakukan kerja. Sedangkan pada

kaki kolom, las-lasan merupakan tempat bertumpunya semua sistem lengan.

3.1.4.1. Plat Pemegang

Pada plat penyangga pengelasan dilakukan pada sisi yang berhubungan dengan

kolom. Pengelasan dilakukan pada bagian bawah plat strip sehingga kaki las mendapat

gaya tekan sebesar 0,4972 kg. Material las yang digunakan mempunyai yield 25

kg/mm2.

164

Untuk menentukan tinggi kaki las-lasan minimum, dilakukan analisa

tegangan-tegangan yang terjadi, yaitu :

1 Analisa terhadap tegangan tekan

<yt - Vs 2.1. 0,708 . a

c t<a t s = —

Vs ._ 1.0972 a = = = 2.3279.103 mm

(Syp/N) . 2 . / . 0,707 (25/3) . 2 . 40 . 0,707

Dari hasil analisa tegangan tekan, tinggi kaki las-lasan minimum adalah 2,3279.103

mm.


Pada plat penyangga ini juga terjadi tegangan geser akibat gaya horisontal yang

besarnya 0,3 kg, sehingga tinggi kaki las-lasan yang didapat nantinya dibandingkan

dengan tinggi kaki las-lasan akibat gaya tekan.

r,

Xs <

2

^si

Hs . / . 0,707 . a

= 0.58 . Svp N

Vc 1.0927 a = 0.58 . Svp = 0.58 . 25 =4,01.103mm

N .2 .7 .0 ,707 3 .2.40.0,707

karena dari hasil analisa terhadap tegangan geser tinggi kaki las-lasan hanya 4,01.103

mm, maka tinggi kaki las-lasan minimum yang digunakan adalah 4,01.103 mm.

165


Pneumatik ini digunakan untuk menaikkan dan menurunkan lengan agar posisi

torch dapat diatur sesuai dengan kebutuhan proses pengelasan. Pneumatik yang

digunakan adalah jenis kerja ganda ( double acting ). Dari analisa gaya pada sistem

lengan didapatkan gaya terbesar yang harus diberikan oleh silinder pneumatik sebesar

5,15 kg ( 50,5215 N ), yaitu pada saat lengan horisontal dalam keadaan mendatar.

Tekanan udara yang telah tersedia sebesar 6 bar.

3.2.1. Perencanaan Dimensi Silinder Pneumatik

Setelah gaya dan tekanan diketahui maka diameter silinder piston dapat

ditentukan dengan cara langsung melihat pada tabel 3.18 dan didapatkan diameter

silinder piston sebesar 12 mm. Untuk panjang langkah standar dari silinder berdiameter

12 mm dapat dilihat pada lampiran 6.

Silinder pneumatik yang digunakan adalah type DSNU 25 P - A dengan

panjang langkah 25 mm dan berat total 0,6768 kg. Agar silinder pneumatik dapat

berfiingsi dengan baik maka digunakan engsel pada kedua ujungnya. Bentuk beserta

ukuran engselnya dapat dilihat pula pada lampiran 6. Gambar pneumatiknya dapat

dilihat pada gambar 4.42. Engsel yang digunakan yaitu rod clevis type SG.

166

3.2.2. Kebutuhan Udara


didapatkan sebesar 0,02 / / cm. Stroke untuk diameter 12 mm pada tekanan 6 bar.


didapatkan ukuran katup ( valve ) yaitu M5.

4. PERENCANAAN AIR CHUCK

4.1. ANALISA TEGANGAN PADA PIVOT

Pivot yang dicekam oleh air chuck dapat diketahui bahwa pada pivot tersebut

terjadi tegangan geser. Material yang digunakan sebagai pivot berupa silinder

berongga dengan penampang lingkaran. Tegangan geser yang terjadi pada pivot:

RE RE I / 2 ts = rz r- = — — 7 N kg/mm

2 . i « . ( d § - 4 ) 2 .1 .7 , (82-6^

untuk penampang lingkaran, tegangan geser maksimum yang terjadi perlu dicari nilai maksimumnya:

Tmax = \u = f j ^ v = °»0303cg/mm2

kemudian tegangan yang terjadi dibandingkan dengan tegangan ijin material. Material

yang digunakan adalah SS41 dengan tegangan ijinnya 8,3333 kg/mm2. Sehingga

dengan demikian didapatkan harga RE yang merupakan gaya geser maksimum yang

diijinkan bekerja pada pivot sebesar : 274,7385 kg.

167


Pneumatik ini digunakan untuk mencekam pivot agar posisi pivot dapat sesuai

dengan kebutuhan proses pengelasan. Pneumatik yang digunakan adalah jenis kerja

ganda (double acting). Tekanan udara yang telah tersedia sebesar 6 bar. Diameter

silinder piston ditentukan dengan cara langsung melihat pada lampiran 6 dan

didapatkan diameter piston sebesar 16 mm begitu pula untuk panjang langkah standar

dari silinder berdiameter 16 mm dapat dilihat pada lampiran 6.

Air chuck yang digunakan adalah type MHQ 2-16 D dengan panjang langkah 6

mm dan berat total 0,3 kg. Gambar rangkaian pneumatiknya dapat dilihat pada gambar

4.43.


didapat sebesar 0,015 1/cm. Stroke untuk diameter silinder 16 mm pada tekanan 6 bar.


didapatkan ukuran katup (valve) yaitu M5.

£v<r 5 TfVW

Gambar 4.43 Diagram rangkaian Pneumatik

1. perencanaan elemen mesin pemutar torch las

Documents