perancangan mesin-mesin industrirepository.poliupg.ac.id/622/1/perancangan mesin-mesin...2.6. sistem...

PERANCANGAN

MESIN-MESIN INDUSTRI

UU No 28 tahun 2014 tentang Hak Cipta Fungsi dan sifat hak cipta Pasal 4 Hak Cipta sebagaimana dimaksud dalam Pasal 3 huruf a merupakan hak eksklusif yang terdiri atas hak moral dan hak ekonomi. Pembatasan Pelindungan Pasal 26 Ketentuan sebagaimana dimaksud dalam Pasal 23, Pasal 24, dan Pasal 25 tidak berlaku terhadap: i. penggunaan kutipan singkat Ciptaan dan/atau produk Hak Terkait untuk pelaporan

peristiwa aktual yang ditujukan hanya untuk keperluan penyediaan informasi aktual; ii. Penggandaan Ciptaan dan/atau produk Hak Terkait hanya untuk kepentingan penelitian

ilmu pengetahuan; iii. Penggandaan Ciptaan dan/atau produk Hak Terkait hanya untuk keperluan pengajaran,

kecuali pertunjukan dan Fonogram yang telah dilakukan Pengumuman sebagai bahan ajar; dan

iv. penggunaan untuk kepentingan pendidikan dan pengembangan ilmu pengetahuan yang memungkinkan suatu Ciptaan dan/atau produk Hak Terkait dapat digunakan tanpa izin Pelaku Pertunjukan, Produser Fonogram, atau Lembaga Penyiaran.

Sanksi Pelanggaran Pasal 113 1. Setiap Orang yang dengan tanpa hak melakukan pelanggaran hak ekonomi sebagaimana

dimaksud dalam Pasal 9 ayat (1) huruf i untuk Penggunaan Secara Komersial dipidana dengan pidana penjara paling lama 1 (satu) tahun dan/atau pidana denda paling banyak Rp100.000.000 (seratus juta rupiah).

2. Setiap Orang yang dengan tanpa hak dan/atau tanpa izin Pencipta atau pemegang Hak Cipta melakukan pelanggaran hak ekonomi Pencipta sebagaimana dimaksud dalam Pasal 9 ayat (1) huruf c, huruf d, huruf f, dan/atau huruf h untuk Penggunaan Secara Komersial dipidana dengan pidana penjara paling lama 3 (tiga) tahun dan/atau pidana denda paling banyak Rp500.000.000,00 (lima ratus juta rupiah).

PERANCANGAN

MESIN-MESIN INDUSTRI

Rusdi Nur, S.ST., M.T., Ph.D.

Muhammad Arsyad Suyuti, S.T., M.T.

PERANCANGAN MESIN-MESIN INDUSTRI

Rusdi Nur Muhammad Arsyad Suyuti

Desain Cover : Herlambang Rahmadhani

Tata Letak Isi : Haris Ari Susanto Sumber Gambar : http://img.directindustry.com/

images_di/photo-g/26921-2789627.jpg

Cetakan Pertama: September 2017

Hak Cipta 2017, Pada Penulis

Isi diluar tanggung jawab percetakan

Copyright © 2017 by Deepublish Publisher All Right Reserved

Hak cipta dilindungi undang-undang

Dilarang keras menerjemahkan, memfotokopi, atau memperbanyak sebagian atau seluruh isi buku ini

tanpa izin tertulis dari Penerbit.

PENERBIT DEEPUBLISH (Grup Penerbitan CV BUDI UTAMA)

Anggota IKAPI (076/DIY/2012)

Jl.Rajawali, G. Elang 6, No 3, Drono, Sardonoharjo, Ngaglik, Sleman Jl.Kaliurang Km.9,3 – Yogyakarta 55581

Telp/Faks: (0274) 4533427 Website: www.deepublish.co.id www.penerbitdeepublish.com E-mail: [email protected]

Katalog Dalam Terbitan (KDT)

NUR, Rusdi

Perancangan Mesin-Mesin Industri/oleh Rusdi Nur dan Muhammad Arsyad Suyuti.--Ed.1, Cet. 1--Yogyakarta: Deepublish, September 2017.

x, 226 hlm.; Uk:15.5x23 cm ISBN 978-Nomor ISBN

1. Ilmu Teknik I. Judul

620

v

KATA PENGANTAR

Bismillahi Rohmani Rohim

Assalamu alaikum Wr. Wb.

Dengan mengucapkan syukur kehadirat Allah SWT karena

atas rahmat dan hidayah-Nyalah sehingga buku ajar “Perancangan

Mesin-mesin Industri” karya Rusdi Nur dan Muhammad Arsyad

Suyuti dapat terselesaikan. Buku ajar ini merupakan bahan ajar

yang membahas tentang teori yang praktis dan penjelasan yang

aplikatif.

Dalam penyusunan buku ini, penulis membahas tentang

perancangan industri yang terdiri dari 14 bab dan diantaranya

mulai dari konsep perancangan, dasar-dasar pembebanan, jenis-

jenis sambungan, kopling, rangka mesin dan perancangan poros.

Penyusunan Buku Ajar ISBN ini dibiayai oleh Program

Pengembangan Pendidikan Politeknik PEDP ADB LOAN 2928 –

INO.

Perlu ditekankan bahwa buku ajar ini merupakan referensi dari

materi kuliah Perancangan Mesin-mesin Industri 1 dan 2, sehingga

mahasiswa perlu untuk membaca buku-buku referensi lain untuk

melengkapi pengetahuannya tentang materi buku ini.

Akhir kata, mudah-mudahan buku ajar ini bisa menjadi

penuntun bagi mahasiswa dan memberikan manfaat sebagaimana

yang diharapkan. Tak lupa penulis mengucapkan banyak-banyak

terima kasih kepada pihak-pihak yang telah banyak membantu

dalam penyelesaian pembuatan buku ini.

Wassalam,

Rusdi Nur & Muhammad Arsyad Suyuti

vi

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR ............................................................................. v

DAFTAR ISI ..........................................................................................vi

BAB I PENDAHULUAN .................................................................. 1

1.1. Kriteria perancangan ................................................................ 1

1.2. Prosedur Umum dalam Perancangan mesin .............................. 1

1.3. Pertimbangan Umum dalam Perancangan mesin ...................... 3

1.4. Standar, kode, dan peraturan pemerintah dalam desain ............. 4

BAB II KONSEP DASAR PERANCANGAN ................................... 5

2.1. Definisi Perancangan ............................................................... 5

2.2. Dasar-dasar Perancangan Industri ............................................ 5

2.3. Proses Perancangan Industri ..................................................... 8

2.4. Keterampilan yang Dibutuhkan Dalam Perancangan .............. 12

2.5. Fungsi, Syarat perancangan, dan Kriteria Evaluasi ................. 12

2.6. Sistem Satuan ........................................................................ 14

2.7. Penutup (Soal Latihan)........................................................... 17

BAB III DASAR-DASAR PEMBEBANAN ...................................... 18

3.1. Gaya aksial ............................................................................ 18

3.2. Geser murni ........................................................................... 21

3.3. Working Stress (tegangan kerja) ............................................ 23

3.4. Faktor Keamanan (N) ............................................................ 23


BAB IV TEGANGAN BENDING DAN TORSI ............................... 25

4.1. Tegangan Geser Torsi ............................................................ 25

4.2. Tegangan Bending dalam Balok Lurus ................................... 30


vii

BAB V SAMBUNGAN KELING .................................................... 37

5.1. Pendahuluan .......................................................................... 37

5.2. Metode Pengelingan .............................................................. 37

5.3. Material Keling ..................................................................... 39

5.4. Tipe Kepala Keling................................................................ 39

5.5. Tipe Sambungan Keling ........................................................ 41

5.6. Kegagalan Sambungan Keling ............................................... 43

5.7. Kekuatan dan Efisiensi Sambungan Keling ............................ 47

5.8. Sambungan Keling untuk Struktur ......................................... 49

5.9. Sambungan Keling dengan Beban Eksentris .......................... 55

5.10. Penutup (Soal Latihan) .......................................................... 64

BAB VI SAMBUNGAN LAS ............................................................ 66

6.1. Jenis Sambungan Las............................................................. 66

6.2. Kekuatan sambungan las fillet melintang ............................... 67

6.3. Kekuatan sambungan las fillet sejajar .................................... 69

6.4. Kasus khusus sambungan las fillet ......................................... 70

6.5. Kekuatan Butt Joint ............................................................... 74

6.6. Beban eksentris sambungan las .............................................. 79

6.7. Penutup (Soal Latihan) .......................................................... 90

BAB VII SAMBUNGAN ULIR .......................................................... 92

7.1. Istilah penting pada ulir ......................................................... 92

7.2. Jenis ulir ................................................................................ 93

7.3. Jenis Sambungan ulir ............................................................. 96

7.4. Dimensi standar ulir .............................................................. 97

7.5. Sambungan baut akibat beban eksentris ................................. 99

7.6. Beban eksentris yang sejajar terhadap dengan sumbu baut ..... 99

7.7. Beban eksentris yang tegak lurus terhadap sumbu baut ........ 101

7.8. Beban eksentris pada bracket dengan sambungan

melingkar ............................................................................ 104

7.9. Penutup (soal Latihan) ......................................................... 106

viii

BAB VIII KOPLING .......................................................................... 108

8.1. 8.1 Tipe Kopling .................................................................. 108

8.2. Sleeve atau Muff Coupling .................................................. 109

8.3. Clamp atau Compression Coupling ...................................... 111

8.4. Flange Coupling (kopling flens) ........................................... 114

8.5. Penutup (Soal Latihan)......................................................... 118

BAB IX PEGAS ............................................................................... 120

9.1. Tipe Pegas ........................................................................... 120

9.2. Pegas helix .......................................................................... 123

9.3. Tegangan dalam pegas helix berkawat lingkaran .................. 123

9.4. Defleksi pada pegas helix ..................................................... 126

9.5. Energi yang tersimpan dalam pegas helix berkawat

lingkaran.............................................................................. 127

9.6. Beban fatik pada pegas helix ................................................ 129


BAB X PEMILIHAN MOTOR ...................................................... 134

10.1. Faktor-faktor pemilihan motor ............................................. 134

10.2. Motor AC ............................................................................ 136

10.2.1. Motor Tiga Fasa ...................................................... 139

10.2.2. Motor Satu Fasa ...................................................... 141

10.3. Motor DC ............................................................................ 145

10.4. Pengkajian Motor Listrik ..................................................... 146

10.4.1. Efisiensi motor listrik .............................................. 146

10.4.2. Beban motor ............................................................ 149

10.4.3. Pengukuran daya masuk .......................................... 151

10.4.4. Contoh Perhitungan ................................................. 152


BAB XI TRANSMISI SABUK DAN RANTAI ............................... 153

11.1. Transmisi Sabuk .................................................................. 153

11.2. Klasifikasi Transmisi Sabuk ................................................. 154

11.3. Perancangan Transmisi Sabuk-V .......................................... 156

ix

11.4. Transmisi Rantai ................................................................. 160

11.5. Perancangan Transmisi Rantai ............................................. 162

11.6. Penutup (Soal Latihan) ........................................................ 165

BAB XII PERANCANGAN BANTALAN ....................................... 166

12.1. Klasifikasi Bantalan............................................................. 166

12.2. Rancangan umur Bantalan ................................................... 174

12.3. Pemilihan Bantalan .............................................................. 175

12.4. Penempatan Bantalan .......................................................... 178

12.5. Pertimbangan Praktis Dalam Aplikasi Bantalan ................... 180

12.6. Perancangan Bantalan Luncur .............................................. 182

12.6.1. Prosedur Perancangan Bantalan Luncur ................... 184

12.6.2. Contoh Perancangan Bantalan Luncur ..................... 185


BAB XIII RANGKA MESIN, SAMBUNGAN BAUT DAN LAS ..... 188

13.1. Rangka dan Struktur Mesin.................................................. 188

13.2. Sambungan Baut ................................................................. 189

13.2.1. Terminologi Baut .................................................... 189

13.2.2. Kasus yang terjadi pada baut ................................... 191

13.2.3. Tipe dan profil dari kepatahan ................................. 192

13.2.4. Contoh Perhitungan Baut......................................... 194

13.3. Sambungan Las ................................................................... 196

13.3.1. Metode Pengelasan.................................................. 197

13.3.2. Tegangan pada Sambungan Las ............................... 202

13.3.3. Kekuatan Material Sambungan Las ......................... 209

13.3.4. Contoh Perhitungan Las .......................................... 209


BAB XIV PERANCANGAN POROS ................................................ 212

14.1. Definisi dan Klasifikasi Poros .............................................. 212

14.2. Gaya-Gaya yang Diterima Poros .......................................... 215

14.3. Konsentrasi Tegangan pada Poros........................................ 220

14.4. Perancangan Tegangan Poros .............................................. 222

x

14.5. Ukuran Dasar untuk Poros ................................................... 225


DAFTAR PUSTAKA .......................................................................... 226

Perancangan Mesin-Mesin Industri ‖ 1

BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Kriteria perancangan

Meskipun kriteria yang digunakan oleh seorang perancang adalah banyak,

namun semuanya tertuju pada kriteria berikut ini:

1. Function (fungsi/pemakaian)

2. Safety (keamanan)

3. Reliability (dapat dihandalkan)

4. Cost (biaya)

5. Manufacturability (dapat diproduksi)

6. Marketability (dapat dipasarkan)

Kriteria, pertimbangan dan prosedur tambahan yang dimasukkan

dalam program secara khusus masalah keamanan produk, kegagalan

pemakaian suatu produk. Beberapa pertimbangan dan prosedur penting itu

adalah:

1. Pengembangan dan penggunaan suatu system rancang ulang secara

khusus menegaskan analisa kegagalan, mempertimbangkan

keamanan, dan memenuhi standar dan pemerintahan.

2. Pengembangan daftar ragam operasi dan pemeriksaan penggunaan

produk dalam setiap mode/ragam.

3. Identifikasi lingkungan pemakaian produk, termasuk memperkirakan

pemakaian, menduga penyalahgunaan, dan fungsi yang diharapkan.

4. Penggunaan teori desain spesifik yang menegaskan kegagalan atau

analisa kegagalan pemakaian dan mempertimbangkan keamanan

dalam setiap ragam operasi.

1.2. Prosedur Umum dalam Perancangan mesin

Dalam perancangan komponen mesin di sini tidak ada aturan yang baku.

Masalah perancangan mungkin bisa diselesaikan dengan banyak cara. Jadi,

2 ‖ Perancangan Mesin-Mesin Industri

prosedur umum untuk menyelesaikan masalah perancangan adalah sebagai

berikut:

1. Mengenali kebutuhan/tujuan . Pertama adalah membuat pernyataan

yang lengkap dari masalah perancangan, menunjukkan

kebutuhan/tujuan, maksud/usulan dari mesin yang dirancang.

2. Mekanisme. Pilih mekanisme atau kelompok mekanisme yang

mungkin.

3. Analisis gaya. Tentukan gaya aksi pada setiap bagian mesin dan

energi yang ditransmisikan pada setiap bagian mesin.

4. Pemilihan material. Pilih material yang paling sesuai untuk setiap

bagian dari mesin.

5. Rancang elemen-elemen (ukuran dan tegangan). Tentukan bentuk dan

ukuran bagian mesin dengan mempertimbangkan gaya aksi pada

elemen mesin dan tegangan yang diijinkan untuk material yang

digunakan.

6. Modifikasi. Mengubah/memodifikasi ukuran berdasarkan pengalaman

produksi yang lalu. Pertimbangan ini biasanya untuk menghemat

biaya produksi.

7. Gambar detail. Menggambar secara detail setiap komponen dan

perakitan mesin dengan spesifikasi lengkap untuk proses produksi.

8. Produksi. Komponen bagian mesin seperti tercantum dalam gambar

detail diproduksi di workshop.

Diagram alir untuk prosedur umum perancangan mesin dapat dilihat

pada Gambar 1.1 di bawah ini.


Gambar 1.1 Diagram alir

1.3. Pertimbangan Umum dalam Perancangan mesin

Berikut adalah pertimbangan umum dalam perancangan sebuah komponen

mesin.

1. Jenis beban dan tegangan-tegangan yang bekerja pada komponen

mesin.

2. Gerak dari bagian-bagian atau kinematika dari mesin.

3. Pemilihan material.

4. Bentuk dan ukuran part.

5. Tahan gesekan dan pelumasan.

6. Segi ketepatan dan ekonomi.

7. Penggunaan standar part.

8. Keamanan operasi.

9. Fasilitas workshop (bengkel).

10. Jumlah mesin untuk produksi.


11. Biaya Konstruksi.

12. Perakitan (assembling).

1.4. Standar, kode, dan peraturan pemerintah dalam desain

Pembatas desain disediakan oleh organisasi pemasaran dan manajemen

insinyur-insinyur termasuk standar, kode, dan peraturan-peraturan

pemerintah, baik dalam dan luar negeri.

Standar adalah didefinisikan sebagai kriteria, aturan, prinsip, atau

gambaran yang dipertimbangkan oleh seorang ahli, sebagai dasar

perbandingan atau keputusan atau sebagai model yang diakui.

Kode adalah koleksi sistematis dari hukum yang ada pada suatu

negara atau aturan-aturan yang berhubungan dengan subyek yang

diberikan.

Peraturan pemerintah adalan peraturan-peraturan yang berkembang

sebagai hasil perundang-undangan untuk mengontrol beberapa area

kegiatan. Contoh perarturan pemerintah Amerika adalah:

ANSI : American National Standards Institute

SAE : Society of Automotive Engineers

ASTM : American Society for Testing and Materials

AISI : American Iron and Steel Institute


BAB II

KONSEP DASAR PERANCANGAN

Pada bab ini akan dibahas mengenai definisi tentang perancangan, dasar-

dasar dan proses perancangan mekanis, keterampilan dalam perancangan,

fungsi dan syarat perancangan serta kriteria evaluasi.

Adapun tujuan yang ingin dicapai dalam bab ini adalah setelah

mempelajari materi perkuliahan ini, mahasiswa akan memiliki kompetensi

dalam menjelaskan konsep dasar dan tahapan perancangan mesin.

2.1. Definisi Perancangan

Perancangan adalah suatu proses yang bertujuan untuk menganalisis,

menilai memperbaiki dan menyusun suatu sistem, baik sistem fisik

maupun non fisik yang optimum untuk waktu yang akan datang dengan

memanfaatkan informasi yang ada. Pengertian perancangan lainnya

menurut bin Ladjamudin (2005:39) “Perancangan adalah tahapan

perancangan (design) memiliki tujuan untuk mendesain sistembaru yang

dapat menyelesaikan masalah-masalah yang dihadapi perusahaan yang

diperoleh dari pemilihan alternatif sistem yang terbaik”.

Sedangkan perancangan menurut Kusrini dkk (2007:79) “perancangan

adalah proses pengembangan spesifikasi sistem baru berdasarkan hasil

rekomendasi analisis sistem”. Berdasarkan pengertian di atas penulis dapat

menyimpulkan bahwa perancangan adalah suatu proses untuk membuat

dan mendesain sistem yang baru.

2.2. Dasar-dasar Perancangan Industri

Perancangan elemen-elemen mesin merupakan bagian penting dari bidang

perancangan industri yang lebih besar dan lebih umum. Perancang dan

engineer perancangan menciptakan peralatan atau sistem untuk memenuhi

kebutuhan-kebutuhan khusus. Peralatan mekanis biasanya meliputi

komponen-komponen penggerak yang menggerakkan daya dan melakukan


pola-pola khusus, sistem mekanis terdiri atas beberapa peralatan mekanis.

Oleh karena itu, untuk merancang alat dan sistem mekanis, kita harus

mampu merancang elemen mesin tunggal yang membentuk sistem dan

mampu juga menggabungkan beberapa komponen dan peralatan menjadi

satu sistem yang selaras dan kuat, yang akan memenuhi kebutuhan

konsumen.

Marilah kita perhatikan bidang-bidang berikut ini dimana produk-produk

mekanis yang telah dirancang dan dihasilkan.

a) Produk konsumen; peralatan rumah tangga (alat pembuka kaleng,

pengolah makanan, mixer, pemanggang, vacuum cleaner, pencuci

pakaian), pemotong rumput, gergaji rantai, pembuka pintu garasi,

sistem AC dan lain sebagainya.

Gambar 1.1 Gergaji mesin dengan bor

b) Sistem manufaktur; alat-alat penahan bahan, konveyor, Derek, alat

transfer, robot-robot industry, peralatan mesin, sistem perakitan

otomatis, sistem pengolahan untuk tujuan khusus, forklift truck, dan

peralatan pengemasan.


Gambar 2.2 Sistem konveyor rantai

c) Peralatan pertanian; traktor, alat pemanen (untuk jagung, gandum,

tomat, kapas, dan buah-buahan), penggrauk, pengepak rumput, bajak,

penggaruk cakram, dan mesin penyiang.

Gambar 2.3 Traktor pertanian

d) Peralatan transportasi; mobil truk, dan bus dengan berbagai

peralatan mekanisnya seperti pengatur pintu dan jendela, mekanisme

kipas kaca mobil, sistem kemudi, sistem rem dan kopling, transmisi,

pengatur kursi dan sistem lainnya, peralatan pesawat meliputi roda

gigi pendaratan, penggerak sayap dan kemudi, mekanisme sandaran

kursi, dan komponen struktur pesawat lainnya.


Gambar 2.4 Mekanisme penggerak pintu pesawat

e) Kapal; kerekan untuk menebarkan sauh, Derek untuk penanganan

kargo, pemutar antenna radar, roda gigi kemudi, poros dan roda gigi

penggerak, dan sistem sensor dan kendali.

f) Sistem ruang angkasa; Sistem satelit, kumparan dan stasiun ruang

angkasa, sistem peluncur, sistem mekanis lainnya sepertti peralatan

untuk pengedaran antenna, lubang palka, sistem dok, alat pengendali

getaran, alat penahan kargo, alat penempatan instrumen, penggerak

dan sistem pendorong.

2.3. Proses Perancangan Industri

Tujuan akhir dari perancangan industri adalah untuk menghasilkan produk

yang bermanfaat yang memenuhi keinginan konsumen dengan

pembuatannya yang cukup aman, efisien, andal, ekonomis, dan praktis.

Dalam proses merancang suatu produk, maka perlu dipikirkan bahwa

“Siapa konsumen yang berkepentingan dengan produk atau system yang

akan dirancang?”. Oleh karenanya kita dapat memperhatikan skenario

berikut:

1) Ketika sedang merancang alat pembuka kaleng untuk konsumsi

rumah tangga. Konsumen akhirnya adalah orang yang akan membeli

pembuka kaleng dan menggunakannya di dapur rumahnya.

Konsumen lain mungkin meliputi perancang kemasan untuk alat


pembuka, staf pabrik yang harus membuat alat pembuka secara

ekonomis, dan personil yang melayani perbaikan unit tersebut.

Gambar 2.5 Alat pembuka kaleng

2) Ketika sedang merancang sebuah mesin produksi untuk proses

manufaktur. Konsumennya meliputi engineer manufaktur yang

bertanggung jawab atas proses produksi, operator mesin, staf yang

merakit mesin, dan personil perawatan yang harus memperbaiki

mesin sehingga dapat beroperasi dengan baik.

Gambar 2.6 Mesin produksi


3) Ketika sedang merancang sistem daya untuk membuka sebuah

pintu besar pada pesawat terbang. Konsumennya meliputi orang

yang bertugas menoperasikan pintu dalam layanan normal atau dalam

keadaan darurat, orang yang harus melewati pintu selama digunakan,

personil yang membuat alat pembuka, perakit, perancang struktur

pesawat yang akan mengakomodasikan beban yang dihasilkan oleh

alat pembuka selama penerbangan dan selama pengoperasian, teknisi

yang memelihara sistem, dan perancang interior yang harus

melindungi alat pembuka selama pengoperasian sementara

mengizinkan akses untuk instalasi dan perawatan.

Gambar 2.7 Pintu pesawat terbang

Kita diharapkan mampu mengetahui keinginan dan harapan dari

semua konsumen sebelum memulai membuat rancangan. Bidang

pemasaran sering dimanfaatkan untuk menyusun definisi harapan dari

konsumen, tetapi perancang mungkin akan bekerja dengan mereka sebagai

bagian dari tim pengembangan produk. Dalam menentukan keinginan

konsumen dapat digunakan berbagai metode. Metode yang paling popular

yang dimaksudkan adalah Quality Function Deployment (QFD), dimana

metode ini meliputi untuk menilai semua ciri-ciri dan penampilan yang

diinginkan konsumen dan kemudian menilai tingkat kepentingan dari

faktor-faktor tersebut. Proses QFD akan menghasilkan seperangkat rincian

mengenai fungsi dan syarat perancangan untuk produk tersebut.


Hal lain yang perlu dipertimbangkan adalah proses perancangan dapat

berfungsi sesuai dengan semua fungsi agar menghasilkan produk yang

memuaskan konsumen dan untuk memelihara produk tersebut selama

umur pakainya. Juga penting untuk mempertimbangkan produk yang

dibuang setelah melewati masa pemakaiannya. Total dari semua fungsi

tersebut akan mempengaruhi produk, ini biasanya disebut Product

Realization Process (PRP). Terdapat beberapa faktor yang termasuk dalam

PRP, yaitu:

Pemasaran sebagai fungsi untuk menilai keinginan konsumen

Penelitian sebagai penentuan teknologi yang dapat digunakan dalam

produk

Ketersedian bahan dan komponen-komponen dalam menghasilkan

produk

Perancangan dan pengembangan produk

Pengujian performansi produk

Dokumentasi perancangan

Hubungan penjual dan fungsi-fungsi pembeli

Keterampilan tenaga kerja

Ketersediaan fasilitas dan bangunan fisik

Ketersediaan modal keuangan

Kemampuan sistem manufaktur

Perencanaan dan kendali sistem produk

Sistem pendukung produksi dan personilnya

Persyaratan sistem standar kualitas

Operasi dan pemeliharaan bangunan fisik

Sistem distribusi dan jadwal waktu

Persyaratan hukum

Masalah pencemaran lingkungan selama proses pembuatan, operasi

dan limbah dari produk.

Pertimbangan mengenai perancangan produk dan perancangan proses

manufaktur secara bersama-sama sering disebut concurrent engineering.

Perhatikan bahwa proses ini merupakan awal dari daftar yang lebih luas

yang diberikan sebelumnya untuk proses realisasi produk (PRP).


2.4. Keterampilan yang Dibutuhkan dalam Perancangan

Seorang engineer produk dan perancangan industri menggunakan

berbagai jenis keterampilan dan kemampuan keilmuannya dalam pekerjaan

sehari-hari mereka, meliputi hal-hal berikut:

1) Pembuatan sketsa, gambar teknis, dan perancangan dengan computer

2) Sifat-sifat bahan, pemrosesan bahan, dan proses pembuatan

3) Aplikasi ilmu kimia seperti perlindungan karat, pemberian lapisan

(coating) dan pengecatan

4) Statika, dinamika, kekuatan bahan, kinematika dan mekanismenya

5) Keterampilan komunikasi lisan, mendengarkan, menulis teknis dan

kecakapan kerja tim

6) Mekanika fluida, termodinamika, dan perpindahan panas

7) Daya fluida, dasar-dasar fenomena listrik, dan kendali industri

8) Perancangan eksperimen dan pengujian unjuk kerja bahan dan sistem

mekanis

9) Kreativitas, pemecahan masalah, dan manajemen proyek

10) Analisis tegangan

11) Pengetahuan khusus mengenai perilaku dari elemen-elemen mesin

seperti roda gigi, transmisi sabuk, transmisi rantai, porors, bantalan,

pasak, kopling tetap, pegas, sambungan dengan baut, paku keling,

pengelasan, motor listrik, alat-alat gerak lurus, kopling tidak tetap,

dan rem.

2.5. Fungsi, Syarat perancangan, dan Kriteria Evaluasi

Pada bagian ini diperlukan penekanan tentang pentingnya pengenalan

kebutuhan dan harapan konsumen secara seksama sebelum memulai

perancangan peralatan industri. Oleh karena itu, kita perlu merumuskannya

dengan memberikan penjelasan secara lengkap mengenai fungsi, syarat

perancangan, dan kriteria evaluasi.

a. Fungsi menyatakan apa yang harus dilakukan oleh sebuah peralatan

dengan menggunakan pernyataan umum yang menggunakan kata aksi

seperti: untuk menyangga suatu beban, untuk mengangkat peti kayu,


atau untuk mentransmisikan daya. Contoh-contoh dari daftar fungsi

dari penurunan kecepatan:

o Untuk menerima daya dari mesin traktor melalui poros yang

berputar

o Untuk mengirimkan daya melalui elemen-elemen mesin dengan

mengurangi kecepatan putaran pada nilai yang diinginkan

o Untuk mengirimkan daya pada kecepatan yang lebih rendah ke

poros keluaran yang menggerakkan roda-roda traktor.

b. Syarat perancangan adalah pernyataan terperinci yang biasanya

bersifat kuantitatif mengenai tingkat unjuk kerja yang diinginkan,

kondisi lingkungan dimana peralatan dapat beroperasi, terbatasnya

ruang atau berat, atau bahan-bahan dan komponen yang tersedia yang

dapat dimanfaatkan. Contoh dari fungsi dapat dibuatkan syarat

perancangan yang dinyatakan dengan contoh berikut:

o Penurun kecepatan harus mentransmisikan daya sebesar 15 HP

o Input berasal dari mesin bensin dua silinder dengan kecepatan

putaran 2000 rpm

o Efisiensi mekanis yang diperlukan adalah lebih besar dari 95%

o Poros input dan output yang sejajar

o Penurunan kecepatan dipasang pada rangka baja yang kuat dari

traktor

o Traktor diharapkan beroperasi selama 8 jam per hari, 5 hari per

minggu, dengan rancangan 10 tahun

o Banyak produksi adalah 10.000 unit per tahun

o Semua standar keamanan dari pemerintah dan industri harus

terpenuhi.

c. Kriteria evaluasi adalah pernyataan tentang kualitatif yang

diharapkan dari perancangan yang membantu perancang dalam

menentukan alternatif perancangan yang terbaik berupa perancangan

yang memperbesar manfaat dan meminimalkan kerugian. Contoh-

contohnya berikut ini:

o Keamanan dan unjuk kerja

o Kemudahan dalam pembuatan dan operasi

o Kemudahan perbaikan dan penggantian komponen


o Biaya awal, pengoperasian dan perawatan yang murah

o Ukuran yang kecill dan berat yang rendah

o Kebisingan dan getaran yang rendah serta operasi yang halus

atau lancar

o Penggunaan bahan yang siap sedia dan komponen yang siap beli

o Penampilan yang menarik dan tepat untuk aplikasi.

o Kebanyakan perancangan dilakukan melalui satu siklus kegiatan

seperti diperlihatkan dalam Gambar 2.8.

2.6. Sistem Satuan

Sistem satuan yang akan digunakan dalam perancangan adalah Sistem

Internasional (SI) dengan penggunaan satuan metrik seperti dalam Tabel

2.1. Awalan yang dipakai pada satuan-satuan dasar menunjukkan aturan

besaran seperti yang diperlihatkan dalam Tabel 2.2.


Gambar 2.8 Langkah-langkah dalam proses perancangan

Mengenali kebutuhan

konsumen

Mendefinisikan fungsi-fungsi alat

Menyatakan syarat

perancangan

Mendefinisikan kriteria evaluasi

Mengusulkan beberapa konsep

perancangan alternatif

Mengevaluasi setiap alternatif

yang diusulkan

Menilai setiap alternatif

terhadap setiap kriteria evaluasi

Memilih konsep perancangan yang

optimal

Menyelesaikan perancangan

terperinci dari konsep yang terpilih

Menentukan spesifikasi

Membuat konsep

perancangan

Pembuatan keputusan

Perancangan terperinci


Tabel 2.1 Satuan-satuan yang digunakan dalam perancangan mesin

Besaran Satuan SI Satuan Lainnya

Panjang atau jarak

Luas

Gaya

Massa

Waktu

Sudut

Suhu

Torsi atau momen

Energy atau kerja

Daya

Tegangan, tekanan atau

modulus elastik

Modulus penampang

Momen kelembaman

Kecepatan reaksi

Meter (m)

Millimeter (mm)

Meter persegi (m2) atau mm2

Newton (N)

(1 N = 1 kg.m/s)

Kilogram (kg)

Detik (s)

Radian (rad) atau derajat (o)

Derajat Celcius (oC)

Newton meter (Nm)

Joule (J)

(1 J = 1 N.m)

Watt (W) atak (kW)

(1 W = 1 J/s = 1 N/s)

Pascal (Pa) = 1 N/m2)

Kilopascal (kPa) = 103 Pa

Megapascal (MPa) = 106 Pa

Gigapascal (GPa) = 109 Pa

Meter kubik (m3) atau (mm3)

Meter pangkat 4(m4) atau (mm4)

Radian per detik (rad/s)

Inci (in)

Kaki (ft)

Inci persegi (in2)

Pound (lb)

Kip (K) (1000 lb)

Slug (lb.s2/ft)

Detik (s)

Derajat (o)

Derajat Farenheit (oF)

Pound-in (lb.in) atau (lb.ft)

Pound-inci (lb.in)

Daya kuda (hp)

(1 hp = 550 lb.ft/s)

lb/in2 atau psi

K/in2 atau ksi

Inci kubik (in3)

Inci pangkat 4 (in4)

Putaran/menit (rpm)

Tabel 2.2 Awalan-awalan yang digunakan dengan satuan SI

Awalan Simbol SI Faktor

Mikro- Milli-

Kilo-

Mega-

Giga-

µ m

k

M

G

10-6 = 0,000 001 10-3 = 0,001

103 = 1000

106 = 1000 000

109 = 1000 000 000

Satuan berat, gaya dan massa perlu diperjelas untuk mengetahui

perbedaan dengan coba menjawab pertanyaan: “Berapakah berat 75 kg

baja? Maka perlu dijawab dengan mengetahui hubungan antara gaya dan

massa dari fisika berikut:

F = m a atau w = m g


Dimana: F adalah gaya, m adalah massa, a adalah percepatan, w adalah

berat, dan g adalah percepatan gravitasi. Kita akan

menggunakan g = 9,81 m/s2 atau 32,2 ft/s

2. Kemudian untuk

menghitung berat,

w = m g = 75 kg x 9.81 m/s2 = 736 kg . m/s

2 = 736 N

Maka dapat dikatakan bahwa massa 75 kg memiliki berat 736 N.

2.7. Penutup (Soal Latihan)

1. Apakah yang dimaksud dengan perancangan mekanis?

2. Bagaimana syarat dan kriteria sebuah perancangan yang tepat?

3. Berapakah daya dalam kilowatt untuk 15 HP?


BAB III

DASAR-DASAR PEMBEBANAN

Dasar pembebanan pada elemen mesin adalah beban (gaya)

aksial, gaya geser murni, torsi dan bending. Setiap gaya menghasilkan

tegangan pada elemen mesin, dan juga deformasi, artinya perubahan

bentuk. Di sini hanya ada 2 jenis tegangan yaitu: normal dan geser. Gaya

aksial menghasilkan tegangan normal. Torsi dan geser murni,

menghasilkan tegangan geser, dan bending menghasilkan tegangan normal

dan geser.

3.1. Gaya aksial

Balok pada Gambar 3.1 dibebani tarik sepanjang axis oleh gaya P pada

tiap ujungnya. Balok ini mempunyai penampang yang seragam (uniform),

dan luas penampang A yang konstan.

Gambar 3.1 : Gaya aksial pada balok

Tegangan. Dua gaya P menghasilkan beban tarik sepanjang axis

balok, menghasilkan tegangan normal tarik ζ sebesar:

(3-1)

Contoh 1:

Tentukan tegangan normal pada sebuah balok persegi dengan sisi a

= 5cm ditarik dengan gaya P = 55 kN.

Penyelesaian :

P = 55 kN = 55.000 N a = 5cm = 0,05m

Menghitung luas penampang balok A = a2

= (0,05m)2

= 0,00025 m2.

Menghitung tegangan normal dalam balok ζ :


= 22 x 106 N/m

2 = 22 MPa.

Contoh 2:

Hitung luas penampang minimum (Amin) yang dibutuhkan untuk

balok yang dibebani tarik secara aksial oleh gaya P = 45 kN agar tidak

melebihi tegangan normal maksimum σmax = 250 MPa.

Penyelesaian :

Mulai dengan Persamaan (3.1) dengan tegangan normal adalah maksimum

σmax dan area A adalah minimum untuk memberikan:

=

= 0.00018 m2

Contoh 3:

Sambungan rantai besi cor seperti Gambar 3.2 di bawah ini dipakai

untuk mentransmisikan beban tarik yang tetap sebesar 45 kN. Tentukan

tegangan tarik yang terjadi dalam material rantai pada potongan A-A dan

B-B.

Gambar 3.2 Seluruh dimensi dalam mm

Penyelesaian:

Diketahui : P = 45 kN = 45.103

N

Tegangan tarik ζt1 yang terjadi penampang A-A adalah:

A1 = 20.45 = 900 mm2.

ζt1 = P/A1 = 45.103

N/900 mm2

= 50 N/mm2

= 50 MPa

Tegangan tarik ζt2 yang terjadi penampang B-B adalah:


A2 = 20.(75-40) = 700 mm2.

ζt2 = P/A2 = 45.102

N/700 mm2

= 64,3 N/mm2

= 64,3 MPa.

Regangan

Gaya aksial pada Gambar 3.1 juga menghasilkan regangan aksial ε:

=

(3-2)

dengan δ adalah pertambahan panjang (deformasi) dan L adalah panjang

balok.

Contoh 4:

Hitung regangan ε untuk pertambahan panjang δ = 0,038cm dan panjang

balok L = 1,9 m.

Penyelesaian :

Menghitung regangan :

=

= 0,0002

Diagram tegangan-regangan

Jika tegangan ζ diplotkan berlawanan dengan regangan ε untuk balok

yang dibebani secara aksial, diagram tegangan-regangan untuk material

ulet dapat dilihat pada Gambar 3.3, dengan A adalah batas proporsional, B

batas elastis, D kekuatan ultimate (maksimum), dan F titik patah.

Gambar 3.3 : Diagram tegangan-regangan untuk material ulet


Diagram tegangan-regangan adalah linier sampai batas proporsional,

dan mempunyai slope (kemiringan) E dinamakan modulus elstisitas.

Dalam daerah ini persamaan garis lurus sampai batas proporsional

dinamakan hukum Hooke’s, dan diberikan oleh Persamaan (3.3):

σ = E ε (3-3)

3.2. Geser murni

Sambungan balok dengan paku keling tunggal seperti pada

Gambar 2.3 di bawah ini:

Gambar 3.3 : Gaya geser murni

Tegangan.

Jika keling dipotong pada bagian tengah sambungan untuk

mendapatkan luas penampang A dari keling, kemudian menghasilkan

diagram benda bebas pada Gambar 3.4.

Gambar 3.4: Diagram benda bebas

Gaya geser V memberikan aksi pada bagian penampang keling dan

oleh keseimbangan statis sama dengan besarnya gaya P. Tegangan geser η

dalam keling adalah:

(3-4)

Satuan tegangan geser sama dengan tegangan normal, yaitu pound

per square inch (psi) dan N/m2

atau Pascal (Pa). Andaikata dua

sambungan keling ditarik secara bersamaan seperti di bawah ini:


Gambar 3.5: Dua sambungan keling (tampak atas)

Jika kedua keling dipotong bagian tengah sambungan untuk

mendapatkan luas penampang A dari keling, kemudian menghasilkan

diagram benda bebas pada Gambar 3.6.

Gambar 3.6: Diagram benda bebas

Tegangan geser η dalam keling adalah:

Jumlah paku keling bertambah, maka tegangan geser setiap keling

menjadi berkurang.

Contoh 5:

Tentukan tegangan geser η dalam salah satu dari empat sambungan

keling jika diketahui P = 45 kN dan diameter D = 0,6 cm.

Penyelesaian :

Diketahui: P = 45kN = 45.000N

D = 0,6 cm = 0,006 m

Menghitung penampang setiap keling A:

A = πD2/4

= 3,14.(0,006m)2/4

= 0,00003 m2

.


Di sini 4 keling harus menahan gaya P, gaya geser V untuk tiap

keling adalah:

4V = P

V = P/4 = 45.000N/4 = 11.250N

Menghitung tegangan geser tiap keling adalah:

= V/Akeling = 11.250 N / 0,00003 m2

= 375.000.000 = N/m2 = 375MPa

3.3. Working Stress (tegangan kerja)

Ketika perancangan elemen mesin, tegangan yang terjadi harus lebih

rendah dari pada tegangan ultimate atau maksimum. Tegangan yang terjadi

ini dinamakan working stress atau design stress. Atau dinamakan juga

tegangan yang dijinkan.

Catatan: Kegagalan desain tidak berarti bahwa material mengalami

patah. Beberapa elemen mesin dikatakan gagal ketika mereka

mengalami deformasi plastis, dan mereka tidak bisa melakukan fungsi

mereka dengan memuaskan.

3.4. Faktor Keamanan (N)

Definisi umum faktor keamanan adalah rasio antara tegangan maksimum

(maximum stress) dengan tegangan kerja (working stress), secara

matematis ditulis:

Untuk material yang ulet seperti baja karbon rendah, faktor

keamanan didasarkan pada yield point stress (tegangan titik luluh);

Untuk material yang getas seperti besi cor, faktor keamanan

didasarkan pada ultimate stress (kekuatan tarik);


Hubungan ini bisa juga digunakan untuk material yang ulet. Catatan :

rumus di atas untuk faktor keamanan pada beban statis.


1. Dua batang bundar berdiameter 50mm dihubungkan oleh pin, seperti

pada Gambar 2.7, diameter pin 40 mm. Jika sebuah tarikan 120 kN

diberikan pada setiap ujung batang, tentukan tegangan tarik dalam

batang dan tegangan geser dalam pin.

Gambar 3.7

2. Diameter piston mesin uap adalah 300mm dan tekanan uap

maksimum adalah 0,7 N/mm2. Jika tegangan tekan yang diijinkan

untuk material batang piston adalah 40 N/mm2, tentukan ukuran

batang piston.

3. Batang balok persegi 20mm x 20mm membawa sebuah beban.

Batang tersebut dihubungkan ke sebuat bracket dengan 6 baut.

Hitung diameter baut jika tegangan maksimum dalam batang balok

adalah 150 N/mm2

dan dalam baut 75 N/mm2.


BAB IV

TEGANGAN BENDING DAN TORSI

Kadang-kadang elemen mesin menerima torsi murni atau bending

murni, atau kombinasi tegangan bending dan torsi. Kita akan membahas

secara detail mengenai tegangan ini pada halaman berikut ini.

4.1. Tegangan Geser Torsi

Ketika bagian mesin menerima aksi dua kopel yang sama dan berlawanan

dalam bidang yang sejajar (atau momen torsi), kemudian bagian mesin ini

dikatakan menerima torsi. Tegangan yang diakibatkan oleh torsi

dinamakan tegangan geser torsi. Tegangan geser torsi adalah nol pada

pusat poros dan maksimum pada permukaan luar.

Perhatikan sebuah poros yang dijepit pada salah satu ujungnya dan

menerima torsi pada ujung yang lain seperti pada Gambar 4.1. Akibat torsi,

setiap bagian yang terpotong menerima tegangan geser torsi. Kita akan

membahas tegangan geser torsi adalah nol pada pusat poros dan

maksimum pada permukaan luar. Tegangan geser torsi maksimum pada

permukaan luar poros dengan rumus sebagai berikut

(4-1)

Gambar 4.1 Tegangan geser torsi


Dengan η = Tegangan geser torsi pada permukaan luar poros atau

Tegangan geser maksimum.

r = Radius poros,

T = Momen puntir atau torsi,

J = Momen inersia polar,

C = Modulus kekakuan untuk material poros,

l = Panjang poros,

θ = Sudut puntir dalam radian sepanjang l.

Catatan:

1. Tegangan geser torsi pada jarak x dari pusat poros adalah:

2. Dari persamaan (4.1) diperoleh

Untuk poros pejal berdiameter d, momen inersia polar J adalah:

Untuk poros berlubang dengan diameter luar do dan diameter

dalam di, momen inersia polar J adalah:

[( )

( ) ]

[( )

( ) ]

*

( ) ( )

+

( )

( )

3. Istilah (C.J) dinamakan kekakuan torsi (torsional rigidity) dari poros.

4. Kekuatan poros berarti torsi maksimum yang ditransmisikan oleh

poros. Jadi desain sebuah poros untuk kekuatan, persamaan diatas

bisa digunakan. Daya yang ditransmisikan oleh poros (dalam watt)

adalah :


Dengan T = Torsi yang ditransmisikan dalam N-m, dan ω = kecepatan

sudut dalam rad/s.

Contoh 1:

Sebuah poros mentransmisikan daya 100 kW pada putaran 160 rpm.

Tentukan diameter poros jika torsi maksimum yang ditransmisikan

melebihi rata-rata 25%. Ambil tegangan geser maksimum yang diijinkan

adalah 70 Mpa.

Penyelesaian:

P = 100 kW = 100.103

W;

N = 160 rpm;

Tmax = 1,25.Trata ;

η = 70 MPa = 70 N/mm2

,

Daya yang ditransmisikan P adalah:

Torsi maksimum yang ditransmisikan Tmax adalah:

Diameter poros d ketika torsi maksimum adalah

Contoh 2:

Poros baja berdiameter 35 mm dan panjang 1,2 m dijepit pada

satu ujungnya oleh hand wheel berdiameter 500mm dikunci pada ujung

yang lain. Modulus kekakuan dari baja adalah 80 GPa.


1. Berapa beban yang dipakai untuk menahan piringan roda yang

menghasilkan tegangan geser torsi 60 MPa?

2. Berapa derajat roda memuntir ketika beban dipakai?

Penyelesaian:

D = 35 mm atau r = 17,5 mm; untuk poros

L = 1,2 m = 1200 mm;

D = 500 mm atau R = 250 mm; untuk roda.

C = 80 GPa = 80 kN/mm2

= 80.103

N/mm2; η = 60 MPa = 60 N/mm

2.

1. Beban yang dipakai untuk menahan piringan roda (W).

Torsi yang dipakai untuk hand wheel (T),

T = W.R = W.250 = 250 W N-mm

Momen inersia polar poros J adalah:

Kita mengetahui bahwa:

W = 2020 N

2. Berapa derajat θ roda memuntir ketika beban W = 2020 N dipakai.

Kita mengetahui bahwa:

Contoh 3:

Sebuah poros mentransmisikan daya 97,5 kW pada 180 rpm. Jika

tegangan geser yang diijinkan pada material adalah 60 MPa, tentukan

diameter yang sesuai untuk poros. Poros tidak boleh memuntir lebih dari 1o

pada panjang 3 meter. Ambil C = 80 GPa.

Penyelesaian:

Diketahui: P = 97,5 kW; N = 180 rpm; η = 60 MPa 60 N/mm2;


θ = 1o

= π/180 = 0,0174 rad; l = 3 m = 3000 mm;

C = 80 GPa = 80.109

N/m2

= 80.103 N/mm

2.

Misalkan T = Torsi yang ditransmisikan oleh poros dalam Nm, dan d

= diameter dalam mm. Kita mengetahui bahwa daya yang ditransmisikan

oleh poros (P),

T = 97,5.103

/18,852 = 5172 Nm = 5172.103

Nmm.

Kita dapat menentukan diameter poros berdasarkan pada kekuatan

dan kekakuan.

1. Pertimbangan kekuatan poros

Kita mengetahui bahwa torsi yang ditransmisikan (T),

5172.103

Nmm = π/16 . η.d3

= π/16 . 60.d3

= 11,78.d3

d3

= 5172.103

/11,78 = 439.103

d = 76 mm

2. Pertimbangan kekakuan poros

Momen inersia polar dari poros,

J = π/32 .d4

= 0,0982.d4

Kita mengetahui bahwa :

Ambil yang lebih besar dari dua nilai di atas, kita akan

peroleh d = 103 mm dibulatkan menjadi 105 mm.


4.2. Tegangan Bending dalam Balok Lurus

Dalam praktik keteknikan, bagian-bagian mesin dari batang struktur yang

mengalami beban statis atau dinamis yang selain menyebabkan tegangan

bending pada bagian penampang juga ada tipe tegangan lain seperti

tegangan tarik, tekan dan geser. Balok lurus yang mengalami momen

bending M seperti pada Gambar 4.2 di bawah ini:

Gambar 4.2: Tegangan bending pada balok lurus.

Ketika balok menerima momen bending, bagian atas balok akan

memendek akibat kompresi dan bagian bawah akan memanjang akibat

tarikan. Ada permukaan yang antara bagian atas dan bagian bawah yang

tidak memendek dan tidak memanjang, permukaan itu dinamakan

permukaan netral. Titik potong permukaan netral dengansembarang

penampang balok dinamakan sumbu netral. Distribusi tegangan dari

balok ditunjukkan dalam Gambar 4.2. Persamaan bending adalah :

Yang mana, M = aksi momen bending pada bagian yang diberikan,

ζ = tengan bending,

I = Momen inersia dari penampang terhadap sumbu

netral,

y = Jarak dari sumbu netral ke arsiran,

E = Modulus elastisitas material balok,

R = Radius kelengkungan balok.


Dari persamaan di atas, rumus tegangan bending adalah:

Karena E dan R adalah konstan, oleh karena itu dalam batas elastis,

tegangan pada sembarang titik adalah berbanding lurus terhadap y, yaitu

jarak titik ke sumbu netral. Juga dari persamaan di atas, tegangan bending

adalah:

⁄

Rasio I/y diketahui sebagai modulus penampang (section modulus)

dan dinotasikan Z.

Contoh 4:

Sebuah poros pompa ditunjukkan pada Gambar 4.3. Gaya-gaya

diberikan sebesar 25 kN dan 35 kN pusatkan pada 150mm dan 200mm

berturut-turut dari kiri dan kanan bantalan. Tentukan diameter poros, jika

tegangan tidak boleh melebihi 100 Mpa.

Gambar 4.3

Penyelesaian:

Diketahui: ζb = 100 MPa = 100 N/mm3

RA dan RB = Reaksi pada A dan B.

Momen pada A adalah:

RB.950 = (35.750) + (25.150) = 30.000


RB = 30.000/950 = 31,58 kN = 31,58.103

N

Dan RA = (25 + 35) – 31,58 = 28,42 kN = 28,42.103

N

Momen bending pada C adalah:

= RA. 150 = 28,42.103

= 4,263.106

Nmm.

Dan bending pada D = RB.200 = 31,58.103.200 = 6,316.10

6 Nmm

Kita melihat bahwa momen bending maksimum adalah pada D, oleh

karena itu momen bending maksimum, M = 6,316.106

Nmm.

Sedangkan d = diameter poros, dan section modulus, Z adalah

= 0,0982.d

3

Kita mengetahui bahwa tegangan bending (ζb),

100 = M/Z

100 = 6,316.106/(0,0982.d

3) = 64,32.10

6/d

3

d3

= 64,32.106/100 = 643,2.10

3

d = 86,3 mm ≈90 mm.

Contoh 5:

Sebuah poros roda panjangnya 1 meter mendukung bantalan pada

ujungnya dan pada bagian tengahnya menahan beban fly wheel sebesar 30

kN. Jika tegangan (bending) tidak boleh melebihi 60 MPa, tentukan

diameter poros tersebut. Poros roda ditunjukkan Gambar 4.4.

Gambar 4.4


Penyelesaian:

Diketahui: L = 1 m = 1000 mm; W = 30 kN = 30.103

N; ζb = 60 MPa

= 60 N/mm2. Misalkan d = Diameter poros dalam mm.

Section modulus,

Momen bending pada pusat poros,

Kita mengetahui tegangan bending (ζb)

d3

= 76,4.106/60 = 1,27.10

6

d = 108,3 mm ≈ 110 mm

Contoh 6:

Sebuah balok berpenampang persegi pada salah satu ujungnya dijepit

dan menahan sebuah motor listrik dengan berat 400 N pada jarak 300 mm

dari ujung jepit. Tegangan bending maksimum pada balok adalah 40 MPa.

Tentukan lebar dan tebal balok jika tebalnya adalah dua kali lebar. Balok

ditunjukkan Gambar 4.5.

Gambar 4.5

Penyelesaian:

Diketahui: W = 400 N; L = 300 mm; ζb = 40 MPa = 40 N/mm2

; h = 2.b

Misalkan b = Lebar balok dalam mm, dan

h = Tebal balok dalam mm. Section modulus,


( )

Momen bending maksimum (pada ujung jepit),

M = W.L = 400.300 = 120.103

Nm.

Kita mengetahui tegangan bending (ζb)

b3

= 180.103

/40 = 4,5.103

b = 16,5 mm

h = 2.b = 2 x 16,5 = 33 mm.

Contoh 7:

Sebuah puli besi cor mentransmisikan daya 10 kW pada 400

rpm. Diameter puli adalah 1,2 meter dan mempunyai 4 lengan lurus

berbentuk elips, dimana poros mayor adalah dua kali poros minor.

Tentukan dimensi dari lengan (arm) jika tegangan bending adalah 15

MPa.

Penyelesaian:

Diketahui:

P = 10 kW = 10.103

W; N = 400 rpm; D = 1,2 m = 1200 mm atau

R = 600 mm; ζb = 15 MPa = 15 N/mm2.

Misalkan T = Torsi yang ditransmisikan puli.

Gambar 4.6


Kita mengetahui bahwa daya yang ditransmisikan oleh puli (P),

10.103 =

= 42 T

T = 10.103/42 = 238 Nm = 238.10

3 Nmm.

Karena torsi adalah produk dari beban tangensial dan radius puli, oleh

karena itu beban tangensial pada puli adalah:

Karena puli mempunyai empat lengan, karena itu beban tangensial setiap

lengan,

W = 396,7/4 = 99,2 N

Dan momen bending maksimum pada lengan, M = W.R = 99,2.600 =

59520 Nmm

Misalkan 2b = poros minor dalam mm, dan 2a = poros mayor dalam mm =

2. 2b = 4b

Section modulus untuk penampang elips,

Z = /4 . a2. b = /4 . (2b)

2 . b = b

3 mm

3

Kita mengetahui bahwa tegangan bending (ζb),

15 =

b3

= 18943/15 = 1263

b = 10,8 mm

Poros minor, 2b = 2 x 10,8 = 21,6 mm

Poros mayor, 2a = 4.b = 4 x 10,8 = 43,2 mm.


1. Sebuah poros baja diameter 50 mm dan panjang 500 mm dikenai

momen puntir 1100 N-m, total sudut punter 0,6o. Tentukan tegangan

geser maksimum yang terjadi pada poros dan modulus kekakuan.

2. Sebuah poros mentransmisikan daya 100 kW pada 180 rpm. Jika

tegangan yang diijinkan dalam material adalah 60 MPa, tentukan


diameter dalam poros. Poros tidak boleh memuntir lebih dari 1o

pada panjang 3 meter. Ambil C = 80 GPa.

3. Desain diameter yang sesuai untuk sebuah poros bundar yang

diperlukan untuk mentransmisikan 90 kW pada 180 rpm. Tegangan

geser dalam poros tidak boleh melebihi 70 MPa dan torsi maksimum

melebihi rata-rata 40%. Juga tentukan sudut puntir pada panjang

poros 2 meter. Ambil C = 90 GPa.

4. Sebuah spindle seperti pada Gambar 4 .6, adalah elemen dari

rem industri dan dibebani sperti pada pada gambar. Setiap beban P

adalah sama dengan 4 kN dan diterapkan pada tengah titik

bantalannya. Tentukan diameter spindle, jika tegangan bending

maksimum adalah 120 MPa.

Gambar 4.6: Spindel

5. Sebuah puli besi cor mentransmisikan 20 kW pada 300 rpm. Diameter

puli 550 mm dan mempunyai empat lengan lurus berpenampang elips

yang mana poros mayor adalah 2 kali poros minor. Tentukan dimensi

lengan, jika tegangan bending yang diijinkan adalah 15 Mpa


BAB V

SAMBUNGAN KELING

5.1. Pendahuluan

Keling (rivet) adalah sebuah batang silinder pendek dengan kepala bulat.

Bagian silinder dari keling dinamakan shank atau body dan bagian bawah

dari shank adalah tail seperti ditunjukkan pada Gambar 5.1. Keling

digunakan untuk membuat pengikat permanen antara plat-plat seperti

dalam pekerjaan struktur, jembatan, dinding tangki dan dinding ketel.

Sambungan keling secara luas digunakan untuk sambungan logam ringan.

Gambar 5.1: Bagian-bagian Keling

5.2. Metode Pengelingan

Fungsi keling dalam sebuah sambungan adalah untuk membuat sebuah

ikatan yang kuat dan ketat. Kekuatan biasanya untuk mencegah kegagalan

dari sambungan. Keketatan biasanya agar kuat dan mencegah kebocoran

seperti pada ketel.


Gambar 5.2: Metode pengelingan

Ketika dua plat diikat bersamaan dengan sebuah keling seperti pada

Gambar 5.2(a), lubang dalam plat di-punching dan di-reaming. Punching

adalah metode paling murah dan digunakan untuk plat yang relatif tipis

pada suatu struktur. Drilling digunakan pada kebanyakan pekerjaan

pressure-vessel (tangki). Dalam pengelingan pressure-vessel dan struktur,

diameter lubang keling biasanya 1,5 mm lebih besar dari pada diameter

nominal keling.

Pengelingan bisa dikerjakan dengan manual atau dengan mesin.

Dalam pengelingan manual, original head dari keling ditahan dengan

sebuah hammer (palu) atau batang yang berat dan kemudian bagian tail

ditempat pada die (cetakan keling) yang dipukul oleh sebuah palu,

seperti Gambar 5.2 (a). Hal ini mengakibatkan shank mengembang hingga

memenuhi lubang dan tail berubah menjadi sebuah point seperti

ditunjukkan Gambar 5.2(b). Dalam pengelingan mesin, die adalah bagian

dari palu yang dioperasikan dengan tekanan udara, hidrolik atau uap.

Catatan:

1. Untuk keling baja sampai diameter 12 mm, proses keling dingin bisa

digunakan sementara untuk keling diameter lebih besar, proses

pengelingan panas yang digunakan.

2. Dalam kasus keling yang panjang, hanya tail yang dipanaskan dan

bukan shank.


5.3. Material Keling

Material keling harus tangguh dan ulet. Keling biasa dibuat dari baja (baja

karbon rendah atau baja nikel), kuningan, aluminium atau tembaga, tetapi

ketika kekuatan dan ketahanan terhadap kebocoran adalah pertimbangan

yang utama, maka keling baja yang digunakan.

Keling secara umum diproduksi dari baja yang memenuhi Indian

Standard (Standar India) berikut:

a) IS : 1148-1982 (ditetapkan 1992)-Spesifikasi untuk batang keling

pengerolan panas (diameter sampai 40 mm) untuk struktur,

b) IS : 1149-1982 (ditetapkan 1992) – Spesifikasi untuk batang keling

baja kekuatan tinggi untuk struktur.

Keling untuk ketel diproduksi dari material menurut IS : 1990-

1973 (ditetapkan 1992) – Spesifikasi untuk keling baja untuk ketel.

Catatan: Baja untuk konstruksi ketel yang sesuai adalah IS:2100-1970

(ditetapkan 1992)- Spesifikasi untuk batang dan billet baja untuk ketel.

Menurut Indian Standard, IS : 2998-1982 (ditetapkan 1992), material

sebuah keling harus mempunyai kekuatan tarik lebih besar dari 40 N/mm2

dan perpanjangan lebih besar dari 26 persen. Keling ketika panas harus

lurus tanpa retak untuk diameter 2,5 kali diameter shank. Keling dibuat

dengan cold heading atau hot forging.

5.4. Tipe Kepala Keling

Kepala keling dikelompokkan ke dalam 3 jenis sesuai standar India:

1. Kepala keling secara umum (di bawah diameter 12 mm) sesuai

dengan IS : 2155-1982 (ditetapkan 1996) seperti Gambar 5.3.

2. Kepala keling secara umum (diameter 12mm sampai 48mm)

sesuai dengan IS: 1929-1982 (ditetapkan 1996) seperti Gambar 5.4.

3. Kepala keling untuk ketel (diameter 12mm sampai 48mm) sesuai

dengan IS :1929-1961 (ditetapkan 1996) seperti Gambar 5.5.


Gambar 5.3: Kepala keling diameter dibawah 12mm

Gambar 5.4: Kepala keling (diameter 12mm sampai 48mm)


Gambar 5.5: Kepala keling untuk ketel

5.5. Tipe Sambungan Keling

Ada dua tipe sambungan keling, tergantung pada pelat yang disambung,

yaitu:

1. Lap Joint (sambungan 2 lapis).

Lap joint adalah sambungan yang mana dua plat disambung bersama-

sama, seperti terlihat pada Gambar 5.6 dan Gambar 5.7.

2. Butt Joint (sambungan 3 lapis).

Butt Joint adalah sambungan yang mana plat utama ditutup oleh dua

plat lain. Plat penutup dikeling bersama-sama dengan plat utama,

seperti pada Gambar 5.8. Ada 2 jenis butt joint, yaitu:


a. Single strap butt joint

b. Double strap butt joint.

Gambar 5.6: Sambungan Lap joint single dan double

Gambar 5.7: Sambungan Lap joint triple


a) Single riveted double strap butt joint.

b) Double riveted double strap butt joint

c) Double riveted double strap

butt joint

d) Double riveted double strap butt

joint

Gambar 5.8 Butt joint

5.6. Kegagalan Sambungan Keling

Sebuah sambungan keling bisa gagal dengan cara sebagai berikut:

a. Keretakan pada sudut plat. Keretakan ini dapat dihindari

dengan mencegah margin, m = 1,5.d, dimana d adalah diameter dari

lubang keling, seperti pada Gambar 5.9.


b. Retak pada seluruh plat. Akibat tegangan tarik pada plat utama,

plat utama atau penutup plat bisa retak seluruhnya seperti pada

Gambar 5 .10. Dalam kasus ini, kita hanya membahas satu panjang

kisar (pitch) dari plat. Ketahanan yang diberikan oleh plat melawan

keretakan dinamakam ketahanan retak (tearing resistance) atau

kekuatan retak (tearing strength) atau nilai keretakan (tearing

value) dari plat.

(a) (b)

Gambar 5.10: Retak pada (a) sudut plat (b) seluruh plat

Misalkan p = Pitch dari keling,

d = Diameter dari lubang keling,

t = Ketebalan plat, dan

σt = Tegangan tarik yang diijinkan untuk material plat.

Kita mengetahui bahwa luas keling per panjang pitch adalah:

At = (p – d)t

Ketahanan retak (Pt) dari plat per panjang plat adalah:

Pt = At.σt = (p – d).σt

Ketika ketahanan retak Pt lebih besar dari pada beban yang

diterapkan (P) per panjang pitch, maka tipe ini tidak akan terjadi

keretakan.


c. Pergeseran keling. Plat yang dihubungkan dengan keling yang

mengalami tegangan tarik pada keling, dan jika keling tidak

sanggup menahan tegangan, maka keling akan bergeser seperti pada

Gambar 5.11. Ketahanan yang diberikan oleh keling terhadap

geseran dinamakam ketahanan geser (shearing resistance atau

kekuatan geser (shearing strength) atau nilai pergeseran

(shearing value) dari keling.

Gambar 5.11

Misalkan d = Diameter dari lubang keling,

τ = Tegangan geser yang dijinkan untuk material keling,

dan

n = Jumlah keling per panjang pitch.

Kita mengetahui luas pergeseran,

AS = π/4.d2

......... (dalam geser tunggal)

= 2. π/4.d2

......... (secara teoritis, dalam geser double)

= 1,875. π/4.d2

......... (dalam geser double, terjadi untuk Ketel

India)

Jadi ketahanan pergeseran yang dibutuhkan dari keling per panjang

pitch adalah:


PS = n. π/4.d2.τ ......... (dalam geser tunggal)

= n. 2. π/4.d2.τ ......... (secara teoritis, dalam geser double)

= n.1,875. π/4.d2.τ ......... (dalam geser double, terjadi untuk ketel

India)

Ketika ketahanan pergeseran PS lebih besar dari pada beban

yang diterapkan (P) per panjang pitch, maka tipe ini akan terjadi

kegagalan/kerusakan.

d. Perubahan bentuk (crushing) pada plat atau keling. Kadang-

kadang kenyataannya keling tidak mengalami geseran di bawah

tegangan tarik, tetapi bisa rusak (berubah bentuk) seperti pada

Gambar 5.12. Akibat ini, lubang keling menjadi berbentuk oval dan

sambungan menjadi longgar. Kerusakan keling yang demikian juga

dinamakan sebagai kerusakan bantalan (bearing failure). Ketahanan

yang diberikan oleh keling terhadap perubahan bentuk dinamakan

ketahanan perubahan bentuk (crushing resistance) atau kekuatan

perubahan bentuk (crushing strength) atau nilai perubahan bentuk

(bearing value)

Gambar 5.12: Perubahan bentuk pada keling

Misalkan d = Diameter lubang keling,

t = Ketebalan plat,

σC = Tegangan crushing yang diijinkan untuk material

keling atau plat,

n = Jumlah keling per panjang pitch akibat crushing.


Kita mengetahui bahwa luas crushing per keling adalah:

AC = d.t

Total luas crushing = n.d.t

dan ketahanan crushing yang dibutuhkan untuk merusak keling per

panjang pitch adalah:

PC = n.d.t.σc

Ketika ketahanan crushing Pc lebih besar dari pada beban yang

diterapkan (P) per panjang pitch, maka tipe ini akan terjadi

kegagalan/kerusakan.

Catatan: Jumlah keling karena geser akan sama dengan jumlah keling

karena crushing.

5.7. Kekuatan dan Efisiensi Sambungan Keling

Kekuatan sambungan keling didefinisikan sebagai gaya maksimum yang

dapat diteruskan tanpa mengakibatkan kegagalan. Kita dapat melihat

bagian 5.6 bahwa Pt, Ps dan Pc adalah tarikan yang diperlukan untuk

meretakkan pelat, menggeser keling dan merusakkan keling.

Efisiensi sambungan keling didefinisikan sebagai rasio kekuatan

sambungan keling dengan kekuatan tanpa keling atau plat padat. Kita

sudah membahas bahwa kekuatan sambungan keling adalah Pt, Ps dan Pc.

Kekuatan tanpa keling per panjang pitch adalah:

P = p.t.σt

Efisiensi sambungan keling η adalah:

dimana: p = Pitch keling,


ζt = Tegangan tarik yang diijinkan dari material plat.


Contoh 1:

1. Sebuah lap joint double keling disambungkan antara plat dengan

ketebalan 15 mm. Diameter keling 25 mm dan pitch 75 mm. Jika

tegangan tarik ultimate adalah 400 MPa, tegangan geser ultimate 320

MPa dan tegangan crushing ultimate 640 MPa, tentukan gaya

minimum per pitch yang akan memutuskan sambungan. Jika

sambungan di atas diberi beban yang mempunyai angka keamanan 4,

tentukan tegangan aktual yang terjadi pada plat dan keling.

Penyelesaian:

Diketahui: t = 15 mm; d = 25 mm; p = 75 mm; ζtu = 400 MPa = 400

N/mm2; ηu = 320 Mpa = 320 N/mm

2; ζcu = 640 MPa = 640 N/mm

2

Gaya minimum per pitch yang akan memutuskan sambungan

Ketika tegangan ultimate diberikan, kita akan menentukan nilai

ultimate dari tahanan sambungan. Kita mengetahui bahwa tahanan retak

ultimate dari plat per pitch,

Ptu = (p – d).t. ζtu = (75 – 25)15.400 = 300 000 N

Tahanan geser ultimate dari keling per pitch,

Psu = n.π/4.d2

. ηu = 2. π/4.(25)2.320 = 314 200 N ............(n = 2)

dan tahanan crushing ultimate dari keling per pitch,

Pcu = n.d.t. ζcu = 2.25.15.640 = 480 000 N

Dari di atas kita melihat bahwa gaya minimum per pitch yang akan

memutus sambungan adalah 300.000 N atau 300 kN.

Tegangan aktual yang dihasilkan dalam plat dan keling

Karena faktor keamanan adalah 4, oleh karena itu beban aman

per panjang pitch dari sambungan adalah 300.000/4 = 75.000 N.

Misalkan ζta, ηa, dan ζca adalah tegangan retak aktual, tegangan geser

aktual dan tegangan crushing aktual yang dihasilkan dengan beban aman

75.000 N pada keretakan, geseran dan crushing.

Kita mengetahui bahwa tahanan retak aktual dari plat (Pta),


Pta = (p – d).t. σta

75.000 = (75 - 25)15.σta = 750.σta

σta = 75.000/750 = 100 N/mm2

= 100 MPa

Tahanan geser aktual dari keling (Psa),

Psa = n.π/4.d2.ηa

75.000 = 2. π/4.(25)2. ηa = 982. ηa

ηa = 75000/982 = 76,4 N/mm2

= 76,4 MPa

dan tahanan crushing aktual dari keling (Pca)

Pca = n.d.t. ζca

75000 = 2.25.15. ζca = 750 ζca

ζca = 75000/750 = 100 N/mm2

= 100 MPa.

5.8. Sambungan Keling untuk Struktur

Sambungan keling dikenal sebagai Lozenge joint yang digunakan untuk

atap, jembatan atau balok penopang dan lain-lain adalah ditunjukkan pada

Gambar 5.13. Misalkan b = Lebar dari plat,


d = Diameter dari lubang keling.

Dalam perancangan Lozenge joint, mengikuti prosedur sebagai berikut:

Gambar 5.13: Sambungan keling untuk struktur


1. Diameter keling.

Diameter lubang keling diperoleh dengan menggunakan rumus

Unwin’s, yaitu:

d = 6 t

Tabel 5.1: Ukuran keling untuk sambungan umum, menurut IS: 1929 –

1982.

2. Jumlah keling.

Jumlah keling yang diperlukan untuk sambungan dapat diperoleh

dengan tahanan geseran atau tahan crushing dari keling.

Misalkan Pt = Aksi tarik maksimum pada sambungan. ini adalah

tahanan retak dari plat pada bagian luar yang hanya

satu keling.

n = Jumlah keling

Karena sambungan adalah double strap butt joint, oleh karena itu

dalam double shear (geser). Itu diasumsikan bahwa tahanan sebuah

keling pada double shear adalah 1,75 kali dari pada single shear.

Tahanan geser untuk 1 keling,

PS = 1,75. π/4.d2.τ

dan tahanan crushing untuk 1 keling,

Pc = d.t.ζc

Jumlah keling untuk sambungan,

n =

3. Ketebalan butt strap (plat pengikat ujung/penutup)

Ketebalan butt strap, t1 = 1,25t, untuk cover strap tunggal

= 0,75t, untuk cover strap ganda (double)


4. Efisiensi sambungan

Hitung tahanan-tahanan sepanjang potongan 1-1, 2-2, dan 3-3.

Pada potongan 1-1, di sini hanya 1 lubang keling.

Jadi tahanan retak dari sambungan sepanjang 1-1 adalah:

Pt1 = (b - d).t.ζt

Tahanan retak dari sambungan sepanjang 2-2 adalah:

Pt2 = (b - 2d).t.ζt + kekuatan satu keling di depan potongan 2-2

(Untuk keretakan plat pada potongan 2-2, keling di bagian depan

potongan 2-2 yaitu pada potongan 1-1 harus yang pertama patah)

Dengan cara yang sama pada potongan 3-3 di isni ada 3 lubang

keling. Tahanan retak dari sambungan sepanjang 3-3 adalah:

Pt3 = (b - 3d).t.ζt + kekuatan satu keling di depan potongan 3-3

Nilai dari Pt1, Pt2, Pt3, Ps atau Pc adalah kekuatan sambungan. Kita

mengetahui bahwa kekuatan plat tanpa keling adalah:

P = b.t.ζt

Efisiensi sambungan,

=

Catatan: Tegangan yang diijinkan dalam sambungan struktur adalah

lebih besar dari pada yang digunakan dalam desain pressure vessel.

Nilai berikut biasa dipakai.

Untuk plat dalam tarikan = 140 Mpa

Untuk keling dalam geser = 105 Mpa

Untuk crushing dari keling dan plat Geser tunggal = 224 Mpa

Geser ganda = 280 Mpa

5. Pitch dari keling diperoleh dengan menyamakan kekuatan tarik

sambungan dan kekuatan geser keling. Tabel berikut menunjukkan

nilai pitch menurut Rotscher.


Tabel 5.2: Pitch dari keling untuk sambungan struktur

6. Pitch terkecil (m) harus lebih besar dari pada 1,5.d

7. Jarak antara baris dari keling adalah 2,5d sampai 3d.

Contoh 2:

Dua batang baja mempunyai lebar 200 mm dan tebal 12,5 mm

disambung dengan cara butt joint dengan cover plat ganda. Rancanglah

sambungan jika tegangan yang diijinkan adalah 80 MPa untuk tarikan, 65

MPa untuk geser, dan 160 MPa untuk crushing. Buatlah sebuah sket dari

sambungan.

Penyelesaian:

diketahui: b = 200 mm; t = 12,5 mm; ζt = 80 MPa = 80 N/mm2;

η = 65 MPa = 65 N/mm2; ζc = 160 MPa = 160 N/mm

2


Gambar 5.14: Sket rancangan sambungan butt joint double cover plat

1. Diameter keling

Kita mengetahui diameter lubang keling,

√ √

Dari Tabel 4.1, kita melihat diameter lubang keling (d) adalah 21,5

mm dan berhubungan dengan diameter keling sebesar 20 mm.

2. Jumlah keling

Misalkan n = Jumlah keling.

Kita mengetahui bahwa aksi tarik maksimum pada sambungan,

Pt = (b - d).t.ζt = (200 – 21,5)12,5.80 = 178 500 N

Ketika sambungan adalah butt joint dengan cover plat ganda sperti

Gambar 5.14, oleh karena itu keling adalah pada geser ganda.

Asumsikan bahwa tahanan keling pada geser ganda adalah 1,75 kali

dari pada geser tunggal.


Tahanan geser 1 keling adalah

Ps = 1,75.π/4.d2.η = 1,75. π/4 x (21,5)

2x 65 = 41 300 N

Tahanan crushing 1 keling adalah

Pc = d.t.ζc = 21,5 x 12,5 x 160 = 43 000 N

Ketika tahanan geser lebih kecil dari pada tahanan crushing, oleh

karena itu jumlah keling yang dipakai untuk sambungan adalah:

N=

= 4,32 5

3. Ketebalan butt strap (plat pengikat ujung/penutup)

t1 = 0,75 t = 0,75 x 12,5 = 9,375 dikatakan 9,4 mm

4. Efisiensi sambungan

Hitung tahanan-tahanan sepanjang potongan 1-1, 2-2, dan 3-3. Pada

potongan 1-1, di sini hanya 1 lubang keling. Jadi tahanan retak dari

sambungan sepanjang potongan 1-1 adalah:

Pt1 = (b - d).t.ζt = (200 – 21,5).12,5 x 80 = 178 500 N

Pada potongan 2-2, di sini ada 2 lubang keling. Dalam kasus ini,

keretakan plat terjadi jika keling pada potongan 1-1 (di depan

potongan 2-2) terjadi geser. Tahanan retak dari sambungan sepanjang

potongan 2-2 adalah:

Pt2 = (b - 2d).t.ζt + Tahanan geser 1 keling

= (200 – 2 x 21,5).12,5.80 + 41300 = 198 300 N

Pada potongan 3-3, disini ada 2 lubang keling. Keretakan plat

terjadi jika 1 keling pada pada potongan 1-1 dan 2 keling pada

potongan 2-2 terjadi pergeseran.

Tahanan retak dari sambungan sepanjang potongan 3-3 adalah:

Pt3 = (b - 2d).t.ζt + Tahanan geser 3 keling

= (200 – 2 x 21,5) x 12,5 x 80 + (3 x 41300) = 280 900 N

Tahanan geser seluruh 5 keling adalah:

Ps = 5 x 41300 = 206 500 N


Tahanan crushing dari seluruh 5 keling adalah:

Pc = 5 x 43000 = 215 000 N

Ketika kekuatan sambungan adalah nilai dari Pt1, Pt2, Pt3, Ps atau

Pc, oleh karena itu kekuatan sambungan adalah 178500 N sepanjang

potongan 1-1.

Kita mengetahui bahwa kekuatan plat tanpa keling adalah:

P = b.t.ζt = 20 x 12,5 x 80 = 200 000 N

Efisiensi sambungan,

η =

atau 89.25%

5. Pitch keling, p = 3 d + 5 mm = (3 x 21,5) + 5 = 69,5 mm ≈ 70 mm

6. Pitch terkecil (margin), m = 1,5 d = 1,5 x 21,5 = 33,25 mm ≈ 35 mm

7. Jarak antara baris dari keling = 2,5 d = 2,5 x 21,5 = 53,75 mm ≈ 55

mm.

5.9. Sambungan Keling dengan Beban Eksentris

Ketika garis aksi dari beban tidak melewati titik pusat dari sistem keling

dan seluruh keling tidak menerima beban yang sama, maka sambungan ini

dinamakan sambungan keling beban eksentris, seperti ditunjukkan pada

Gambar 4.15 (a). Beban eksentris menghasilkan geser sekunder

diakibatkan oleh kecenderungan gaya untuk memutar sambungan terhadap

pusat gravitasi yang menimbulkan geser.

Misalkan P = Beban eksentris sambungan, dan

e = Eksentrisitas beban yaitu jarak antara garis aksi beban dan

pusat sistem keling.


Gambar 5.15: Sambungan keling beban eksentris

Prosedur berikut ini untuk merancang sambungan keling beban eksentris;

1. Tentukan pusat gravitasi G dari sistem keling. Misalkan A = Luas

penampang setiap keling, x1, x2, x3, dst = Jarak keling dari OY

y1, y2, y3, dst = Jarak keling dari

maka:


2. Masukkan dua gaya P1 dan P2 pada pusat gravitasi G dari sistem

keling. Gaya-gaya ini adalah sama dan berlawanan arah dengan P

seperti pada Gambar 5.15 (b).

3. Asumsikan bahwa seluruh keling adalah sama ukurannya,

pengaruh P1 = P adalah untuk menghasilkan beban geser

langsung pada setiap keling yang sama besarnya. Oleh karena itu

beban geser langsung setiap keling adalah:

4. Pengaruh P2 = P adalah untuk menghasilkan momen putar yang

besarnya P.e yang cenderung memutar sambungan terhadap pusat

gravitasi G dari sistem keling searah jarum jam. Akibat momen putar,

dihasilkan beban geser sekunder. untuk menentukan beban geser

sekunder, dibuat asumsi sebagai berikut:

a. Beban geser sekunder adalah sama dengan jarak radial keling

dari pusat gravitasi sistem keling.

b. Arah beban geser sekunder adalah tegak lurus dengan garis

pusat keling terhadap pusat gravitasi sistem keling.

Misalkan

F1, F2, F3, ... = Beban geser sekunder pada keling 1, 2, 3 ... dst.

l1, l2, l3, ... = Jarak radial keling 1, 2, 3, .... dst dari pusat gravitasi

sistem keling.

Dari asumsi (a),

F1 l1 ; F2 l2

Kita mengetahui bahwa jumlah momen putar eksternal akibat

beban eksentris dan momen tahanan internal dari keling harus sama

dengan nol.

P.e = F1 .l1 + F2 .l2 + F3 .l3 + ....

= F1 .l1 +

+

+ …..

=

[( )

( ) ( )

]


5. Beban geser utama dan sekunder dapat ditambahkan untuk

menentukan resultan beban geser (R) pada setiap keling seperti pada

Gambar 5.15 (c). Besarnya R menjadi:

R = √( )

Dengan θ = Sudut antara beban geser utama (Ps) dan beban geser

sekunder (F) Ketika beban geser sekunder pada setiap keling

adalah sama, kemudian keling menerima beban yang besar yang

mana sudut antara beban geser utama dan beban geser sekunder

menjadi minimum. Jika tegangan geser yang diijinkan (η), diameter

lubang keling dapat diperoleh dengan rumus sebagai berikut:

Resultan gaya geser maksimum: R = /4.d 2 .η

Dari Tabel 5.1, diameter standar untuk lubang keling (d) dan diameter

keling.

Contoh 3:

Sambungan keling lap joint dibebani secara eksentris dirancang

untuk bracket baja seperti Gambar 5.16 di bawah.

Gambar 5.16

Tebal plat bracket adalah 25 mm. Seluruh keling mempunyai

ukuran yang sama. Beban bracket P = 50 kN; spasi keling, C = 100 mm;

lengan (arm) beban, e = 400 mm. Beban geser yang diijinkan 65 MPa dan


tegangan crushing adalah 120 MPa. Tentukan ukuran keling yang

digunakan untuk sambungan.

Penyelesaian:

Diketahui: t = 25 mm; P = 50 kN = 50.103

N; e = 400 mm; n = 7;

η = 65 Mpa = 65 N/mm2; ζc = 120 Mpa = 120 N/mm

2.

Gambar 5.17: Diagram benda bebas.

Pertama adalah menentukan pusat gravitasi dari sistem keling dan .

=

= 100 mm …. (x1 = x6 = x7 = 0)

=

= 114,3 mm …. (y5 = y6 = 0)

Pusat gravitasi G dari sistem keling pada jarak 100 mm dari OY

dan 114,3 mm dari OX, seperti Gambar 5.17.

Kita mengetahui bahwa beban geser utama pada setiap keling adalah:


Beban geser utama sejajar dengan arah beban P seperti pada Gambar 5.17.

Momen putar dihasilkan oleh beban P akibat eksentrisitas (e).

Momen putar = P.e = 50.103x 400 = 20.10

6 N-mm

Momen putar ini ditahan oleh 7 keling seperti pada Gambar 5.17.

Gambar 5.18

Misalkan F1, F2, F3, F4, F5, F6 dan F7 adalah beban geser sekunder

keling 1, 2, 3, 4, 5, 6, dan 7 ditempatkan pada jarak l1, l2, l3, l4, l5, l6 dan

l7 dari pusat gravitasi sistem keling seperti pada Gambar 5.18.

Dari geometri gambar, kita dapat menentukan bahwa:

l1 = l3 = √( ) ( ) = 131,7 mm

l2 = 200 – 114,3 = 85,7 mm

l4 = l7 = √( ) ( ) = 101 mm

l5 = l6 = √( ) ( ) = 152 mm


Persamaan momen puntir akibat eksentrisitas beban adalah:

[( )

( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

]

[( )

( ) ( )

( ) ( )

] (

50.103.400 = F1 [ 2 (131,7)

2 + (85,7)

2 + 2 (101)

2 + 2(152)

2] 131,7

20.106 . 131,7 = 108645F1 F1 = 24244 N

Ketika beban geser sekunder seimbang dengan jarak radial dari pusat

gravitasi, oleh karena itu:

F2 = F1 (

) = 24244 x (

) = 15766 N

F3 = F1 (

) = F1 = 15766 N

F4 = F1 (

) = 24244 x (

) = 18593 N

F5 = F1 (

) = 24244 x (

) = 27981 N

F6 = F1 (

) = F5 = 27981 N …..(l6 = l5)

F7 = F1 (

) = F4 = 18593 N …..(l7 = l4)

Dengan menggambar beban geser utama dan beban geser sekunder

setiap keling, kita melihat bahwa keling 3, 4, dan 5 mendapat beban yang

terbesar. Sekarang kita menentukan sudut antara beban geser utama dan

beban geser sekunder untuk 3 keling ini. Dari geometri Gambar 5.18, kita

peroleh:

Cos 3 =

= 0.76

Cos 4 =

= 0.99

Cos 5 =

= 0.658

Resultan beban geser pada keling 3:

R3 = √( ) ( )

= √( ) ( ) = 30033 N



R4 = √( ) ( )

= √( ) ( ) = 25684 N


R5 = √( ) ( )

= √( ) ( ) = 33121 N

Resultan beban geser dapat ditentukan secara grafik seperti ditunjukan

pada Gambar 5.18. Dari atas kita melihat bahwa resultan beban geser

maksimum adalah pada keling ke 5. Jika d adalah diameter lubang keling,

maka resultan beban geser maksimum (R5)

33121 = /4 x d2 x = /4 x d

2 x 65 = 51 d

2

d2 = 33121/51 = 649,4 atau d = 25,5 mm

Dari tabel 5.1, kita melihat diameter standar lubang keling (d) adalah

25,5 mm dan dihubungkan diameter keling adalah 24 mm.

Mari sekarang kita cek sambungan untuk tegangan crushing. Kita

mengetahui bahwa:

Ketika tegangan ini di bawah tegangan crushing sebesar 120 MPa,

maka desain adalah aman.


Contoh macam-macam konstruksi dan diagram benda bebasnya.

1.

Gambar 5.19

2.

Gambar 5.20


3.

Gambar 5.21

4.

Gambar 5.22


1. Dua plat tebalnya 16 mm disambung dengan double riveted lap joint.

Pitch setiap baris keling 90 mm. Diameter keling 25 mm. Tegangan

yang diijinkan adalah:

t = 140 MPa ; = 110 MPa ; c = 240 MPa

Tentukan efisiensi sambungan?

2. Single riveted double cover butt joint dibuat pada plat dengan tebal 10

mm dan diameter keling 20 mm, pitch 60 mm. Hitung efisiensi

sambungan?


t = 100 MPa ; = 80 MPa ; c = 160 MPa

3. Double riveted double cover butt joint dibuat pada plat dengan

tebal 12 mm dan diameter keling 18 mm, pitch 80 mm. Hitung

efisiensi sambungan?

t = 115 MPa ; = 80 MPa ; c = 160 MPa

4. Double riveted lap joint (chain riveting) untuk menyambung 2 plat

dengan tebal 10 mm. Tegangan yang diijinkan adalah ζt = 60 MPa;

η = 50 MPa; dan ζc = 80 MPa. Tentukan diameter keling, pitch

keling dan jarak antara baris keling. Juga tentukan efisiensi keling.

5. sebuah bracket didukung oleh 4 keling yang sama ukurannya, seperti

ditunjukkan pada Gambar 4.23. Tentukan diameter keling jika

tegangan geser maksimum adalah 140 Mpa.

6. Sebuah bracket dikeling ke sebuah kolom dengan 6 keling yang sama

ukurannya seperti pada Gambar 4.24. Bracket membawa beban 100

kN pada jarak 250 mm kolom. Jika tegangan geser maksimum dalam

keling dibatasi 63 Mpa, tentukan diameter keling.

Gambar 5.23 Gambar 5.2


BAB VI

SAMBUNGAN LAS

Sambungan las adalah sebuah sambungan permanen yang diperoleh

dengan peleburan sisi dua bagian yang disambung bersamaan, dengan

atau tanpa tekanan dan bahan pengisi. Panas yang dibutuhkan untuk

peleburan bahan diperoleh dengan pembakaran gas (untuk pengelasan gas)

atau bunga api listrik (untuk las listrik).

Pengelasan secara intensif digunakan dalam fabrikasi sebagai metode

alternatif untuk pengecoran atau forging (tempa) dan sebagai pengganti

sambungan baut dan keling. Sambungan las juga digunakan sebagai media

perbaikan misalnya untuk menyatukan logam akibat crack (retak), untuk

menambah luka kecil yang patah seperti gigi gear.

6.1. Jenis Sambungan Las

Ada dua jenis sambungan las, yaitu:

1. Lap joint atau fillet joint; Sambungan ini diperoleh dengan pelapisan

plat dan kemudian mengelas sisi dari plat- plat. Bagian penampang

fillet (sambungan las tipis) mendekati triangular (bentuk segitiga).

Sambungan fillet bentuknya seperti pada Gambar 6.1 (a), (b), dan (c).

Gambar 6.1: Sambungan las jenis lap joint.


2. Butt joint. Butt joint diperoleh dengan menempatkan sisi plat seperti

ditunjukkan pada Gambar 6.2. Dalam pengelasan butt, sisi plat tidak

memerlukan kemiringan jika ketebalan plat kurang dari 5 mm. Jika

tebal plat adalah 5 mm sampai 12,5 mm, maka sisi yang dimiringkan

berbentuk alur V atau U pada kedua sisi.

Gambar 6.2: Sambungan las butt joint

Jenis lain sambungan las dapat dilihat pada Gambar 6.3 di bawah ini.

Gambar 6.3: Tipe lain sambungan las.

6.2. Kekuatan sambungan las fillet melintang

Lap joint (sambungan las fillet melintang) dirancang untuk kekuatan

tarik, seperti pada Gambar 6.4 (a) dan (b).


Gambar 6.4: Lap joint

Gambar 6.5 : Skema dan dimensi bagian sambungan las

Untuk menentukan kekuatan sambungan las, diasumsikan bahwa

bagian fillet adalah segitiga ABC dengan sisi miring AC seperti

terlihat pada Gambar 6.5. Panjang setiap sisi diketahui sebagai ukuran

las dan jarak tegak lurus kemiringan BD adalah tebal leher. Luas

minimum las diperoleh pada leher BD, yang diberikan dengan hasil dari

tebal leher dan panjang las.

Misalkan t = Tebal leher (BD).

s = Ukuran las = Tebal plat,

l = Panjang las,

Dari Gambar 6.5, kita temukan ketebalan leher adalah:

t = s.sin45o

= 0,707.s

Luas minimum las atau luas leher adalah:

A = t.l = 0,707.s.l (6-1)


Jika ζt adalah tegangan tarik yang diijinkan untuk las logam,

kemudian kekuatan tarik sambungan untuk las fillet tunggal (single fillet

weld) adalah:

P = 0,707.s.l. ζt (6-2)

dan kekuatan tarik sambungan las fillet ganda (double fillet weld) adalah:

P = 2 x 0,707 x s x l x ζt = 1,414.s.l. ζt (6-3)

6.3. Kekuatan sambungan las fillet sejajar

Sambungan las fillet sejajar dirancang untuk kekuatan geser seperti

terlihat pada Gambar 6.6. Luas minimum las atau luas leher:

A = 0,707.s.l

Gambar 6.6: Sambungan las fillet sejajar dan kombinasi

Jika η adalah tegangan geser yang diijinkan untuk logam las, kemudian

kekuatan geser dari sambungan untuk single paralel fillet weld (las fillet

sejajar tunggal),

P = 0,707.s.l. τ (6-4)

dan kekuatan geser sambungan untuk double paralel fillet weld,

P = 2 x 0,707.s.l. τ = 1,414.s.l. τ (6-5)


Catatan:

1. Jika sambungan las adalah kombinasi dari las fillet sejajar ganda

dan melintang tunggal seperti Gambar 6.6 (b), kemudian kekuatan

sambungan las adalah dengan menjumlahkan kedua kekuatan

sambungan las, yaitu;

P = 0,707.s.l1. ζt + 1,414.s.l2. η

dimana l1 adalah lebar plat.

2. Untuk memperkuat las fillet, dimensi leher adalah 0,85.t.

Contoh 1:

Sebuah plat lebar 100 mm dan tebal 10 mm dilas dengan plat lain

secara las fillet sejajar ganda (double paralel fillet weld). Pelat dikenai

beban statis 80 kN. Tentukan panjang las jika tegangan geser yang

diijinkan dalam las tidak melebihi 55 MPa.

Penyelesaian:

diketahui: Lebar = 100 mm; Tebal = 10 mm; P = 80 kN = 80.103

N;

η = 55 MPa = 55 N/mm2.

Misalkan l = Panjang las, dan

s = Ukuran las = tebal plat = 10 mm.

Kita mengetahui bahwa beban maksimum yang dibawa plat untuk

double paralel fillet weld (P) pada persamaan (6-5) adalah:

80.103

= 1,414.s.l.η = 1,414.10.l.55 = 778.l

l = 80.103

/778 = 103 mm

Tambahan 12,5 mm untuk mengawali dan mengakhiri las, sehingga

panjang las total:

l = 103 + 12,5 = 115,5 mm

6.4. Kasus khusus sambungan las fillet

Kasus berikut dari sambungan las fillet adalah penting untuk diperhatikan:


1. Las fillet melingkar yang dikenai torsi. Perhatikan batang silinder

yang dihubungkan ke plat kaku dengan las fillet seperti pada Gambar

6.7.

Misalkan d = Diameter batang,

r = Radius batang,

T = Torsi yang bekerja

pada batang,

s = Ukuran las,

t = Tebal leher,

J = Momen inersia polar

dari bagian las =

π.t.d3/4

Gambar 6.7

Kita mengetahui bahwa tegangan geser untuk material adalah:

dimana

Tegangan geser terjadi pada bidang horisontal sepanjang las

fillet. Geser maksimum terjadi pada leher las dengan sudut 45o

dari

bidang horisontal.

Panjang leher, t = s . sin 45o

= 0,707. s

dan tegangan geser maksimum adalah:

max =

(6-6)

2. Las fillet melingkar yang dikenai momen bending. Perhatikan

batang silinder yang dihubungkan ke plat kaku dengan las fillet

seperti pada Gambar 6.8.


Misalkan d = Diameter batang,

M = Momen banding

pada batang,

s = Ukuran las,

t = Tebal leher,

Z = Section modulus

dari bagian las

= π.t.d2/4

Gambar 6.8

Kita mengetahui bahwa momen bending adalah:

b =

Tegangan bending terjadi pada bidang horisontal sepanjang las

fillet. Tegangan bending maksimum terjadi pada leher las dengan

sudut 45o

dari bidang horisontal.

Panjang leher, t = s.sin 45o

= 0,707.s

dan tegangan bending maksimum adalah:

b(max) =

(6-7)

3. Las fillet memanjang yang dikenai beban torsi. Perhatikan plat

vertikal dilas ke plat horisontal dengan dua las fillet seperti pada

Gambar 6.9.

misalkan l = Panjang las,

T = Torsi yang bekerja pada

plat vertikal,

s = Ukuran las,

t = Tebal leher,

J = Momen inersia polar

dari bagian las

= 2

(untuk 2

sisi las)

Gambar 6.9


Variasi tegangan geser adalah sama dengan variasi tegangan

normal sepanjang (l) dari balok yang dikenai bending murni.

Tegangan geser menjadi:

=

Tegangan geser maksimum terjadi pada leher, yaitu:

max =

(6-8)

Contoh 2:

Sebuah poros pejal dengan diameter 50 mm dilas ke plat tipis dengan

las fillet 10 mm seperti pada Gambar 6.10. Tentukan torsi maksimum

yang dapat ditahan sambungan las jika tegangan geser maksimum

material las tidak melebihi 80 Mpa.

Gambar 6.10

Penyelesaian:

diketahui: d = 50 mm; s = 10 mm ; ηmax = 80 MPa = 80 N/mm2

T = Torsi maksimum yang dapat ditahan sambungan las.

Kita mengetahui tegangan geser maksimum pada persamaan (6-6) adalah:

( )

T = 80.78550/2,83

= 2,22.106

N-mm = 2,22 kNm


Contoh 3:

Sebuah plat panjangnya 1 m, tebal 60 mm dilas ke plat lain pada sisi

kanan dan kiri dengan las fillet 15 mm, seperti pada Gambar 6.11.

Tentukan torsi maksimum yang dapat ditahan sambungan las jika tegangan

geser maksimum dalam bahan las tidak melebihi 80 MPa.

Gambar 6.11

Penyelesaian:

Diketahui: l = 1m = 1000 mm; Tebal = 60 mm; s = 15 mm; ηmax = 80 MPa

= 80 N/mm2. T = Torsi maksimum yang dapat ditahan sambungan las

Kita mengetahui tegangan geser maksimum pada persamaan (6-8) adalah:

( )

⁄

6.5. Kekuatan Butt Joint

Sambungan butt dirancang untuk tarik dan tekan. Perhatikan

sambungan V-butt tunggal seperti pada Gambar 6.12 (a).


Gambar 6.12: Butt joint

Dalam butt joint, panjang ukuran las adalah sama dengan tebal leher

yang sama dengan tebal plat. Kekuatan tarik butt joint (single-V atau

square butt joint),

P = t.l.ζt (6-9)

dimana l = panjang las. Secara umum sama dengan lebar plat.

dan kekuatan tarik double-V butt joint seperti pada Gambar 6.12 (b)

adalah:

P = (t1 + t2).l.ζt (6-10)

dimana t1 = Tebal leher bagian atas, dan

t2 = Tebal leher bagian bawah.

Sebagai catatan bahwa ukuran las bisa lebih besar dari pada ketebalan

plat, tetapi dapat juga lebih kecil. Tabel berikut menunjukkan ukuran las

minimum yang direkomendasikan.

Tabel 5.1: Ukuran las minimum yang direkomendasikan.


Contoh 3:

Sebuah plat lebarnya 100 mm dan tebalnya 12,5 mm dilas ke plat lain

dengan las fillet sejajar. Plat tersebut mendapat beban 50 kN. Tentukan

panjang las jika tegangan maksimum tidak melebihi 56 MPa. Perhatikan

bahwa sambungan las dibawah beban statis dan beban fatik/berulang-ulang

(fatique).

Penyelesaian:

Diketahui: Lebar = 100 mm ; Tebal = 12,5 mm ; P = 50 kN = 50.103

N ;

η = 56 MPa = 56 N/mm2.

Panjang las untuk beban statis:

Misalkan l = Panjang las, dan s = Ukuran las = tebal plat = 12,5 mm

Kita tahu bahwa beban maksimum yang dibawa plat untuk double

paralel fillet weld (P) pada persamaan (6-5) adalah:

P = 1,414.s.l. τ

50.103

= 1,414.12,5.l.56 = 990.l l = 50.103/990 = 50,5 mm

Penambahan 12,5 mm untuk awal dan akhir las adalah:

l = 50,5 + 12,5 = 63 mm

Panjang las untuk beban fatik

Dari tabel 6.2 di bawah ini kita dapat menentukan faktor

konsentrasi tegangan untuk paralel fillet welding adalah 2,7.

Tabel 6.2 : Faktor konsentrasi tegangan

Tegangan geser yang diijinkan adalah:

η = 56/2,7 = 20,74 N/mm2.


Kita tahu bahwa beban maksimum yang dibawa plat untuk double

paralel fillet weld (P) pada persamaan (6-5) adalah:

P = 1,414.s.l. τ

50.103

= 1,414.s.l. τ = 1,414.12,5.l.20,74 = 367.l

l = 50.103/367 = 136,2 mm


l = 136,2 + 12,5 = 148,7 mm

Contoh 4:

Sebuah plat lebarnya 75 mm dan tebal 12,5 mm disambung dengan

plat lain secara single transverse weld dan double paralel fillet weld seperti

pada Gambar 6.13. Tegangan tarik maksimum 70 MPa dan tegangan geser

maksimum 56 MPa. Tentukan panjang las setiap paralel fillet weld, jika

sambungan dikenai beban statis dan fatik.

Gambar 6.13

Penyelesaian:

Diketahui: Lebar = 75 mm ; Tebal = 12,5 mm ; ζt = 70 MPa = 70 N/mm2;

η = 56 MPa = 56 N/mm2. Panjang efektif las (l1) untuk transverse weld

diperoleh dengan pengurangan 12,5 mm dari lebar plat.

l1 = 75 – 12,5 = 62,5 mm

Panjang setiap fillet paralel untuk beban statis.

Misalkan l2 = Panjang setiap fillet paralel.

Kita tahu bahwa beban maksimum yang dapat dibawa plat adalah:

P = luas x tegangan = 75.12,5.70 = 65 625 N.


Beban yang dibawa oleh single transverse weld pada persamaan (6-2)

adalah :

P1 = 0,707.s.l1. ζt = 0,707.12,5.62,5.70 = 38 664 N

dan beban yang dibawa oleh double paralel fillet weld pada

persamaan (6-5):

P2 = 1,414.s.l2. τ = 1,414.12,5.l2.56 = 990.l2

Beban yang dibawa oleh sambungan las (P):

65 625 = P1 + P2 = 38 664 + 990.l2

l2 = 27,2 mm


l2 = 27,2 + 12,5 = 39,7 mm ≈ 40 mm

Panjang setiap fillet paralel untuk beban fatik.

Dari tabel 6.2, kita dapat menentukan faktor konsentrasi tegangan

untuk transverse weld adalah 1,5 dan untuk paralel fillet weld adalah

2,7.

Tegangan tarik yang diijinkan adalah:

ζt = 70/1,5 = 46,7 N/mm2

dan tegangan geser yang diijinkan adalah:

η = 56/2,7 = 20,74 N/mm2

P1 = 0,707.s.l1. ζt = 0,707.12,5.62,5.46,7 = 25 795 N

dan beban yang dibawa oleh double paralel fillet weld pada

persamaan (6-5):

P2 = 1,414.s.l2. τ = 1,414.12,5.l2.20,74 = 366.l2

Beban yang dibawa oleh sambungan las (P):

65 625 = P1 + P2 = 25 795 + 366.l2

l2 = 108,8 mm


l2 = 108,8 + 12,5 = 121,3 mm ≈ 122 mm


6.6. Beban eksentris sambungan las

Beban eksentris dapat terjadi pada sambungan las dengan berbagai cara.

Ketika tegangan geser dan tegangan bending secara simultan terjadi pada

sambungan, maka tegangan maksimum menjadi:

Tegangan normal maksimum adalah:

t(max) =

√( )

(6-11)

Tegangan geser maksimum adalah:

max =

√( ) (6-12)

dimana ζb = Tegangan bending,

η = Tegangan geser

Gambar 6.14: Beban eksentris

Ada dua kasus beban eksentris sambungan las, yaitu:

Kasus 1:

Perhatikan sambungan tetap T pada salah satu ujungnya dikenai

beban eksentris P pada jarak e seperti pada Gambar 6.14.

misalkan l = Panjang las,

s = Ukuran las, t = Tebal leher,

Sambungan mendapat dua jenis tegangan:

1. Tegangan geser langsung akibat gaya geser P pada las, dan


2. Tegangan bending akibat momen bending P x e. Kita tahu bahwa luas

leher las adalah:

A = Tebal leher x panjang las

= t.l.2 = 2 t l (untuk double fillet weld)

= 2.0,707.s.l = 1,414.s.l (t = s.cos45o

= 0,707.s)

Tegangan geser pada las adalah:

(6-13)

Section modulus dari logam las melalui leher las adalah:

Z =

x 2

=

x 2 =

(6-14)

Momen bending, M = P.e

Tegangan bending, b =

(6-15)

Kita tahu bahwa tegangan normal maksimum adalah

lihat persamaan (6-11):

t(max) =

√( )

Tegangan geser maksimum adalah lihat persamaan (6-12):

max =

√( )

Kasus 2:

Ketika sambungan las dibebani secara eksentris seperti pada Gambar

6.15, maka terjadi dua jenis tegangan berikut ini:

1. Tegangan geser utama, dan

2. Tegangan geser akibat momen puntir.


Gambar 6.15: Sambungan las dibebani secara eksentris

Misalkan P = Beban eksentris,

e = Eksentrisitas yaitu yaitu jarak tegak lurus antara garis

aksi beban dan pusat gravitasi (G) dari fillet.

l = Panjang las,

s = Ukuran las,

t = Tebal leher.

Dua gaya P1 dan P2 adalah didahului pada pusat gravitasi G dari

sistem las. Pengaruh beban P1 = P adalah untuk menghasilkan tegangan

geser utama yang diasumsikan seragam sepanjang las. Pengaruh P2 = P

menghasilkan momen puntir sebesar P x e yang memutar sambungan

terhadap pusat gravitasi dari sistem las. Akibat momen puntir

menimbulkan tegangan geser sekunder.

Kita tahu bahwa tegangan geser utama adalah sama dengan

persamaan (6-13)

(luas leher untuk single fillet weld = t.l = 0,707s.l)

Ketika tegangan geser akibat momen puntir (T = P.e) pada beberapa

bagian adalah seimbang untuk jarak radial dari G, sehingga tegangan

akibat P.e pada titik A adalah seimbang dengan AG (r2) dan arahnya

memutar ke kanan terhadap AG. Dapat ditulis:


= konstan

=

x r

dimana η2 adalah tegangan geser pada jarak maksimum (r2) dan η adalah

tegangan geser pada jarak r.

Perhatikan sebuah bagian kecil dari las yang mempunyai luas dA pada

jarak r dari G. Gaya geser pada bagian kecil ini adalah η.dA

dan momen puntir dari gaya geser terhadap G adalah:

dT = x dA x r =

x dA x r

2

Momen puntir total seluruh luas las adalah:

T = P x e = ∫

x dA x r

2 =

∫ x r

2

=

x J ( ∫ x r

2)

dimana J = Momen inersia polar dari luas leher terhadap G.

Tegangan geser akibat momen puntir yaitu tegangan geser sekunder

adalah:

2 =

Menentukan resultan tegangan, tegangan geser utama dan sekunder

adalah kombinasi secara vektor.

Resultan tegangan geser pada A,

A = √( ) ( )

Dimana θ = sudut antara η1 dan η2 , dan cos θ = r1/r2

Catatan: Momen inersia polar pada luas leher (A) terhadap pusat

gravitasi yang diperoleh dengan teorema sumbu sejajar yaitu:

J = 2[Ixx + A . x2]

= 2*

+ (

) (double fillet weld)

dimana A = luas leher = t.l = 0,707.s.l,

l = panjang las, x = jarak tegak lurus antara dua sumbu sejajar.


Tabel 6.3: Momen inersia polar dan section modulus dari las


Contoh 5:

Sambungan las seperti pada Gambar 6.16, menerima beban eksentris

2 kN. Tentukan ukuran las, jika tegangan geser maksimum dalam las

adalah 25 MPa.


Gambar 5.16

Penyelesaian:

Diketahui: P = 2kN = 2000 N ; e = 120 mm ; l = 40 mm ; ηmax = 25

MPa = 25 N/mm2. Misalkan s = Ukuran las dalam mm, dan t = tebal leher

las.

Sambungan las pada Gambar 5.16 menerima tegangan geser utama

akibat gaya geser P = 2000 N dan tegangan bending akibat momen

bending P.e.

Kita tahu bahwa luas leher adalah:

A = 2t.l = 2.0,707.s.l

= 1,414.s.l = 1,414.s.40 = 56,56.s

Tegangan Geser:

N/mm

2 (6-13)

Momen bending, M = P.e = 2000.120 = 240.103 N-mm

Section Modulus las melalui leher,

Z

( )

= 377 x s mm

3 (6-14)

Tegangan bending,

N/mm

2

Kita tahu bahwa tegangan geser maksimum seperti pada persamaan (6-12)

adalah:

25 =

√( ) =

√(

)

(

)

s = 320.3 /25 = 12.8 mm


Contoh 6:

Sebuah poros pejal berdiameter 50 mm dilas ke plat tipis seperti pada

Gambar 6.17. Jika ukuran las 15 mm, tentukan tegangan geser maksimum

dan tegangan normal maksimum dalam las.

Gambar 6.17

Penyelesaian:

Diketahui: D = 50 mm ; s = 15 mm ; P = 10kN = 10000 N ; e = 200 mm.

Luas leher untuk las fillet melingkar adalah:

A = t x D = 0.707 s x D

= 0.707 x 15 x 50 = 1666 mm2

Tegangan geser utama:

Momen bending M = P.e = 10000. 200 = 2.106

Nmm.

Z = /4 x t D2 = /4 x 0.707 s x D

2 = /4 x 0.707 x 15 (50)

2

= 20825 mm3

Dari tabel 6.3, untuk las-lasan melingkar kita dapat menentukan

section modulus:

Tegangan bending adalah:

b =

= 96 N/mm2 = 96 MPa


Tegangan normal maksimum

( )

√( )

√( )

egangan Geser maksimum:

√( )

√( )

= 48.4 MPa

Contoh 7:

Sebuah balok berpenampang persegi dilas dengan las fillet seperti

pada Gambar 6.18. Tentukan ukuran las, jika tegangan geser yang

diijinkan dibatasi 75 MPa.

Gambar 6.18

Penyelesaian:

diketahui: P = 25kN = 25.103

N ; ηmax = 75 MPa = 75 N/mm2

;

l = 100 mm ; b = 150 mm; e = 500 mm

Sambungan las menerima tegangan geser utama dan tegangan

bending. Luas leher untuk las fillet persegi adalah:

A = t(2b + 2l) = 0.707 s (2b + 2l)

= 0.707 s (2 x 150 + 2 x 100) = 353.5 s mm2 … ( t = 0.707 s)

Tegangan geser utama: =


Tegangan bending adalah: M = P.e = 25.103

.500 = 12,5.106

Nmm.

Dari tabel 6.3 untuk bagian las persegi, section modulus adalah:

Z = t (

) *

( )

+ = 15907.5 s mm

3

Tegangan bending adalah: b =

N/mm

2

Tegangan geser maksimum adalah:

75 =

√( )

√(

)

(

)

s = 399.2 / 75 = 5.32 mm (s = ukuran las)

Contoh 8:

Sebuah plat baja persegi dilas seperti cantilever ke kolom vertikal

dan mendukung beban P seperti pada Gambar 6.19. Tentukan ukuran las

jika tegangan geser tidak melebihi 140 MPa.

(a) (b)

Gambar 6.19

Penyelesaian:

Diketahui: P = 60kN = 60.103

N ; b = 100 mm ; l = 50 mm ; η = 140

MPa = 140 N/mm2

Pertama menentukan pusat gravitasi sistem las seperti pada

Gambar 6 .19 (b). Dari tabel 6.3, kita dapat menentukan


x =

( )

= 12.5 mm

dan momen inersia polar untuk luas leher sistem las terhadap G adalah:

J = t *( )

( )

+

= 0.707 s *( )

( )

+ ( t = 0.707 s)

= 0.707 s [670 x 103 – 281 x 10

3] = 275 x 10

3 s mm

4

Jarak beban dari pusat gravitasi (G) yaitu eksentrisitas adalah:

E = 150 + 50 – 12.5 = 187.5 mm

r1 = BG = 5 – x = 50 – 12.5 = 37.5 mm

AB = 100/2 = 50 mm

Radius maksimum dari las adalah:

r2 = √( ) ( ) = √( ) ( ) = 62.5 mm

cos =

= 0.6

Luas leher sistem las adalah:

A = 2 x 0.707 s x l + 0.707 s x b = 0.707 s (2l + b)

= 0.707 s (2 x 50 + 100) = 141.4 s mm2

Tegangan geser utama adalah:

1 =

N/mm

2

dan tegangan geser akibat momen puntir atau tegangan geser sekunder

adalah:

2 =

N/mm

2

Resultan tegangan geser adalah:

= √( ) ( )

140 = √(

)

(

)

(

) (

)

s = 2832/140 = 20.23 mm (s = ukuran las)



1. Sebuah plat lebarnya 10A mm dan tebal 1A mm dilas dengan plat lain

secara transverse weld pada ujungnya. Jika plat dikenai beban 7A kN,

tentukan ukuran las untuk beban statis dan beban fatik. Tegangan

tarik yang diijinkan tidak melebihi 7A MPa. (Huruf A diatas diganti

dengan nomor terakhir NIM yang mengerjakan).

2. Jika plat pada soal no.1 di atas disambung dengan double fillet

dan tegangan geser tidak melebihi 56 MPa, tentukan panjang las

untuk (a) beban statis dan (b) beban dinamis.

b(max) =

3. Batang baja melingkar berdiameter 5A mm dan panjang 20A mm

dilas secara melingkar ke sebuah plat baja kemudian ujung batang

baja dikenai beban 5 kN. Tentukan ukuran las, dengan asumsi

tegangan yang diijinkan dalam las adalah 10A MPa. (Huruf A diatas

diganti dengan nomor terakhir NIM yang mengerjakan). Petunjuk

max =

4. Sebuah poros pejal persegi ukuran 8A mm x 5A mm dilas secara fillet

weld 5 mm pada seluruh sisinya ke plat tipis dengan sumbu tegak

lurus ke permukaan plat. Tentukan torsi maksimum yang dapat

diterapkan poros, jika tegangan geser dalam las tidak melebihi 85

MPa. (Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang

mengerjakan). Petunjuk

5. Sebuah plat dilas secara fillet weld dengan tebal t = 10 mm seperti

pada Gambar 6.20. Tentukan Tegangan geser maksimum dalam las,

asumsikan setiap las panjangnya 100 mm.

6. Gambar 6.21 menunjukkan sebuah sambunga las yang dikenai

beban eksentris 20kN. Pengelasan hanya satu sisi. Tentukan ukuran

las seragam jika tegangan geser yang diijinkan untuk bahan las adalah

8A MPa. (Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang

mengerjakan).


Gambar 6.20 Gambar 6.21

7. Sebuah braket dilas ke sisi tiang (column) dan membawa beban

vertikal P seperti pada Gambar 6.22. Tentukan P jika tegangan

geser maksimum pada 10 mm fillet weld adalah 8A MPa. (Huruf

A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang mengerjakan).


BAB VII

SAMBUNGAN ULIR

Sebuah ulir (screwed) dibuat dengan melakukan pemotongan secara

kontinyu alur melingkar pada permukaan silinder. Sambungan ulir

sebagian besar terdiri dari dua elemen yaitu baut (bolt) dan mur (nut).

Sambungan ulir banyak digunakan dimana bagian mesin dibutuhkan

dengan mudah disambung dan dilepas kembali tanpa merusak mesin. Ini

dilakukan dengan maksud untuk menyesuaikan/menyetel pada saat

perakitan (assembly) atau perbaikan, atau perawatan.

7.1. Istilah penting pada ulir

Istilah berikut digunakan pada ulir seperti pada Gambar 7.1 adalah penting

untuk diperhatikan.

Gambar 7.1: Istilah pada ulir

Keterangan:

1. Major diameter adalah diameter terbesar pada ulir eksternal atau

internal

2. Dinamakan juga outside atau nominal diameter.


3. Minor diameter adalah diameter terkecil pada ulir eksternal atau

internal.

4. Dinamakan juga core atau root diameter.

5. Pitch diameter adalah diameter rata-rata silinder. Dianamakan juga

effective diameter.

6. Pitch adalah jarak antara puncak ulir. Secara matematika dapat

dihitung:

7. Pitch =

8. Crest (puncak) adalah permukaan atas pada ulir.

9. Root (lembah) adalah permukaan bawah yang dibentuk oleh dua sisi

berdekatan dari ulir.

10. Depth of thread adalah jarak tegak lurus antara crest dan root.

11. Flank adalah permukaan antara crest dan root.

12. Angle of thread adalah sudut antara flank ulir.

13. Slope adalah setengah pitch ulir.

7.2. Jenis ulir

Jenis ulir adalah sebagai berikut:

1. British standard whitworth (B.S.W) thread. Ulir jenis ini banyak

digunakan dimana kekuatan yang tinggi pada root yang dibutuhkan,

seperti pada Gambar 7.2.

Gambar 7.2 : B.S.W. thread


2. British association (B.A) thread. Merupakan ulir jenis B.S.W. dengan

pitch yang baik dan banyak digunakan untuk instrumentasi (alat ukur)

dan pekerjaan lain yang presisi, seperti pada Gambar 7.3.

Gambar 7.3: B.A. thread

3. American national standard thread. Ulir ini digunakan untuk

tujuan umum seperti baut, mur, lubang ulir dan tap, seperti pada

Gambar 7.4.

Gambar 7.4: American national standard thread

4. Square thread. Ulir ini banyak digunakan untuk transmisi daya,

biasanya dijumpai pada mekanisme mesin perkakas, katup, spindle,

ulir jack dan lain-lain seperti pada Gambar 7.5.


Gambar 7.5: Square thread

5. Acme thread. Ulir ini banyak digunakan pada ulir mesin bubut, katup

kuningan, ulir kerja bangku, seperti pada Gambar 7.6.

Gambar 7.6: Acme thread

6. Knukle thread. Ulir ini banyak digunakan untuk pekerjaan kasar

seperti railway kopling, hydrant dan lain-lain seperti pada Gambar

7.7.

Gambar 7.7: Knukle thread


7. Buttress thread. Ulir banyak digunakan untuk transmisi daya satu

arah, seperti pada Gambar 6.8.

Gambar 6.8: Buttress thread

7.3. Jenis Sambungan ulir

1. Through bolts. Seperti pada Gambar 7.9 (a) terlihat bahwa baut dan

mur mengikat dua bagian/plat secara bersamaan. Jenis baut ini banyak

digunakan pada baut mesin, baut pembawa, baut automobil dan lain-

lain.

Gambar 7.9

2. Tap bolts. Seperti pada Gambar 7.9 (b), ulir dimasukkan ke lubang

tap pada salah satu bagiannya dikencangkan tanpa mur.


3. Stud. Seperti pada Gambar 7.9 (c), ulir ini pada kedua ujungnya

berulir. Salah satu ujung ulir dimasukkan ke lubang tap kemudian

dikencangkan sementara ujung yang lain ditutup dengan mur.

4. Cap screws. Ulir ini sama jenisnya dengan tap bolts tetapi berukuran

kecil dan variasi bentuk kepala seperti pada Gambar 7.10.

Gambar 7.10: Cap screws

7.4. Dimensi standar ulir

Dimensi desain ISO untuk ulir, baut dan mur dapat dilihat pada Tabel 7.1

berikut:


Tabel 7.1: Dimensi standar ISO untuk Ulir


7.5. Sambungan baut akibat beban eksentris

Beberapa aplikasi sambungan baut yang mendapat beban eksentris

seperti bracket, tiang crane, dll. Beban eksentris dapat berupa:

1. Sejajar dengan sumbu baut.

2. Tegak lurus dengan sumbu baut.

3. Dalam bidang baut.

7.6. Beban eksentris yang sejajar terhadap dengan sumbu baut

Perhatikan Gambar 7 .11, ada empat baut yang mana setiap baut

mendapat beban tarik utama Wt1 =W/n, dimana n adalah jumlah baut.

Gambar 7.11: Beban eksentris yang sejajar dengan sumbu baut


Misalkan w = beban baut per unit jarak terhadap pengaruh balik bracket

W1 dan W2 = beban setiap baut pada jarak L1 dan L2 dari sisi

tepi.

Beban setiap baut pada jarak L1 adalah:

W1 = w.L1

dan momen gaya terhadap sisi tepi = w.L1 . L1 = w.(L1)2

Beban setiap baut pada jarak L2 adalah:

W2 = w.L2

dan momen gaya terhadap sisi tepi = w.L2 . L2 = w.(L2)2

Total momen gaya pada baut terhadap sisi tepi = 2w.(L1)2 + 2w.(L2)2 (7-1)

Momen akibat beban W terhadap sisi tepi = W.L (7-2)

Dari persamaan (7-1) dan (7-2), diperoleh:

W.L = 2w.(L1)2

+ 2w.(L2)2

w =

[( ) ( )

]

Beban tarik dalam setiap baut pada jarak L2 adalah:

Wt2 = W2 = w. L2 =

[( ) ( )

] (7-3)

Total beban tarik pada baut yang dibebani paling besar adalah:

Wt = Wt1 + Wt2 (7-4)

Jika dc adalah diameter core (minor) dari baut dan ζt adalah tegangan

tarik untuk material baut, maka total beban tarik Wt :

Wt = /4 (dc)2 . t (7-5)

Dari persamaan (7-4) dan (7-5), nilai dc dapat diperoleh.

Contoh 1:

Sebuah bracket seperti pada Gambar 6.11, menahan sebuah beban 30

kN. Tentukan ukuran baut, jika tegangan tarik maksimum yang diijinkan

dalam material adalah 60 MPa. Jarak L1 = 80mm, L2 = 250mm, dan L =

500mm.


Penyelesaian:

Diketahui: W = 30kN ; ζt = 60 MPa = 60 N/mm2

;

L1 = 80mm, L2 = 250mm , dan L = 500mm.

Beban tarik utama yang dibawa oleh setiap baut adalah:

Wt1 =W/n = 30/4 = 7,5 kN

dan beban dalam setiap baut per unit jarak w adalah:

w =

[( ) ( )

] =

[( ) ( ) ] = 0,109 kN/mm

Ketika beban baut yang terbesar adalah pada jarak L2 dari sisi tepi,

sehingga beban baut terbesar adalah:

Wt2 = W2 = w.L2 = 0,109. 250 = 27,25 kN

Beban tarik maksimum pada baut dengan beban terbesar pada

persamaan (7-4) adalah:

Wt = Wt1 + Wt2 = 7,5 + 27,25 = 34,75 kN = 34.750 N

Beban tarik maksimum pada baut adalah persamaan (7-5):

Wt = /4 (dc)2 . t

34.750 = /4 (dc)2 . 60

(dc)2

= 34 750/47 = 740

dc = 27,2 mm

Dari Tabel 7.1, kita temukan bahwa standar diameter minor (core)

baut adalah 28,706mm dan jika dihubungkan dengan ukuran baut yang

tepat adalah M33.

7.7. Beban eksentris yang tegak lurus terhadap sumbu baut

Sebuah dinding bracket membawa beban eksentris yang tegak lurus

terhadap sumbu baut seperti pada Gambar 7.12.


Gambar 7.12

Dalam kasus ini, baut menerima beban geser utama yang sama pada

seluruh baut. Sehingga beban geser utama pada setiap baut adalah:

Ws = W/n, dimana n = jumlah baut.

Beban tarik maksimum pada baut 3 dan 4 adalah seperti pada

persamaan (7-3):

Wt2 = W2 = w. L2 =

[( ) ( )

] (7-3)

Ketika baut dikenai geser yang sama dengan beban tarik, kemudian

beban ekuivalen dapat ditentukan dengan hubungan berikut:

Beban tarik ekuivalen adalah:

[ √( ) ( ) ] (7-6)

dan beban geser ekuivalen adalah:

[√( ) ( ) ] (7-7)

Contoh 2:

Sebuah bracket dijepit pada batang baja seperti pada Gambar 7.13.

Beban maksimum yang diberikan bracket sebesar 12 kN secara vertikal

pada jarak 400 mm dari permukaan batang. Permukaan vertikal bracket

dikunci ke batang oleh empat baut, dalam dua baris pada jarak 50 mm dari

sisi terbawah bracket. Tentukan ukuran baut jika tegangan tarik yang

diijinkan dari material sebesar 84 MPa. Juga tentukan penampang lengan

bracket yang berbentuk persegi.


Gambar 7.13

Penyelesaian:

Diketahui:

W = 12 kN = 12.103

N; L = 400 mm ; L1 = 50 mm; L2 = 375 mm;

ζt = 84 MPa = 84 N/mm2

; n = 4

Beban geser utama setiap baut:

Ws = W/n = 12/4 = 3 kN

Beban tarik maksimum yang dibawa baut 3 dan 4 adalah:

Wt =

[( ) ( )

] =

[( ) ( ) ] = 6,29 kN

Ketika baut menerima beban geser yang sama dengan beban tarik,

sehingga beban tarik ekuivalen pada persamaan (6-6) adalah:

[ √( ) ( ) ]=

[ √( ) ( ) ]

=

[ ] = 7.49 kN = 7490 N

Ukuran baut

Beban tarik ekuivalen (Wte) pada persamaan (7-5) adalah:

Wt = /4 (dc)2 . t

7490 = /4 (dc)2 . 84

(dc)2

= 7490/66 = 113,5

dc = 10,65 mm


Dari Tabel 6.1, kita temukan bahwa standar diameter minor

(core) baut adalah 11,546 mm dan jika dihubungkan dengan ukuran

baut yang tepat adalah M14.

Penampang lengan bracket

Misalkan: t dan b = tebal dan kedalaman lengan bracket.

Section modulus Z: 1/6 t.b2

Momen bending maksimum bracket;

M = 12.103.400 = 4,8.10

6 Nmm

Tegangan bending (tarik) t = M/Z

sehingga: 84 = 4,8.106/ (1/6 t.b

2)

t.b2

= 343.103

atau t = 343.103

/b2

Diasumsikan kedalaman lengan bracket , b = 250 mm, maka tebal

bracket adalah:

t = 343.103/250

2 = 5,5 mm.

7.8. Beban eksentris pada bracket dengan sambungan melingkar

Kadang-kadang landasan bracket dibuat melingkar seperti piringan

bantalan pada mesin perkakas seperti pada Gambar 7.14.

Gambar 7.14

Misalkan: R = Radius piringan (flens),

r = Radius melingkar pitch baut,

w = Beban per baut per unit jarak dari sisi tepi,

L = Jarak beban dari sisi tepi,


L1, L2, L3, dan L4 = Jarak pusat baut dari sisi tepi A.

Seperti pernah dibahas pada sub bab di atas bahwa persamaan

momen eksternal W.L merupakan jumlah momen seluruh baut adalah:

[( ) ( )

( ) ( )

]

( ) ( )

( ) ( )

Dari geometri pada Gambar 7.14 (b), kita dapat menentukan:

L1 = R – r cos L2 = R + r sin

L3 = R + r cos dan L4 = R – r sin

Sehingga nilai persamaan (8) menjadi:

Beban pada baut 1 = w.L1 =

( )

(7-8)

Beban ini adalah maksimum ketika cos α adalah minimum yaitu ketika

cos α = -1 atau α = 180o.

Beban maksimum pada baut adalah = ( )

Secara umum, jika n = jumlah baut, = ( )

( )

kemudian beban sebuah baut adalah Wt = ( )

( )

dan beban maksimum baut adalah Wt =

* (

)

+ (7-9)

Setelah diketahui beban maksimum, maka dapat dicari ukuran baut.

Contoh 3.

Sebuah piringan bantalan seperti pada Gambar 7.14 di atas, dikunci

dengan 4 baut secara melingkar berjarak antar bautnya 500 mm. Diameter

piringan bantalan 650 mm dan beban 400 kN diberikan pada jarak 250

mm dari kerangka. Tentukan ukuran baut, jika tegangan tarik material

baut yang aman 60 MPa.

Penyelesaian:


Diketahui: n = 4 ; d = 500 mm atau r = 250 mm; D = 650 mm atau

R = 325 mm ; W = 400 kN = 400.103

N ; L = 250 mm ; ζt = 60

MPa = 60 N/mm2

Beban maksimum baut seperti pada persamaan (7-9) adalah :

Wt =

* (

)

+

=

* (

)

( ) ( ) + = 91643 N

Sedangkan beban maksimum pada persamaan (7-5) adalah:

( )

( )

( )

(dc)2

= 91 643/47,13 = 1945 atau dc = 44 mm

Dari Tabel 7.1, kita temukan bahwa standar diameter minor (core)

baut adalah 45,795 mm dan jika dihubungkan dengan ukuran baut yang

tepat adalah M52.

7.9. Penutup (soal Latihan)

1. Sebuah plat disambung ke dinding dengan 4 baut M12 seperti pada

Gambar 6.15. Diameter core (minor) baut adalah 9,858 mm.

Tentukan nilai W jika tegangan tarik yang diijinkan dalam material

baut adalah 6A MPa. (Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir

NIM yang mengerjakan).

Gambar 7.15


2. Sebuah bracket seperti pada Gambar 7.16, disambung ke dinding

dengan 4 baut. Tentukan ukuran baut, jika tegangan tarik yang

aman untuk baut adalah 7A MPa. (Huruf A diatas diganti dengan

nomor terakhir NIM yang mengerjakan).

Gambar 7.16

3. Sebuah bracket seperti pada Gambar 7.17, disambung ke tiang

vertikal dengan 5 baut standar. Tentukan ukuran baut, jika

tegangan tarik material yang aman 7A MPa dan tegangan geser

yang aman 5A MPa. (Huruf A diatas diganti dengan nomor

terakhir NIM yang mengerjakan).

Gambar 7.17


BAB VIII

KOPLING

Sebuah kopling diistilahkan sebagai peralatan untuk membuat

sambungan permanen atau semi permanen seperti sebuah clucth yang bisa

dipasang dan dibongkar dengan cepat pada saat akan dioperasikan. Poros

kopling digunakan dalam permesinan untuk beberapa tujuan, sebagian

besar adalah sebagai berikut:

a. Untuk menyambung poros yang diproduksi secara terpisah seperti

sebuah motor dan generator dan untuk memisahkan poros ketika

perbaikan.

b. Untuk memperkenalkan fleksibilitas (keluwesan) mekanika.

c. Untuk mengurangi transmisi beban kejut dari poros yang satu ke

poros yang lain.

d. Untuk melindungi beban lebih yang berlawanan,

8.1. Tipe Kopling

Jenis kopling dikelompokkan menjadi berikut:

1. Rigid coupling (kopling tetap).

Digunakan untuk menghubungkan dua poros yang lurus secara

sempurna. Tipe kopling tetap berikut ini adalah penting untuk

diketahui yaitu:

a. Sleeve atau muff coupling.

b. Clamp coupling.

c. Flange coupling.

2. Flexible coupling (kopling fleksibel).

Digunakan untuk menghubungkan dua poros yang mempunyai

sumbu menyamping dan menyudut. Tipe kopling fleksibel berikut ini

adalah penting untuk diketahui yaitu:

a. Bushed pin type coupling,

b. Universal coupling,

c. Oldham coupling.


8.2. Sleeve atau Muff Coupling

Ini adalah tipe kopling tetap yang paling sederhana, dibuat dari besi

cor. Terdiri dari silinder berlubang yang diameter dalamnya sama dengan

diameter poros. Seperti pada Gambar 8.1, daya ditransmisikan dari poros

yang satu ke poros yang lain dengan sebuah pasak (key) dan sebuah

muff. Oleh karena itu seluruh elemen harus cukup kuat untuk

mentransmisikan torsi.

Gambar 8.1: Muff coupling

Misalkan Diameter luar muff, D = 2d + 13 mm

Panjang muff, L = 3,5d

Dimana d = diameter poros.

Perancangan muff atau sleeve

Muff dirancang dengan pertimbangan seperti poros berlubang.

Misalkan T = Torsi yang ditransmisikan oleh kopling,

ηc = Tegangan geser yang diijinkan untuk material muff dari

besi cor yaitu 14 MPa.

Torsi yang ditransmisikan oleh bagian yang berlubang adalah:

(

)

(

)

dimana: k = d/D


Contoh 1:

Rancanglah dimensi muff coupling yang digunakan untuk

menghubungkan dua poros baja dengan transmisi 40 kW pada 350 rpm.

Material untuk poros adalah baja karbon dengan tegangan geser dan

tegangan crushing yang diijinkan berturut-turut adalah 40 MPa dan 80

MPa. Material muff terbuat dari besi cor dengan tegangan geser yang

diijinkan 15 MPa.

Penyelesaian:

Diketahui: P = 40 kW = 40.103

W ; N = 350 rpm ; ηs = 40 MPa = 40

N/mm2

; ζcs = 80 MPa = 80 N/mm2

; ηc = 15 MPa = 15 N/mm2

Gambar 8.2: Tipe muff coupling

Perancangan Poros

Misalkan d = diameter poros Torsi yang ditransmisikan oleh poros

dan muff adalah:

Diameter poros d adalah:

d 3

= 1100.103/7,86 = 140.10

3

d = 52 mm ≈ 55 mm


Perancangan muff

Diameter luar muff D:

D = 2d + 13 = 2.55 + 13 = 123 mm ≈ 125 mm. Panjang muff L :

L = 3,5 d = 3,5.55 = 192,5 mm ≈ 195 mm

Marilah sekarang dicek tegangan geser yang terjadi dalam muff.

Misalkan ηc = tegangan geser yang terjadi pada muff yang dibuat dari

besi cor. Oleh karena itu torsi yang ditransmisikan pada persamaan

(8-1) menjadi:

(

)

*

+

ηc = 2,97 N/mm2.

Ketika tegangan geser yang terjadi pada muff adalah lebih rendah

tegangan geser yang diijinkan 15 N.mm2, oleh karena itu desain muff

adalah aman.

8.3. Clamp atau Compression Coupling

Dinamakan juga sebagai split muff coupling. Dalam kasus ini, muff dibuat

ke dalam dua paruhan dan dibaut bersama-sama seperti pada Gambar 8.3.

Separuh muff dibuat dari besi cor. Ujung poros berbatasan dengan ujung

yang lain dan pasak (key) dipasang lurus ke dalam lubang pasak pada

kedua poros. Separuh muff ditempatkan di bagian bawah dan separuh

yang lain ditempatkan di bagian atas. Kedua muff digabungkan

bersama-sama oleh baut dan mur. Jumlah baut bisa dua, empat atau enam.

Kopling ini bisa digunakan untuk beban berat dan kecepatan sedang.

Keuntungan kopling ini adalah bahwa posisi poros tidak perlu

dirubah/digeser untuk perakitan dan pembongkaran kopling.


Gambar 8.3: Clamp coupling

Desain muff untuk clamp coupling adalah:

Diameter muff, D = 2d +13 mm dan Panjang muff, L = 3,5 d

dimana d = diameter poros

Torsi yang ditransmisikan oleh bagian yang berlubang adalah

(

)

(

)

dimana: k = d/D

Desain baut clamping

Misalkan T = Torsi yang ditransmisikan poros,

d = Diameter poros,

db = Diameter efektif baut,

n = Jumlah baut,

ζt = Tegangan tarik yang diijinkan untuk material baut,

µ = Koefisien gesek antara muff dan poros, dan

L = Panjang muff.

Gaya yang diberikan oleh setiap baut

( )

Gaya yang diberikan oleh baut pada tiap sisi poros

( )

Misalkan p adalah tekanan pada poros dan permukaan muff akibat

gaya, kemudian distribusi tekanan merata pada permukaan, maka:

( )


Gaya gesek antara poros dan muff adalah:

( )

( )

Torsi yang ditransmisikan oleh kopling adalah

( )

( )

Gambar 8.4: muff tunggal clamp coupling

Contoh 2:

Rancanglah sebuah clamp coupling untuk mentransmisikan 30 kW

pada 100 rpm. Tegangan geser yang diijinkan untuk poros 40 MPa dan

jumlah baut penyambung dua paruhan muff ada enam. Tegangan tarik ijin

untuk baut 70 MPa. Koefisien gesek antara muff dan permukaan poros

adalah 0,3.

Penyelesaian:

Diketahui: P = 30 kW = 30.103 W ; N = 100 rpm ; η = 40 MPa = 40

N/mm2; n = 6 ; ζt = 70 MPa = 70 N/mm

2 ; µ = 0,3.


• Desain poros

Torsi yang ditransmisikan poros

• Desain muff

Diameter muff, D = 2d + 13 mm = 2.75 + 13 = 163 ≈ 165 mm

Total panjang muff, L = 3,5d = 3,5.75 = 262,5 mm

• Desain baut clamping

Torsi yang ditransmisikan oleh kopling pada persamaan (8-2) adalah

( )

( )

( )

( )

( )

Dari Tabel 7.1 pada bab VII, kita temukan bahwa diameter core

standar dari baut adalah 23,32 mm dan diameter nominal baut adalah

27 mm (M27).

8.4. Flange Coupling (kopling flens)

Kopling flens biasanya terdiri dari dua piringan kopling besi cor. Setiap

flens dipasang pada ujung poros dan disambung dengan pasak seperti pada

Gambar 8.5 dan 8.6.

Gambar 8.5: Kopling flens


Gambar 8.6: Kopling flens

Jika d adalah diameter poros atau diameter dalam hub, d1 = diameter

nominal baut, Diameter luar hub adalah: D = 2d

Panjang hub adalah: L = 1,5.d

Diameter lingkaran kisar baut : D1 = 3.d

D2 = D1 + (D1 – D) = 2D1 –

Diamter luar flens: D = 4.d

Ketebalan flens: tf = 0,5d

Jumlah baut: n = 3, untuk d ≤ 40 mm

n = 4, untuk d ≤ 100 mm n = 6, untuk d ≤ 180 mm

Misalkan: ηs, ηb dan ηk = Tegangan geser ijin untuk poros, baut dan

pasak

ηc = Tegangan geser yang diijinkan untuk

material flens.

ζcb = Tegangan crushing yang diijinkan untuk

material baut.


• Desain hub

Hub didesain dengan pertimbangan seperti pada poros berongga

(hollow shaft), yang mentransmisikan torsi sama dengan poros pejal

(solid shaft).

*

+ (8-3)

Diameter luar hub biasanya diambil dua kali diameter poros. Oleh

karena itu dari hubungan di atas, tegangan geser yang terjadi dalam

hub dapat dicek.

Panjang hub L = 1,5.d

• Desain flens

Flens mengalami geser ketika mentransmisikan torsi. Oleh karena itu

torsi yang ditransmisikan adalah:

T = Keliling hub x Tebal flens x Tegangan geser flens x Radius hub

(8-4)

Tebal flens biasanya diambil setengah diameter poros. Oleh karena itu

dari hubungan di atas, tegangan geser pada flens dapat dicek.

• Desain Baut

Baut mengalami tegangan geser akibat torsi yang ditransmisikan.

Jumlah baut (n) tergantung diameter poros dan diameter lingkar pitch

baut (D1) = 3d.

Beban setiap baut

( )

Total beban seluruh baut

( )

Torsi yang ditransmisikan

( )

(8-5)

Dari persamaan di atas, diameter baut (d1) bisa dicari. Sekarang

diameter baut bisa dicek dalam crushing.

Luas tahanan crushing seluruh baut = n. d1.tf

dan kekuatan crushing seluruh baut = n. d1.tf .ζcb

Torsi T = (n. d1.tf .ζcb).D1/2 (8-6)

Dari persamaan di atas, tegangan crushing pada baut bisa dicek.


Contoh 3:

Rancanglah tipe kopling flens dari besi cor untuk mentransmisikan 15

kW pada 900 rpm dari sebuah motor listrik ke sebuah kompresor. Faktor

keamanan diasumsikan sebesar 1,35. Tegangan yang diijinkan sebagai

berikut:

Tegangan geser untuk material poros dan baut = 40 MPa Tegangan

crushing untuk baut = 80 MPa Tegangan geser untuk besi cor = 8 Mpa.

Penyelesaian:

Diketahui: P = 15 kW = 15.103 W ; N = 900 rpm ;

SF = 1,35 ; ηs = τb = 40 Mpa = 40 N/mm2 ; ζcb = 80 MPa = 80 N/mm

2 ;

ηc = 8 MPa = 8 N/mm2

• Desain hub

Torsi yang ditransmisikan untuk menentukan diameter poros adalah:

Ketika SF = 1,35, oleh karena itu torsi maksimum yang

ditransmisikan adalah:

Tmax = 1,35.159,13.103 = 215.10

3 Nmm

Diameter poros d adalah:

215.103 = 7,86.d

3

d3 = 7,5.10

3

d = 30,1mm ≈ 35mm

Diameter luar hub: D = 2d = 2.35 = 70 mm

Panjang hub: L = 1,5 d = 1,5.35 = 52,5 mm.

Sekarang kita cek tegangan geser untuk material hub dari besi cor.

Pertimbangan hub sebagai poros berongga. Torsi maksimum yang

ditransmisikan Tmax pada persamaan (7-3) adalah:

*

+

*

( ) ( )

+

215.103 = 63147.ηc

η = 3,4 N/mm2 = 3,4MPa


Ketika Tegangan geser yang terjadi pada material hub adalah lebih

rendah dari nilai yang diijinkan 8 MPa, oleh karena itu desain hub

adalah aman.

• Desain flens

Tebal flens tf diambil 0,5d, maka tf = 0,5.d = 0,5.3,5 = 17,5 mm

Torsi maksimum yang ditransmisikan Tmax pada persamaan (8-4):

215.103 = 134713ηc

η = 1,6 N/mm2 = 1,6 MPa

Ketika Tegangan geser yang terjadi pada material flens adalah

lebih rendah dari nilai yang diijinkan 8 MPa, oleh karena itu desain

flens adalah aman.

• Desain baut

Ketika diameter poros 35 mm, diasumsikan jumlah baut n = 3,

Diameter lingkar pitch baut, D1 = 3d = 3.35 = 105 mm

Baut mengalami tegangan geser akibat torsi yang ditransmisikan pada

persamaan (7-5), maka diameter baut adalah:

( )

( )

( )

215.103 = 4950(d)

2

Pada Tabel 7.1, ukuran standar baut adalah M8.

Diameter luar flens, D2 = 4d = 4.35 = 140 mm.

Tebal flens tp adalah: tp = 0,25.d = 0,25.35 = 8,75 mm ≈ 10 mm

Tf = 0,5.d = 0,5.35 = 17,5 mm


1. Rancanglah sebuah muff coupling untuk menghubungkan dua poros

dengan transmisi daya 4A kW pada putaran 12A rpm. Tegangan geser

dan crushing yang diijinkan untuk bahan poros berturut-turut adalah

30 MPa dan 80 MPa. Material muff dari besi cor dengan tegangan


geser yang diijinkan 15 MPa. Asumsikan bahwa torsi maksimum

yang ditransmisikan adalah 25% lenih besar dari torsi rata- rata.

(Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang

mengerjakan).

2. Rancanglah sebuah clamp coupling untuk mentransmisikan poros

13A0 Nm.

3. Tegangan geser yang diijinkan untuk poros adalah 4A MPa dan

jumlah baut ada 4. Tegangan tarik yang diijinkan untuk bahan baut

adalah 70 MPa. Koefisien gesek antara muff dan permukaan poros

adalah 0,3. (Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang

mengerjakan).

4. Rancanglah sebuah kopling flens dari besi cor untuk mentransmisikan

dua poros dengan daya 7,5A kW pada putaran 72A rpm. Tegangan

geser yang diijinkan untuk material poros dan baut adalah 33 MPa,

tegangan crushing yang diijinkan untuk material baut adalah 60 MPa,

dan tegangan geser yang diijinkan untuk besi cor adalah 15 MPa.

(Huruf A diatas diganti dengan nomor terakhir NIM yang

mengerjakan).


BAB IX

PEGAS

Pegas didefinisikan sebagai benda elastis, yang fungsinya untuk

memberikan simpangan ketika dibebani dan untuk mengembalikan ke

bentuk asalnya ketika beban dilepaskan. Aplikasi pegas adalah sebagai

berikut:

1. Untuk menahan atau energi kendali akibat goncangan (shock)

lain atau getaran seperti dalam pegas mobil, penyangga rel, sok

breker, dan peredam getaran.

2. Untuk mempergunakan gaya-gaya, seperti dalam rem, kopling tidak

tetap dan pegas pada katup.

3. Untuk mengendalikan gerak dengan menahan kontak antara dua

elemen seperti pada cam.

4. Untuk mengukur gaya-gaya, seperti dalam indicator mesin.

5. Untuk menyimpan energi, seperti pada arloji, mainan anak-anak dan

lain-lain.

9.1. Tipe Pegas

Ada bermacam-macam jenis pegas yang penting untuk diketahui sebagai

berikut:

1. Helical springs (pegas helix). Pegas helix dibuat dari gulungan

kawat berbentuk helix dan terutama menahan beban tekan

(dinamakan pegas tekan) dan tarik (dinamakan pegas tarik) seperti

pada Gambar 9.1 (a) & (b). Bentuk penampang kawat pegas adalah

bisa lingkaran, persegi atau bujur sangkar.


Gambar 9.1: Helical spring

2. Conical dan volute springs (pegas kerucut). Seperti ditunjukkan

pada Gambar 9.2, adalah digunakan dalam penerapan khusus dimana

sebuah pegas teropong.

Gambar 9.2: Conical dan volute springs

3. Torsion springs (pegas torsi). Pegas ini bisa digolongkan jenis

pegas helix atau spiral seperti pada Gambar 9.3. tipe helix digunakan

hanya dalam penerapan dimana beban cenderung untuk memutar

pegas dan digunakan dalam mekanika listrik. Tipe spiral juga

digunakan dimana beban cenderung untuk menaikkan jumlah coil

yang digunakan pada jam dinding.


Gambar 9.3: Pegas torsi

4. Laminated atau leaf spring (pegas daun). Pegas daun terdiri dari

sejumlah plat tipis dengan panjang bervariasi yang ditahan

bersamaan oleh clamp dan baut, seperti pada Gambar 9.4. Pegas ini

banyak digunakan dalam automobile.

Gambar 9.4 Pegas daun

5. Disc atau bellevile springs (pegas piringan). Pegas ini terdiri dari

piringan kerucut yang ditahan bersamaan berlawanan dengan pusat

baut seperti pada Gambar 9.5. Pegas ini digunakan dalam aplikasi

dimana membutuhkan laju pegas yang tinggi.

Gambar 9.5: Pegas piringan


9.2. Pegas helix

Material pegas pegas helix harus mempunyai kekuatan fatik yang tinggi,

keuletan yang tinggi, gaya pegas yang tinggi dan tahan creep (deformasi

dalam waktu lama). Pemilihan material pegas sebagian besar tergantung

pada penggunaan dan gaya-gaya yang bekerja. Material pegas antara lain

adalah baja karbon, kawat stainless steel, kawat musik, phosphor bronze

(perunggu) dan brass (kuningan).

Gambar 9.6: Pegas helix

9.3. Tegangan dalam pegas helix berkawat lingkaran

Perhatikan pegas helix tekan pada Gambar 8.7 (a) dan (b) dibawah ini.

(a) Pegas tekan dibebani

aksial

(b) Kawat menerima geser torsional

dan geser utama

Gambar 9.7: Pegas helix tekan


Misalkan: D = Diameter rata-rata lilitan pegas

d = Diameter kawat pegas,

n = Jumlah lilitan,

G = Modulus kekakuan untuk material pegas,

W = Beban aksial pada pegas,

η = Tegangan geser maksimum yang terjadi pada kawat,

C = Indek pegas = D/d,

p = Pitch (kisar) dari lilitan,

δ = Defleksi pegas sebagai akibat beban aksial W.

Perhatikan pegas tekan pada Gambar 9.7 (b), beban W cenderung

memutar kawat akibat momen puntir (T) pada kawat. Sehingga tegangan

geser torsional bisa terjadi dalam kawat.

Momen puntir T :

(9-1)

Diagram tegangan geser torsional ditunjukkan dalam Gambar 9.8 (a).

Tegangan geser utama (η2) akibat beban W:

(9-2)

Diagram tegangan geser utama ditunjukkan pada Gambar 9.8 (b).

Sedangakan diagram resultan tegangan geser torsional dan resultan

tegangan geser utama ditunjukkan pada Gambar 9.9 (a).

(a) Diagram tegangan geser

torsional

(b) Diagram tegangan geser

utama

Gambar 9.8 : Tegangan dalam pegas helix tekan


(a) Diagram tegangan geser torsional

(b) Diagram tegangan geser

torsional, dan tegangan

geser utama tegangan

geser utama dan tegangan

lengkungan.

Gambar 9.9: Tegangan pada pegas helix tekan

Resultan tegangan geser yang terjadi dalam kawat:

η = η 1 η2 =

Tanda positif digunakan untuk bagian dalam kawat dan tanda negatif

digunakan untuk bagian luar kawat. Ketika tegangan adalah maksimum

pada bagian dalam kawat, sehingga; Tegangan geser maksimum yang

terjadi dalam kawat:

= Tegangan geser torsional + tegangan geser utama

(

) (9-3a)

(

)

(9-3b)

Pengaruh geser utama adalah sama seperti lengkungan pada kawat,

sebuah faktor tegangan Wahl’s yang ditemukan oleh A.M.Wahl’s bisa

digunakan. Diagram resultan tegangan torsional, geser utama, dan geser


lengkungan ditunjukkan pada Gambar 9.9 (b). Tegangan geser maksimum

yang terjadi dalam kawat adalah:

(9-4)

K = K S + KC

dimana KS = Faktor tegangan akibat geser,

KC = Faktor konsentrasi tegangan akibat lengkungan.

9.4. Defleksi pada pegas helix

Pada artikel sebelumnya, kita telah membahas tegangan geser

maksimum dalam kawat. Total panjang kawat:

l = π.D.n

θ = Defleksi sudut dari kawat ketika menerima torsi T.

Defleksi aksial dari pegas, δ = θ.D/2 (9-5a)

Hubungan torsi dengan tegangan geser adalah:

dimana J = momen inersia polar dari kawat pegas

G = modulus kekakuan untuk material kawat pegas.

Sehingga defleksi sudut menjadi:

(

)

(9-5b)

Substitusi persamaan (8-5a) dan (8-5b) diperoleh:

..(C=D/d) (9-6)

dan kekakuan (stiffness) pegas atau laju pegas:

konstan (9-7)


9.5. Energi yang tersimpan dalam pegas helix berkawat lingkaran

Pegas yang digunakan untuk menyimpan energi adalah sama dengan

kerja yang dilakukan oleh beberapa beban eksternal.

Misalkan W = Beban pada pegas, dan

δ = Defleksi aksial yang dihasilkan akibat beban W.

Diasumsikan bahwa beban diaplikasikan secara bertahap, maka energi

yang disimpan dalam pegas adalah:

U = ½ W. (9-8a)

Tegangan geser yang terjadi dalam kawat pegas adalah:

= K

atau W

(9-8b)

Kita mengetahui bahwa defleksi pegas adalah:

(9-8c)

Substitusi persamaan (8-8a), (8-8b), dan (8-8c), diperoleh:

( )( ⁄ )

(9-9)

dimana V = Volume kawat pegas = Panjang kawat pegas x Luas

penampang kawat.

Contoh 1:

Tentukan tegangan geser maksimum dan defleksi yang terjadi dalam

pegas helix dengan spesifikasi berikut ini, jika pegas menyerap energi

1000 Nm. Diameter rata-rata pegas 100 mm; diameter kawat baja yang

digunakan untuk membuat pegas = 20 mm; jumlah lilitan = 30; modulus

kekakuan baja = 85 kN/mm2.

Penyelesaian:

diketahui: U = 1000 Nm ; D = 100 mm = 0,1 m ; d = 20 mm = 0,02 m ;

n = 30 ; G = 85 kN/mm2

= 85.109

N/m2.


• Tegangan geser maksimum yang terjadi (τ) adalah:

Indek pegas, C = D/d = 0,1/0,002 = 5

Faktor tegangan Wahl’s, K =

= 1,31

Volume kawat pegas, V = (.D.n)(/4.d2) = (.0,1.30)(/4.0.02

2)

V= 0,00296 m3

Energi yang diserap dalam pegas (U) dari persamaan (9-9),

η = 447,2.106 N/m

2 = 447,2MPa

• Defleksi yang terjadi pada pegas

Dari persamaan (9-8c) diperoleh defleksi pegas:

Contoh 2:

Sebuah pegas helix dengan lilitan tertutup dibuat dari kawat baja

dengan diameter 10 mm, jumlah lilitan ada 10 dengan diameter rata-rata

120 mm. Pegas membawa beban tarik aksial 200 N. Tentukan tegangan

geser yang terjadi dalam pegas dengan mengabaikan pengaruh konsentrasi

tegangan. Tentukan juga defleksi pegas, kekakuan, dan energi regangan

yang oleh pegas jika modulus kekakuan material adalah 80 kN/mm2.

Penyelesaian:

Diketahui: d = 10 mm ; n = 10 ; W = 200 N ;

G = 80 kN/mm2

= 80.103

N/mm2

• Tegangan geser pada pegas (pengaruh konsentrasi tegangan

diabaikan)

Dari persamaan (9-3a) diperoleh tegangan geser pada pegas:


(

)

(

) N/mm

2

η = 61,1.1,04 = 63,54 N/mm2 = 63,54MPa

• Defleksi pegas

Dari persamaan (9-6) diperoleh defleksi pegas:

• Kekakuan (stiffness)

Dari persamaan (9-7) diperoleh kekakuan pegas:

⁄

Atau secara langsung W/ = 200/34,56 = 5,8 N/mm

• Energi regangan yang disimpan dalam pegas

Dari persamaan (8-8a) diperoleh energi regangan yang disimpan

dalam pegas:

U = ½ . W. = ½ . 200. 34,56 = 3456 Nmmm = 3,456 Nm

9.6. Beban fatik pada pegas helix

Pegas helix yang menerima beban fatik dirancang dengan menggunakan

“metode garis Soderberg”. Material pegas biasanya diuji untuk kekuatan

ketahanan torsional (torsional endurance strength) di bawah tegangan

berulang-ulang yang bervariasi dari nol sampai maksimum. Ketika pegas

biasanya dibebani hanya satu arah, maka sebuah diagram Soderberg

adalah yang digunakan untuk pegas, seperti pada Gambar 9.10.


Gambar 9.10: Diagram Soderberg untuk pegas helix

Batas endurance (ketahanan) untuk beban balik ditunjukkan pada titik

A dimana tegangan geser rata-rata sama dengan ηe/2 dan tegangan geser

variable juga sama dengan ηe/2. Garis AB (titik yield dalam geser, ηy),

adalah garis tegangan gagal Soderberg. Jika faktor keamanan (SF)

diterapkan sampai tegangan yield (ηy), garis tegangan aman CD digambar

sejajar dengan garis AB. Perhatikan desain titik P pada garis CD. Nilai

faktor keamanan dapat diperoleh dengan cara sebagai berikut:

Dari persamaan segitiga PQD dan AOB, kita peroleh:

atau

Dengan membagi kedua sisi dengan ηe.ηy, diperoleh:

(9-10a)


Jadi faktor keamanan (SF) adalah:

SF =

(9-10b)

Nilai tegangan geser rata-rata (ηm) dapat dihitung dengan

menggunakan faktor tegangan geser (Ks), sementara tegangan geser

variable dihitung dengan menggunakan nilai penuh factor Wahl’s (K).

Sehingga tegangan geser rata-rata:

m = Ks

Dimana: Ks = 1 +

; dan Wm =

Tegangan geser variabel adalah:

v = K

Dimana: K =

; dan Wv =

Contoh 3:

Pegas tekan helix dibuat dari baja karbon tempering, mendapat beban

yang bervariasi dari 400 N sampai 1000 N. Indek pegas adalah 6 dan

faktor keamanan desain 1,25. Jika tegangan yield geser 770 MPa dan

tegangan endurance 350 MPa, tentukan :

1. Ukuran kawat pegas,

2. Diameter pegas,

3. Jumlah lilitan pegas,

Defleksi pegas ketika dikompresi pada beban maksimum adalah 30

mm. Modulus kekakuan material pegas adalah 80 kN/mm2.

Penyelesaian:

Diketahui:

Wmin = 440 N ; Wmax = 1000 N ; C = 6 ; SF 1.25 ; y = 770

MPa = 770 N/mm2 ; e = 770 MPa = 770 N/mm

2 ; = 30 mm ;

G = 80 kN/mm2 = 80 x 103 N/mm

2.

• Ukuran kawat pegas

Diameter rata-rata pegas D = C.d = 6.d


Beban rata-rata:

Wm =

= 700 N

Beban variabel :

Wv =

= 300 N

Faktor tegangan geser:

Ks = 1 +

= 1.083

Faktor tegangan Wahl’s:

K =

= 1.2525

Tegangan geser rata-rata:

m = Ks

= 1.083

N/mm

2

Tegangan geser variabel:

v = K

= 1.2525

N/mm

2

Jadi diameter kawat pegas dapat dicari dari persamaan (9-10a):

d2 = 1.25 x 40.4 = 50.5 atau d = 7.1 mm

• Diameter pegas

Diameter rata- pegas D = C.d = 6.7,1 = 42,6 mm

Diameter luar pegas Do = D + d = 42,6 + 7,1 = 49,7 mm

Diameter dalam pegas, Di = D – d = 42,6 – 7,1 = 35,5 mm

• Jumlah lilitan pegas

Dari persamaan (9-6) untuk defleksi pegas diperoleh :

30

( )

( ) = 3.04 n

N = 30/3.04 = 9.87 10



1. Rancanglah sebuah pegas helix tekan untuk membawa beban 500 N

dengan defleksi 25 mm. Indek pegas ditentukan 8. Asumsikan nilai

berikut untuk material pegas:

Tegangan geser yang diijinkan = 350 MPa,

Modulus kekakuan = 84 kN/mm2, Faktor Wahl’s =

2. Sebuah pegas helix dirancang untuk mengoperasikan beban fluktuasi

dari 90 sampai 135 N. Defleksi pegas untuk range beban tersebut

adalah 7,5 mm. Asumsikan indek pegas 10. Tegangan geser yang

diijinkan untuk material pegas = 480 MPa dan modulus kekakuan =

80 kN/mm2. Rancanglah pegas tersebut?

3. Sebuah pegas helix tekan dibuat dari baja karbon distemper oli,

menerima beban bervariasi dari 600 N sampai 1600 N. Indek pegas =

6 dan desain faktor keamanan = 1,43. Jika tegangan geser luluh 700

MPa dan tegangan endurance 350 MPa, tntukan ukuran kawat pegas

dan diameter rata-rata lilitan pegas.


BAB X

PEMILIHAN MOTOR

Pada bab ini akan dibahas mengenai faktor-faktor pemilihan motor,

jenis motor baik motor AC maupun motor DC, perhitungan daya motor,

unjuk kerja motor AC, dan motor 1 fasa dan 3 fasa, serta analisa motor

listrik.



dalam menentukan jenis motor yang tepat terhadap mesin yang

dirancangnya.

10.1. Faktor-faktor pemilihan motor

Motor listrik digunakan sebagai penyedia daya untuk berbagai produk

rumah tangga, pabrik, sekolah, fasilitas-fasilitas komersial, perlengkapan

transportasi, dan berbagai peralatan yang dapat dibawa kemana-mana.

Motor listrik ini dibedakan dalam dua kelompok utama, yaitu arus bolak

balik (Alternating Current, AC) dan arus searah (Direct Current, DC).

Ada beberapa hal-hal berikut yang harus ditetapkan dalam pemilihan

motor:

Jenis motor: DC, AC, satu fasa, tiga fasa dan sebagainya

Daya nominal dan kecepatan

Tegangan dan frekuensi operasi

Jenis rumah

Ukuran rangka

Rincian rakitan

Selain itu, ada beberapa faktor-faktor utama yang perlu

dipertimbangkan dalam pemilihan sebuah motor, meliputi:

a) Torsi operasi, kecepatan operasi, daya nominal. Ketiga item ini dapat

saling berhubungan menurut persamaan

Daya = torsi x kecepatan putar


b) Torsi pengawalan

c) Variasi beban yang diharapkan dan toleransi terhadap variasi

kecepatan kaitannya.

d) Pembatasan arus selama beroperasi dan fasa-fasa pengawalan operasi.

e) Siklus kerja: berapa sering motor dihidupkan dan dimatikan.

f) Faktor-faktor lingkungan: suhu potensi terjadinya peristiwa korosi

dan ledakan, keterbukaan terhadap segala cuaca atau terhadap cairan,

dsb.

g) Variasi tegangan yang diharapkan

h) Pembebanan poros.

Secara garis besar pengelompokan motor berdasarkan ukuran yang

digunakan untuk membedakan motor-motor dengan rancangan yang sama.

Daya dalam satuan hp dan watt atau kilowatt saat ini sudah sering

digunakan dengan konversi: 1 hp = 0.746 kW = 746 W.

Perhatikan Gambar 10.1 yang memperlihatkan motor listrik yang

paling umum. Motor tersebut dikategorikan berdasarkan pasokan input,

konstruksi, dan mekanisme operasi.

Gambar 10.1 Klasifikasi motor listrik


10.2. Motor AC

Sumber daya arus bolak balik (AC) dimaksudkan untuk menyuplai

kebutuhan listrik dalam berbagai industri, perdagangan atau pelanggan

tetap. Sumber daya AC dikelompokkan dalam satu fasa dan tiga fasa.

Sebagian besar instalasi komersial ringan hanya menggunakan sumber

daya satu fasa yang disalurkan melalui dua kawat konduktor dan satu

kawat tanah dengan bentuk gelombang daya yang terjadi seperti terlihat

dalam Gambar 10.2. Sedangkan daya tiga fasa disuplai ke sistem tiga

kawat dan tersusun dari tiga gelombang berbeda dengan amplitudo dan

frekuensi yang sama dengan beda tiap fasa 120o (lihat Gambar 10.3)

Gambar 10.2 Sumber daya AC satu fasa

Gambar 10.3 Sumber daya AC tiga fasa


Beberapa tegangan nominal yang biasanya tersedia dalam sumber

daya AC diperlihatkan dalam Tabel 10.1. Sebuah motor AC tanpa beban

akan cenderung beroperasi pada kecepatan putar sinkron (ns) yang

mempunyai hubungan dengan frekuensi (f) dan jumlah kutub listrik (p)

yang dililitkan didalam motor dengan persamaan:

ns = 120 f / p [rpm] (10-1)

Tabel 10.1 Tegangan motor AC

Tegangan Tegangan nominal motor

Satu fasa Tiga fasa

120

120 / 208

240

480

600

115

115

230

115

200

230

460

575

Motor-motor ini mempunyai jumlah kutub genap, biasanya dari 2

sampai 12 yang menghasilkan kecepatan putar seperti yang diperlihatkan

dalam Tabel 10.2 untuk daya 60Hz. Tetapi motor induksi yang banyak

digunakan, beroperasi dengan kecepatan yang semakin lebih lambat dari

kecepatan putar sinkronnya semakin meningkat beban (torsi).

Ada banyak jenis motor AC, namun yang paling umum digunakan

adalah motor induksi, dimana terdapat dua komponen yang aktif dari

motor induksi yaitu stator (elemen yang tetap) dan rotor (elemen yang

berputar). Gambar 10.4 memperlihatkan sebuah penampang lintang

longitudinal sebuah motor induksi yang menunjukkan stator berbentuk

silinder berongga yang terpasang tetap dalam sebuah motor. Rotor

diletakkan di sebelah dalam stator dan terhubung tetap pada poros. Poros

sendiri ditumpu oleh bantalan-bantalan didalam rumah motor.


Gambar 10.4 Penampang longitudinal sebuah motor induksi

Stator dibuat dari piringan pelat baja tipis yang disebut sebagai

laminations yang disusun rapat dan diberi penyekat satu terhadap lainnya.

Gambar 10.5 memperlihatkan bentuk laminations tersebut, termasuk

sederet alur di sekeliling sisi dalamnya dan dibuat berjajar menurut arah

penumpukan laminations stator, sehingga membentuk kanal-kanal

sepanjang lubang stator.

Gambar 10.5 Laminations motor induksi

Rotor juga mempunyai laminations dengan kanal-kanal sepanjang

rotor dan diisi dengan batang-batang yang terbuat dari bahan konduktor

listrik yang baik seperti tembaga atau aluminium yang ujung-ujungnya

dihubungkan dengan gelang kontinyu pada setiap ujungnya. Untuk rotor

yang kecil, kumpulan batang dan gelang ujung dibuat menjadi satu


kesatuan dari bahan aluminium melalui proses pengecoran, seperti yang

ditunjukkan dalam Gambar 10.6 dimana jika dilihat tanpa laminations,

hasil pengecoran ini akan terlihat seperti sarang tupai, sehingga motor

induksi ini sering disebut sebagai motor sarang tupai.

Gambar 10.6 Sangkar tupai

10.2.1. Motor Tiga Fasa

Sumber daya listrik tiga fasa dihubungkan dengan kumparan-kumparan

stator. Ketika arus mengalir melalui kumparan tersebut, maka akan timbul

medan elektromagnetik yang dinampakkan pada kondukstor-konduktor

dalam rotor. Oleh karena menghasilkan arus yang terinduksi didalam rotor,

maka motor ini disebut motor induksi.

Unjuk kerja motor listrik biasa ditunjukkan melalui grafik hubungan

kecepatan putar terhadap torsi seperti dalam Gambar 10.7. Ketika

memberikan torsi beban penuhnya, motor beroperasi pada kecepatan beban

penuhnya dan mengantarkan daya nominalnya. Torsi dibagian bawah

kurva untuk kecepatan putar yang sama disebut starting torque (torsi

awalan). Belokan pada kurva merupaka torsi maksimun yang dihasilkan

oleh motor selama tahap percepatan disebut juga breakdown torque (torsi

puncak).


Gambar 10.7 Bentuk umum kurva unjuk kerja motor

Terdapat tiga dari sejumlah besar motor AC tiga fasa yang dirancang

secara sederhana dalam kelas B, C dan D oleh NEMA (National Electrical

Manufacturers Association). Perbedaan dari ketiga motor ini adalah pada

nilai torsi awalannya dan regulasi kecepatan putar di sekitar beban penuh.

1) Motor Kelas B NEMA; Motor ini memepunyai torsi awalan sedang

sekitar 150% dari torsi beban penuh dan regulasi kecepatan putar

yang baik. Arus awalannya juga tinggi sekitar enam kali dari beban

penuh. Biasanya jenis motor ini digunakan untuk pompa sentrifugal,

kipas angin, blower, dan mesin-mesin perkaka, seperti gerinda dan

mesin bubut.

2) Motor Kelas C NEMA; Torsi awalan yang tinggi merupaka

kelebihan motor kelas C. Beban-beban yang memerlukan awalan 200

hingga 300% dari torsi beban penuh dapat digerakkan dengan motor

ini. Arus awalan motor ini lebih rendah dari motor kelas B untuk torsi

awalan yang sama. Motor kelas C biasanya digunakan untuk

compressor torak, sistem pendingin, dan konveyor berbeban tinggi.

3) Motor Kelas D NEMA; motor ini mempunyai torsi awal yang tinggi

berkisar 300% dari torsi beban penuh, namun motor ini mempunyai

regulasi kecepatan putar yang buruk yang menghasilkan perubahan


kecepatan yng besar akibatnya berubahnya beban. Sering juga disebut

motor slip tinggi dengan kisaran 5 hingga 30% pada beban penuh,

sedangkan motor kelas B dan C hanya 3 hingga 5 % slip pada

operasinya.

4) Motor dengan rotor berkumparan; Rotor pada motor ini

mempunyai kumparan listrik yang dihubungkan melalui gelang-

gelang selip ke sirkuit daya eksternal. Penyelipan selektif suatu

hambatan (resistance) didalam sirkuit rotor akan memungkinkan

unjuk kerja motor dapat disesuaikan berdasarkan kebutuhan sistem

dan dapat diubah dengan relatif mudah sehingga sistem dapat diubah

atau secara nyata mengubah kecepatan putar.

5) Motor sinkron; Motor ini beroperasi secara tepat sama dengan

kecepatan putar sinkronnya tanpa slip dan tersedia dalam ukuran hp

besar untuk transmisi penggerak kompressor udara, pompa, atau

blower yang besar.

6) Motor universal; Jenis motor ini dapat beroperasi baik dengan daya

AC maupun daya DC. Konstruksi motor ini serupa dengan konstruksi

motor DC kumparan seri. Terdapat rotor dalam motor ini yang

mempunyai kumparan listrik yang berhubungan dengan sirkuit

eksternal melalui sebuah komutator yang terdapat pada poros.

10.2.2. Motor Satu Fasa

Ada empat jenis motor satu fasa (single-phase motors) yang paling umum

digunakan adalah jenis-jenis fasa terpisah, kapasitor pengawalan, kapasitor

pemisah permanen, dan kutub terlindung dengan kekhasan masing-masing

dalam konstruksi fisik dan cara penghubungan komponen listrik yang

disediakan untuk pengawalan dan pengoperasian motor. Gambar 2.8

memperlihatkan karakteristik dari keempat jenis motor tersebut, sehingga

dapat dibandingkan.


Gambar 10.8 Kurva unjuk kerja 4 jenis motor listrik satu fasa

Secara umum, konstruksi motor satu fasa serupa dengan konstruksi

motor tiga fasa yang terdiri atas sebuah stator yang terpasang tetap, sebuah

rotor yang pejal, dan sebuah poros yang ditumpu dengan bantalan-

bantalan. Tetapi perbedaan terjadi karena daya satu fasa tidak memiliki

sifat berputar mengelilingi stator untuk menciptakan sebuah medan yang

bergerak. Masing-masing jenis motor ini menggunakan sebuah skema

pengawalan motor yang berbeda (Gambar 2.9).


Gambar 10.9 Diagram skematis motor satu fasa


1) Motor dengan fasa terpisah; Stator pada motor dengan fasa terpisah

(lihat Gambar 10.9 (b)) mempunyai dua kumparan: kumparan utama

(main winding) yang secara kontinyu berhubungan dengan saluran

daya; dan kumparan pengawalan (starting winding) yang

berhubungan hanya selama pengawalan motor. Kumparan

pengawalan ini menciptakan sedikit pergeseran fasa yang akan

menghasilkan torsi pengawalan dan mempercepat putaran rotor.

Motor ini mempunyai torsi pengawalan sedang berkisar 150% dari

torsi beban penuh, regulasi kecepatan putar dan efisiensi yang bagus

serta dirancang untuk operasi yang kontinyu. Namun kekurangannya

adalah perlunya saklar sentrifugal untuk memutus hubungan dengan

kumparan pengawalan.

2) Motor dengan kapasitor pengawalan; Motor ini mempunyai dua

kumparan yaitu kumparan utama dan kumparan pengawalan (lihat

Gambar 10.9 (c)). Tetapi pada motor ini, sebuah kapasitor

dihubungkan dengan susunan seri dengan kumparan pengawalan yang

akan memberikan torsi pengawalan yang sangat tinggi dari yang

diberikan oleh motor dengan fasa terpisah. Umumnya memberikan

torsi pengawalan 250% atau lebih dari torsi beban penuhnya. Motor

ini memiliki saklar sentrifugal untuk memutuskan hubungan listrik ke

kumparan pengawalan dan kapasitor. Sedangkan kekurangannya

adalah diperlukan saklar dan kapasitor yang relative tebal, sehingga

seringkali kapasitor dipasang secara mencolok di bagian atas motor.

3) Motor dengan kapasitor pemisah permanen; Sebuah kapasitor

dihubungkan tetap secara seri dengan kumparan pengawalan (lihat

Gambar 10.9 (d)). Umumnya, torsi pengawalannya dengan kapasitor

pemisah permanen agak rendah yaitu hanya berkisar 40% atau kurang

dari torsi beban penuh, sehingga hanya digunakan untuk beban

kelembaman yang kecil seperti kipas angin dan blower. Kelebihannya

adalah pada unjuk kerja dan regulasi kecepatan putarnya yang dapat

diperbaiki sehingga cocok dengan beban yang diberikan dengan

memilih nilai kapasitor yang tepat.

4) Motor dengan kutub terlindung; Jenis motor (lihat Gambar 10.9

(e)) ini mempunyai satu kumparan (kumparan utama). Reaksi


pengawalan diciptakan oleh adanya pita tembaga di sekeliling salah

satu sisi dari masing-masing kutub. Pita dengan tahanan rendah

“terlindungi” kutub supaya menghasilkan sebuah medan magnet

untuk menjalankan motor. Motor ini tergolong sederhana dan murah,

tapi memiliki efisiensi yang rendah dan torsi pengawalan yang sangat

kecil. Regulasi kecepatan putarnya juga buruk dan perlu didinginkan

dengan kipas selama operasi normal.

10.3. Motor DC

Motor DC mempunyai kelebihan yang khas jika dibandingkan dengan

motor AC. Kekurangan motor DC adalah keharusan tersedianya sumber

daya DC. Kebanyakan rumah dan industry hanya memiliki sumber daya

AC yang disediakan PLN. Ada tiga jenis komponen yang dapat digunakan

untuk menyediakan daya DC, yaitu:

1. Baterai; Baterai-baterai yang umumnya tersedia mempunyai 1.5, 6,

12, dan 24 Volt. Baterai ini digunakan untuk peralatan yang mudah

dibawa-bawa dan daya yang dihasilkan berupa DC murni, tetapi

tegangannya berubah terhadap waktu seiring mengosongnnya baterai

tersebut.

2. Generator; dengan digerakkan oleh motor-motor AC, motor bakar,

motor turbin, kincir angin, turbin air, generator DC akan

menghasilkan arus searah (DC) murni dan tegangan-tegangan

dihasilkan sebesar 115 dan 230 V.

3. Penyearah (rectifier); penyearahaan (rectification) adalah proses

pengubahan sumber daya AC yang bervariasi tegangan sinusoidalnya

terhadap waktu menjadi sumber daya DC, yang idealnya tidak

bervariasi.

Disamping itu, ada beberapa kelebihan dari motor DC yang dapat

diringkas sebagai berikut:

Kecepatannya dapat diubah dengan menggunakan sebuah tahanan

atur (rheostat) sederhana, yaitu mengatur tegangan yang diberikan ke

motor.


Arah putarannya dapat dibalik dengan mengubah hubungan polaritas

tegangan yang diberikan ke motor.

Kendali otomatis kecepatanya sederhana.

Percepatan dan perlambatan dapat dikendalikan dengan memberikan

waktu respon sesuai dengan yang diinginkan atau dengan mengurangi

sentakan.

Torsi dapat dikendalikan dengan mengubah arus yang diberikan ke

motor.

Pengereman dinamis dapat dihasilkan dengan membalik polaritas

daya ketika motor masih berputar.

Motor DC secara lazim mempunyai respon yang cepat dan

memberikan percepatan yang tinggi ketika tegangan berubah.

Motor DC mempunyai kumparan listrik didalam rotornya dan setiap

lilitan mempunyai dua buah hubungan ke komutator yang terdapat pada

poros. Komutator ini merupakan deretan potongan tembaga sebagai laluan

daya listrik yang diteruskan ke rotor. Terdapat empat jenis motor DC yang

umum digunakan, adalah berikut ini:

1) Motor DC lilitan shunt; Medan elektromagnetiknya terhubung

sejajar dengan jangkar magnet yang berputar. Jenis motor ini terutama

digunakan untuk kipas dan blower kecil.

2) Motor DC lilitan seri; Medan elektromagnetiknya terhubung seri

dengan jangkar magnet yang berputar.

3) Motor DC lilitan kompon; jenis motor ini mempunyai unjuk kerja

gabungan antara motor lilitan seri dan lilitan shunt.

4) Motor DC magnet permanen; motor ini menggunakan magnet

permanen untuk memberikan medan pada jangkar magnetnya

10.4. Pengkajian Motor Listrik

Bagian ini menjelaskan tentang bagaimana mengkaji kinerja motor listrik.

10.4.1. Efisiensi motor listrik

Motor mengubah energi listrik menjadi energi mekanik untuk melayani

beban tertentu. Pada proses ini, kehilangan energi ditunjukkan dalam

Gambar 10.10.


Gambar 10.10 Kehilangan motor

Efisiensi motor ditentukan oleh kehilangan dasar yang dapat

dikurangi hanya oleh perubahan pada rancangan motor dan kondisi

operasi. Kehilangan dapat bervariasi dari kurang lebih dua persen hingga

20 persen. Tabel 1 memperlihatkan jenis kehilangan untuk motor induksi.

Tabel 10.1 Jenis Kehilangan pada Motor Induksi (BEE India, 2004)

Jenis kehilangan Persentase kehilangan total

(100%)

Kehilangan tetap atau kehilangan inti

Kehilangan variabel: kehilangan stator I2R

Kehilangan variabel: kehilangan rotor I2R Kehilangan gesekan & penggulungan ulang

Kehilangan beban yang menyimpang

25

34

21 15

5

Efisiensi motor dapat didefinisikan sebagai “perbandingan keluaran

daya motor yang digunakan terhadap keluaran daya totalnya.” Faktor-

faktor yang mempengaruhi efisiensi adalah:

Usia. Motor baru lebih efisien.

Kapastas. Sebagaimana pada hampir kebanyakan peralatan, efisiensi

motor meningkat dengan laju kapasitasnya.

Kecepatan. Motor dengan kecepatan yang lebih tinggi biasanya lebih

efisien.

Jenis. Sebagai contoh, motor kandang tupai biasanya lebih efisien

daripada motor cincin geser


Suhu. Motor yang didinginkan oleh fan dan tertutup total (TEFC)

lebih efisien daripada motor screen protected drip-proof (SPDP)

Penggulungan ulang motor dapat mengakibatkan penurunan efisiensi

Beban.

Terdapat hubungan yang jelas antara efisiensi motor dan beban.

Pabrik motor membuat rancangan motor untuk beroperasi pada beban 50-

100% dan akan paling efisien pada beban 75%. Tetapi, jika beban turun

dibawah 50% efisiensi turun dengan cepat seperti ditunjukkan pada

Gambar 11. Mengoperasikan motor dibawah laju beban 50% memiliki

dampak pada faktor dayanya. Efisiensi motor yang tinggi dan faktor daya

yang mendekati 1 sangat diinginkan untuk operasi yang efisien dan untuk

menjaga biaya rendah untuk seluruh pabrik, tidak hanya untuk motor.

Untuk alasan ini maka dalam mengkaji kinerja motor akan bermanfaat

bila menentukan beban dan efisiensinya. Pada hampir kebanyakan negara,

merupakan persyaratan bagi pihak pembuat untuk menuliskan efisiensi

beban penuh pada pelat label motor. Namun demikian, bila motor

beroperasi untuk waktu yang cukup lama, kadang-kadang tidak mungkin

untuk mengetahui efisiensi tersebut sebab pelat label motor kadangkala

sudah hilang atau sudah dicat.

Untuk mengukur efisiensi motor, maka motor harus dilepaskan

sambungannya dari beban dan dibiarkan untuk melalui serangkaian uji.

Hasil dari uji tersebut kemudian dibandingkan dengan grafik kinerja

standar yang diberikan oleh pembuatnya. Jika tidak memungkikan untuk

memutuskan sambungan motor dari beban, perkiraan nilai efisiensi didapat

dari tabel khusus untuk nilai efisiesi motor. Lembar fakta dari US DOE

(www1.eere.energy.gov/industry/bestpractices/pdfs/10097517.pdf)

memberikan tabel dengan nilai efisiensi motor untuk motor standar yang

dapat digunakan jika pabrik pembuatnya tidak menyediakan data ini. Nilai

efisiensi disediakan untuk:

Motor dengan efisiensi standar 900, 1200, 1800 dan 3600 rpm

Motor yang berukuran antara 10 hingga 300 HP


Dua jenis motor: motor anti menetes terbuka/ open drip-proof (ODP)

dan motor yang didinginkan oleh fan dan tertutup total/ enclosed fan-

cooled motor (TEFC)

Tingkat beban 25%, 50%, 75% dan 100%.

Gambar 10.11 Efisiensi Motor Beban Sebagian (sebagai fungsi dari %

efisiensi beban penuh) (US DOE)

Lembar fakta juga menjelaskan tiga kategori metode yang lebih

canggih untuk mengkaji efisiensi motor: peralatan khusus, metode

perangkat lunak, dan metode analisis. Dengan kata lain, survei terhadap

motor dapat dilakukan untuk menentukan beban, yang juga memberi

indikasi kinerja motor. Hal ini diterangkan dalam bagian berikut.

10.4.2. Beban motor

Karena sulit untuk mengkaji efisiensi motor pada kondisi operasi yang

normal, beban motor dapat diukur sebagai indikator efisiensi motor.


Dengan meningkatnya beban, faktor daya dan efisinsi motor bertambah

sampai nilai optimumnya pada sekitar beban penuh.

Persamaan berikut digunakan untuk menentukan beban:

Beban = Pi x η

HP x 0,7457

Dimana, η = Efisiensi operasi motor dalam %

HP = Nameplate untuk Hp

Beban = Daya yang keluar sebagai % laju daya

Pi = Daya tiga fase dalam kW

Survei beban motor dilakukan untuk mengukur beban operasi

berbagai motor di seluruh pabrik. Hasilnya digunakan untuk

mengidentifikasi motor yang terlalu kecil. (mengakibatkan motor terbakar)

atau terlalu besar (mengakibatkan ketidak efisiensian). US DOE

merekomendasikan untuk melakukan survei beban motor yang beroperasi

lebih dari 1000 jam per tahun.

Terdapat tiga metode untuk menentukan beban motor bagi motor

yang beroperasi secara individu:

1. Pengukuran daya masuk. Metode ini menghitung beban sebagai

perbandingan antara daya masuk (diukur dengan alat analisis daya)

dan nilai daya pada pembebanan 100%.

2. Pengukuran jalur arus. Beban ditentukan dengan membandingkan

amper terukur (diukur dengan alat analisis daya) dengan laju amper.

Metode ini digunakan bila faktor daya tidak dketahui dan hanya nilai

amper yang tersedia. Juga direkomendasikan untuk menggunakan

metode ini bila persen pembebanan kurang dari 50%.

3. Metode Slip. Beban ditentukan dengan membandingkan slip yang

terukur bila motor beroperasi dengan slip untuk motor dengan beban

penuh. Ketelitian metode ini terbatas namun dapat dilakukan dengan

hanya penggunaan tachometer (tidak diperlukan alat analisis daya).

Karena pengukuran daya masuk merupakan metode yang paling

umum digunakan, maka hanya metode ini yang dijelaskan untuk motor

tiga fase.


10.4.3. Pengukuran daya masuk

Beban diukur dalam tiga tahap.

Tahap 1. Menentukan daya masuk dengan menggunakan persamaan

berikut:

Pi = √

Dimana, Pi = Daya tiga fase dalam kW

V = RMS (akar kwadrat rata-rata) tegangan, nilai tengah garis

ke garis 3 fase

I = RMS arus, nilai tengah 3 fase

PF = Faktor daya dalam desimal

Alat analisis daya dapat mengukur nilai daya secara langsung. Industri

yang tidak memiliki alat analisis daya dapat menggunakan multi-meters

atau tong-testers untuk mengukur tegangan, arus dan faktor daya untuk

menghitung daya yang masuk.

Tahap 2. Menentukan nilai daya dengan mengambil nilai pelat

nama/nameplate atau dengan menggunakan persamaan sebagai

berikut:

Pr =

Dimana, Pr = Daya masuk pada beban penuh dalam kW

hp = Nilai Hp pada nameplate

ηr = Efisiensi pada beban penuh (nilai pada nameplate atau

dari tabel efisiensi motor)

Beban =

Dimana, Beban = Daya keluar yang dinyatakan dalam % nilai daya

Pi = Daya tiga fase terukur dalam kW

Pr = Daya masuk pada beban penuh dalam kW


10.4.4. Contoh Perhitungan

Pertanyaan:

Pengamatan terhadap pengukuran daya berikut dilakukan untuk motor

induksi tiga fase 45 kW dengan efisiensi beban penuh 88%.

V = 418 Volt ; I = 37 Amp ; PF = 0.81

Hitung beban.

Jawab:

Daya Masuk = (1,732 x 418 x 37 x 0,81)/1000 = 21,70 kW

% Pembebanan = [21,70 /(45/0,88)] x 100 = 42,44 %


1. Apa jenis motor yang harus Anda pilih jika akan digunakan untuk

sebuah penggiling daging dan motor tersebut berada di luar?

2. Berapa jumlah konduktor yang diperlukan untuk mengantarkan daya

satu fasa? Berapa yang diperlukan untuk daya tiga fasa?


BAB XI

TRANSMISI SABUK DAN RANTAI

Pada bab ini akan dibahas mengenai transmisi sabuk dan rantai,

beserta jenis-jenisnya dan perancangannya, dan perancangan transmisi

sabuk-V.



dalam menentukan transmisi sabuk dan rantai, puli penggerak dan yang

digerakkan, dan instalasi secara tepat terhadap mesin yang dirancangnya.

Sabuk dan rantai adalah jenis utama dari elemen-elemen penerus daya

yang fleksibel. Sabuk memutar puli sedangkan rantai memutar roda

bergerigi yang disebut sproket.

11.1. Transmisi Sabuk

Sabuk adalah elemen transmisi daya yang fleksibel yang dipasang secara

ketat pada puli dan cakra. Gambar 3.1 memperlihatkan tata letak dasar.

Jika sabuk digunakan untuk menurunkan kecepatan, puli kecil dipasang

pada poros yang berkecepatan tinggi, seperti poros motor listrik,

sedangkan puli besar dipasang pada mesin yang digerakkan. Sabuk ini

dirancang untuk mengitari dua puli tanpa slip.

Gambar 11.1 Dasar-dasar geometri transmisi sabuk


Sabuk dipasang dengan menempatkannya mengitari dua puli setelah

jarak pusat antara keduanya dikurangi. Kemudian kedua puli digeser

menjauh sampai sabuk memiliki tegangan tarik awal yang cukup tinggi.

Ketika sabuk memindahkan daya, gesekan menyebabkan sabuk

mencekram puli penggerak, sehingga menaikkan tegangan tarik pada satu

sisi, yang disebut ”sisi kencang”. Gaya tarik pada sabuk menimbulkan

gaya tangensial pada poros yang digerakkan, sehingga menghasilkan gaya

torsi pada puli yang digerakkan. Sedangkan sisi lainnya masih mengalami

tegangan tarik yang bernilai kecil, bagian ini disebut ” sisi kendor”.

11.2. Klasifikasi Transmisi Sabuk

Ada banyak jenis sabuk yang digunakan, yaitu: sabuk rata, sabuk beralur

atau bergigi, sabuk satndar V, sabuk V sudut ganda, dan lainnya seperti

yang ditunjukkan dalam Gambar 3.2.

Gambar 11.2 Jenis-jenis konstruksi sabuk

1. Sabuk rata (flat belt); adalah jenis paling sederhana, sering terbuat

dari kulit atau berlapis karet. Permukaan pulinya juga rata dan halus.


Dan karena itu penggeraknya dibatasi oleh sgesekan murni antara puli

dan sabuk.

2. Sabuk sinkron (synchronous belt); atau sering disebut sabuk gilir

(timing belt) bergerak bersama puli yang mempunyai alur-alur yang

sesuai dengan gigi-gigi pada sisi dalam sabuk (lihat Gambar 11.2 (c)).

Ini merupakan gerak positif, hanya dibatasi oleh kekuatan tarik sabuk

dan kekuatan geser gigi-giginya.

3. Sabuk bergerigi; seperti yang diperlihatkan dalam Gambar 11.2 (b)

digunakan pada puli standar V. Gigi-gigi ini menyebabkan sabuk

mempunyai fleksibilitas dan efisiensi yang lebih tinggi dibandingkan

dengan sabuk-sabuk standar. Sabuk ini dapat beroperasi pada

diameter puli yang kecil.

4. Sabuk V; merupakan jenis sabuk yang banyak digunakan pada

kendaraan dan industri (lihat Gambar 11.2 (a) dan 11.3). Bentuk V

menyebabkan sabuk-V dapat terjepit alur dengan kencang,

memperbesar gesekan dan memungkian torsi yang tinggi dapat

ditransmisikan sebelum terjadi slip.

Sebagian besar sabuk memiliki senar-senar serabut berkekuatan tarik

tinggi yang ditempatkan pada diameter jarak bagi dari penampang

melintang sabuk, yang berguna untuk meningkatkan kekuatan tarik pada

sabuk. Senar serabut ini terbuat dari serat alami, serabuk sintetik atau baja

yang ditanamkan dalam campuran karet yang kuat untuk menghasilkan

fleksibilitas yang dibutuhkan agar sabuk dapat mengitasi puli. Sering pula

ditambahkan pelapis luar supaya sabuk menjadi lebih tahan lama.


Gambar 11.3 Penampang lintang sabuk V dan alur puli

11.3. Perancangan Transmisi Sabuk-V

Bagian-bagian dari komponen sabuk-V yang umum digunakan dan

ditampakkan dalam Gambar 11.1, yaitu sebagai berikut:

1. Puli (puli) dengan alur melingkar untuk membawa sabuk, disebut

sheave.

2. Ukuran puli (sheave) dinyatakan dengan diameter jarak bagi, sedikit

lebih kecil dibandingkan diameter luar puli.

3. Rasio kecepatan antara puli penggerak dan yang digerakkan

berbanding terbali dengan rasio diameter jarak bagi puli dengan

asumsi tidak ada slip (dibawah beban normal). Jadi kecepatan linier

garis jarak bagi dari kedua puli adalah sama dan sama dengan

kecepatan sabuk vb. Dengan demikian

vb = R11 = R22

tetapi R1 = D1 /2 dan R2 = D2 / 2, karena itu

vb = D11 /2 = D21 /2

Rasio kecepatan sudut adalah

1/1 = D2/D1

4. Hubungan antara panjang jarak bagi (L), jarak sumbu poros (C) dan

diameter puli adalah

L = 2C + 1.57 (D2 + D1) + ( )

C = √ ( )


B = 4L -6.28 (D2 + D1)

5. Sudut kontak sabuk pada masing-masing puli adalah:

1 = 180o – 2sin

-1*

+

2 = 180o + 2sin

-1*

+

6. Panjang bentangan antara dua puli, yaitu sabuk yang tidak tersangga

puli adalah:

S = √ *

+

7. Peranan tegangan dalam sabuk adalah:

a) Gaya tarik pada sabuk, maksimun pada sisi kencang sabuk

b) Kelengkungan sabuk mengitari puli, maksimun ketika sisi

kencang sabuk melengkung mengitari puli yang lebih kecil

c) Gaya-gaya sentrifugal dihasilkan pada saat sabuk bergerak

mengitari puli

8. Nilai rancangan rasio tegangan sisi kencang terhadap tegangan sisi

kendor adalah 5.0 untuk transmisi sabuk-V. nilai aktualnya dapat

berkisar 10.

Sabuk yang digunakan secara komersial dibuat dalam bentuk standar

seperti yang diperlihatkan dalam Gambar 3.4 sampai 3.7. Nilai nominal

sudut antara sisi-sisi alur V berkisar antara 30o sampai 42

o. Standar SAE

(Society of Automotive Engineers) berikut ini memberi dimensi dan

standar unjuk kerja untuk sabuk otomotif.

SAE standar J637 : Sabuk-V dan puli

SAE standar J637 : Transmisi sabuk-V otomotif

SAE standar J1278 : Sabuk sinkron dan puli SI (metrik)

SAE standar J1313 : Transmisi sabuk sinkron otomotif

SAE standar J1459 : Sabuk-V berusuk dan puli


Gambar 11.4 Sabuk-sabuk-V industri untuk pekerjaan berat

Gambar 11.5 Sabuk-sabuk-V industri penampang sempit


Gambar 11.6 Sabuk-sabuk-V FHP untuk pekerjaan ringan

Gambar 11.7 Sabuk-sabuk-V otomotif

Beberapa faktor yang perlu dipertimbangkan dalam pemilihan sabuk-

V, puli penggerak dan yang digerakkan, dan instalasi secara tepat. Data-

data yang dibutuhkan untuk menentukan jenis transmisi ini, yaitu:

Daya nominal motor penggerak atau penggerak utama lainnya

Jarak sumbu poros

Panjang sabuk

Ukuran puli penggerak dan yang digerakkan

Faktor koreksi panjang sabuk


Faktor koreksi sudut kontak pada puli kecil

Jumlah sabuk

Tegangan tarik awal pada sabuk.

11.4. Transmisi Rantai

Rantai adalah elemen transmisi daya yang tersusun sebagai sebuah deretan

penghubung dengan sambungan pena, sehingga mampu menyediakan

fleksibilitas dan memungkin rantai mentransmisikan gaya tarik yang besar.

Pada saat mentransmisikan daya antara poros-poros yang berputar, rantai

berhubungan terpadu dengan roda bergigi yang disebut sprocket. Gambar

11.8 memperlihatkan transmisi rantai umumnya.

Gambar 11.8 Transmisi rantai rol (Rexnord Inc.)

Jenis rantai yang umum disebut rantai rol (roller chain), dimana rol-

rol pada setiap pena menyediakan gesekan yang sangat kecil diantara

rantai dan sprocket. Jenis lainnya meliputi berbagai rancangan penghubung

yang dapat diperpanjang, yang banyak digunakan pada konveyor (lihat

Gambar 11.9)


Gambar 11.9 Beberapa model rantai rol (Rexnord Inc.)

Rantai rol digolongkan berdasarkan jarak bagi (pitch)-nya, jarak

antara penghubung yang berdekatan. Jarak bagi biasanya digambarkan

sebagai jarak antara pusat pena yang berdekatan. Rantai rol standar

mempunyai ukuran tertentu dari 40 – 240, seperti pada Tabel 11.1. angka-

angka tersebut menunjukkan jarak bagi bagi rantai dalam seperdelapan

inci. Tegangan tarik rata-rata dari berbagai ukuran rantai juga terdapat

dalam Tabel 11.1. Data tersebut dapat digunakan untuk transmisi

kecepatan rendah atau untuk berbagai aplikasi dimana fungsi rantai adlah

untuk mengatasi gaya tarik atau untuk menyangga beban.

Gambar 11.10 memperlihatkan berbagai macam rantai, khususnya

yang digunakan untuk aplikasi pengangkutan dan sejenisnya.


Tabel 11.1 Ukuran-ukuran rantai rol

Nomor

rantai

Pitch

(in)

Diameter

rol

Lebar

rol

Tebal plat

penghubung tarik rata-

rata (lb)

25 ¼ Tidak ada - 0.030 925

35 3/8 Tidak ada - 0.050 2100

41 ½ 0.306 0..250 0.050 2000

40 ½ 0.312 0.312 0.060 3700

50 5/8 0.400 0.375 0.080 6100

60 ¾ 0.469 0.500 0.094 8500

80 1 0.626 0.625 0.125 14500

100 1 ¼ 0.750 0.750 0.156 24000

120 1 ½ 0.875 1.000 0.187 34000

140 1 ¾ 1.000 1.000 0.219 46000

160 2 1.125 1.250 0.250 58000

180 2 ¼ 1.406 1.406 0.281 80000

200 2 ½ 1.562 1.500 0.312 95000

240 3 1.875 1.875 0.375 13000

11.5. Perancangan Transmisi Rantai

Penilaian kapasitas transmisi daya rantai mempertimbangkan tiga model

kegagalan, yaitu:

1) Kelelahan pelat penghubung akibat mengalami tegangan tarik

berulang pada sis kencang

2) Tumbukan rol-rol saat berhubungan dengan gigi sprocket

3) Cacat muka antara pena-pena pada setiap penghubung dan bus pada

pena

Penilaian didasarkan pada data empiris yang menggunakan penggerak

yang halus dan beban yang halus (faktor koreksi = 1.0) dengan umur pakai

rata-rata 15000 jam. Variabel-variabel yang penting adalah jarak bagi

rantai dan ukuran serta kecepatan sproket kecil. Disamping itu, pelumasan

merupakan bagian yang penting supaya transmisi dapat beroperasi dengan

baik dan pabrik telah merekomendasikan jenis-jenis metode pelumasan

menurut kombinasi ukuran rantai, ukuran sproket, dan kecepatan.

Perhatikan sifat-sifat data berikut ini:


1. Penilaian didasarkan pada kecepatan sproket kecil dan umur pakai

yang diinginkan mencapai 15000 jam.

2. Untuk kecepatan yang diberika, kapasitas daya meningkat sebanding

dengan jumlah gigi pada sproket, dan tentu saja lebih besar jumlah

gigi maka lebih besar pula diameter sproket.

3. Untuk ukuran sproket tertentu (jumlah gigi), kapasitas daya akan

meningkat jika kecepatan meningkat hingga mencapai nilai tertentu,

lalu akan menurun. Setiap ukuran sproket memiliki batas atas

kecepatan absolute akibat cacat muka antara pin dan bus rantai.

4. Penilaian diberikan untuk rantai baris tunggal, meskipun penggandaan

jumlah baris akan meningkatkan kapasitas daya, namun tidak

berbanding lurus terhadap kelipatan dari kapasitas baris tunggal.

5. Penilaian diberikan faktor layanan 1.0. Tentukan faktor layanan atas

dasar jenis penggunaan menurut Tabel 11.2.

Tabel 3.2 Faktor layanan untuk transmisi rantai

Jenis penggerak

Jenis beban Transmisi

hidrolik

Motor

listrik atau

turbin

Motor bakar

dengan

penggerak

mekanis

Transmisi halus (pengaduk, kipas

angin, lampu, konveyor dengan

beban merata

1.0 1.0 1.2

Kejutan sedang (mesin perkakas,

kran, konveyor tugas berat,

pengaduk makanan dan gerinda)

1.2 1.3 1.4

Kejutan berat (mesin pres tumbuk, konveyor dengan

putaran mampu balik, transmisi

mesin giling rol)

1.4 1.5 1.7


Gambar 11.10 Rantai-rantai konveyor (Rexnord Inc.)



1. Tentukan panjang sabuk 5V (dari Tabel 3.2) yang akan digunakan

pada dua puli dengan diameter jarak bagi 8.4 in dan 27.7 in, dengan

jarak sumbu poros tidak lebih dari 60.0 in.

2. Dengan soal. 1, hitunglah sudut kontak sabuk pada kedua puli ?

3. Dengan data pada soal 1 pula, hitunglah jarak sumbu poros actual?


BAB XII

PERANCANGAN BANTALAN

Pada bab ini akan dibahas mengenai bantalan gelinding (bearing)

yang digunakan untuk menumpu beban, sembari tetap memberikan

keleluasaan gerak relatif antara dua elemen dalam sebuah mesin.



dalam menentukan jenis bantalan gelinding (bearing) yang tepat terhadap

mesin yang dirancangnya.

12.1. Klasifikasi Bantalan

Bantalan gelinding (bearing) dipergunakan untuk menumpu sesuatu beban

dengan tetap memberikan keleluasaan gerak relatif antara dua elemen

dalam sebuah mesin. Jenis bantalan yang umum digunakan untuk menahan

sebuah poros yang berputar, menahan beban radial murni atau gabungan

beban radial dan aksial. Beberapa bantalan dirancang hanya untuk

menahan beban aksial. Kebanyakan bantalan digunakan dalam banyak

aplikasi yang berkaitan dengan gerakan berputar, tapi beberapa lainnya

digunakan dalam aplikasi gerakan lurus.

Komponen-komponen sebuah bantalan gelinding yang umum adalah

cincin dalam, cincin luar, dan elemen-elemen gelinding. Gambar 4.1

memperlihatkan bantalan bola alur dalam, baris tunggal dan biasanya

cincin luar tidak bergerak dan ditahan oleh rumah mesin. Cincin dalam

dipasang ketat ke poros yang berputar sehingga berputar bersama poros.

Kemudian bola-bola berputar di antara cincin luar dan cincin dalam. Beban

diteruskan dari poros ke cincin dalam, ke bola-bola, kemudian ke cincin

luar, dan akhirnya sampai ke rumah mesin.

Terdapat dua jenis bantalan gelinding yang berbeda dan aplikasinya

digunakan secara khusus, serta tersedia banyak variasi rancangan dan

perbandingan daya guna relatif dengan bantalan lain seperti yang

ditunjukkan dalam Tabel 12.1.


Tabel 4.1 Perbandingan jenis-jenis bantalan

Jenis bantalan Kapasitas

beban radial

Kapasitas

beban aksial

Kemampuan

ketidaklurusan

Bola alur dalam, baris tunggal

Bola alur dalam, baris ganda

Kontak sudut

Rol silindris

Jarum

Rol bundar

Rol kerucut

Baik

Sangat baik

Baik

Sangat baik

Sangat baik

Sangat baik

Sangat baik

Cukup

Baik

Sangat baik

Buruk

Buruk

Cukup baik

Sangat baik

Cukup

Cukup

Buruk

Cukup

Buruk

Sangat baik

Buruk

1. Bantalan bola alur dalam – baris tunggal

Bantalan bola alur dalam baris tunggal yang sering disebut Conrad

bearings (lihat Gambar 12.1) atau disebut juga bantalan bola cincin

dalam biasanya terpasang ketat pada bagian poros yang berada pada

dudukan bantalan dengan sedikit suaian sesak untuk memastikan

berputar bersama dengan poros. Elemen-elemen gelinding yang

berbentuk bulat atau bola menggelinding didalam sebuah alur yang

dalam, baik terhadap cincin luar maupun terhadap cincin dalam. Jarak

antar bola ditahan oleh penahan atau sangkar. Walaupun pada

dasarnya dirancang agar mampu memikul beban radial, tetapi alur

dalam ini juga memikul beban aksial dalam ukuran sedang.

Gambar 12.1 Bantalan bola alur dalam baris tunggal (NSK Corp.)


2. Bantalan bola alur dalam – baris ganda

Dengan menambah satu baris bola-bola kedua (Gambar 12.2) dapat

meningkatkan kemampuan pemikulan beban radial bantalan jenis alur

dalam dibandingkan dengan jenis baris tunggal, karena terdapat lebih

banyak bola untuk berbagi beban. Jadi beban yang lebih besar dapat

dipikul dalam jarak yang sama, atau suatu beban tertentu dapat

dipikul dalam jarak ruang yang lebih kecil. Lebar yang lebih besar

dari bantalan bola alur dalam baris ganda sering berpengaruh negatif

terhadap kemampuan ketidaklurusan.

Gambar 12.2 Bantalan bola alur dalam baris ganda (NSK Corp.)

3. Bantalan bola kontak sudut

Salah satu dari tiap cincin dalam bantalan kontak sudut dibuat lebih

tinggi, agar dapat menerima beban aksial yang lebih besar

dibandingkan bantalan alur dalam baris tunggal standar. Sketsa dalam

Gambar 12.3 menunjukkan sudut gaya resultan yang dipilih

(gabungan beban radial dan aksial) dengan bantalan-bantalan yang

tersedia secara komersial yang memiliki sudut 15o dan 40

o.

Gambar 12.3 Bantalan bola kontak sudut (NSK Corp.)


4. Bantalan rol silindris

Rol-rol silindris dimanfaatkan untuk mengganti bola-bola bundar

seperti dalam Gambar 12.4 dan perubahan dalam rancangan cincin

akan memberikan kapasitas beban radial yang lebih besar. Pola

persinggungan antara rol dan cincinya secara teori berbentuk garis

dan akan berubah menjadi empat persegi panjang ketika rol

mengalami deformasi akibat beban. Tingkat tegangan kontak yang

dihasilkan lebih rendah daripada bantalan bola dengan ukuran yang

sama. Kapasitas beban aksilnya cukup buruk karena sebarang beban

aksial akan bekerja pada rol-rol yang menyebabkan gesekan bukan

menggelinding, sehingga dianjurkan agar tidak ada beban aksil yang

bekerja. Bantalan rol sering kali memiliki ukuran yang cukup lebar,

karena itu kemampuannya menerima ketidaklurusan berada pada

tingkat sedang.

Gambar 12.4 Bantalan bola silindris (NSK Corp.)

5. Bantalan jarum

Bantalan jarum sebenarnya merupakan bantalan rol seperti dalam

Gambar 4.5, tapi diameter rolnya jauh lebih kecil. Bantalan jarum

umumnya memerlukan jarak radial yang lebih kecil sehingga lebih

mampu menahan beban tertentu. Hal ini mempermudah

perancangannya pada banyak jenis peralatan dan komponen seperti

pompa, sambungan universal, instrumen presisi, dan peralatan rumah

tangga. Lengan penerus nok (cam follower) yang ditunjukkan dalam

Gambar 12.5 (b) adalah contoh lain dimana operasi antigesek bantalan


jarum dapat ditempatkan dengan sedikit memerlukan jarak radial.

Kemampuan bantalan jarum dalam menahan beban aksial dan

ketidaklurusannya dinilai buruk.

Gambar 12.5 Bantalan jarum (McGill Manufacufaturing Corp.)

6. Bantalan rol bundar

Bantalan rol bundar (lihat Gambar 12.6) merupakan salah satu jenis

bantalan yang dapat mapan sendiri, disebut demikian karena ada

putaran negatif yang nyata dari cincin luar relatif terhadap rol-rol dan

cincin dalam ketika terjadi ketidaklurusan. Hal ini memberikan

tingkat yang sangat baik dalam kemampuan ketidaklurusan, tapi dapat

tetap mempertahankan tingkat kemampuannya dalam menahan beban

radial.


Gambar 12.6 Bantalan rol bundar (NSK Corp.)

7. Bantalan rol kerucut

Pada dasarnya bantalan rol kerucut (lihat Gambar 12.7) dirancang

untuk menerima beban aksial yang disertai dengan beban radial yang

besar dengan tingkat yang sangat baik. Bantalan ini sering digunakan

sebagai bantalan roda untuk kendaraan dan peralatan dorong dan

mesin-mesin berat yang biasanya memikul beban aksial yang besar.

Gambar 12.7 Bantalan rol kerucut (NSK Corp.)

8. Bantalan aksial

Banyak proyek perancangan mesin memerlukan suatu bantalan yang

hanya menerima beban aksial. Bantalan ini menggunakan jenis-jenis

elemen gelinding yang sama: bola bundar, rol silinder, dan rol kerucut

(lihat Gambar 12.8). sebagian besar bantalan aksial dapat menerima

sedikit beban radial atau tidak sama sekali, karena itulah rancangan


dan pemilihan bantalan semacam ini hanya bergantung pada besarnya

beban aksial dan umur rancangan.

Gambar 12.8 Bantalan aksial (Andrews Bearing Corp.)

9. Bantalan bercangkang

Bantalan bercangkang lebih dipilih dibanding jenis bantalan lain

untuk penggunaan mesin berat dan mesin khusus yang diproduksi

dalam jumlah kecil. Bantalan bercangkang memberikan sarana

pengikatan bantalan secara langsung ke rangka mesin dengan

menggunakan baut. Gambar 12.9 menunjukkan konfigurasi yang

umum untuk bantalan bercangkang: blok bantalan (pillow block).

Rumah bantalan ini terbuat dari baja bentukan, besi cor atau baja cor

dengan lubang melingkar atau lubang memanjang yang tersedia untuk

pemasangan selama perakitan mesin, yaitu pada saat penyetelan

bantalan dilakukan.


Gambar 12.9 Blok alas bantalan bola (Rockwell automation/Dodge)

Bentuk-bentuk lain bantalan bercangkang diperlihatkan dalam

Gambar 12.10. unit bantalan dengan flens dirancang untuk dipasang secara

vertikal pada rangka mesin yang menahan poros horizontal. Unit bantalan

geser adalah bantalan dipasang dalam sebuah rumah, yang selanjutnya

dimasukkan dalam sebuah rangka yang memungkinkan bantalan bersama

porosnya bergeser pada tempatnya. Seperti yang dipergunakan pada

konveyor, transmisi rantai, transmisi sabuk, dan sebagainya.

Gambar 12.10 Bentuk-bentuk bantalan bercangkang (Rockwell

automation)


Tabel 12.2 Perbandingan bahan-bahan bantalan

Bahan

Silikon

Nitrida

Baja

52100

Stainless steel

440C

Baja

M50

Kekerasan pada suhu

ruang, HRC 78 62 60 64

Modulus elastis pada

suhu ruang 310 GPa 207 GPa 200 GPa

193

GPa

Suhu operasi maksimal 1200oC 180oC 260oC 320oC

Rapat massa, kg/m3 3200 7800 7800 7600

12.2. Rancangan umur Bantalan

Meskipun menggunakan baja dengan kekuatan sangat tinggi, semua

bantalan memiliki umur batas dan akhirnya akan rusak dikarenakan

kelelahan karena tegangan kontak yang tinggi, namun yang jelas bahwa

semakin ringan beban semakin lama umurnya dengan hubungan berikut:

(

)

(12-1)

Dengan menggunakan persamaan diatas, maka prosedur perhitungan

tingkat beban dinamis dasar yang diperlukan (C) untuk sebuah beban

rancangan yang diberikan (P) dan umur rancangan yang diberikan (L). jika

data beban yang diberikan literatur pabrikan adalah untuk 106 putaran,

maka persamaannya menjadi:

Ld = (C/Pd)k (10

6) (12-2)

Dan jika diperlukan C untuk sebuah beban rancangan yang diberikan

dan umurnya menjadi:

C = Pd (Ld/106)

1/k (12-3)

Umur rancangan bantalan ditentukan oleh perancang dengan

mempertimbangkan aplikasinya seperti yang ditunjukkan pada Tabel 4.3.


Tabel 12.3 Umur rancangan yang dianjurkan untuk bantalan (Avallone dan

Baumeister, 1986)

Aplikasi Umur Rancangan,

L10, jam

Peralatan rumah tangga 1000 – 2000

Mesin pesawat terbang 1000 – 4000

Otomotif 1500 – 5000

Alat-alat pertanian 3000 – 6000

Elevator, kipas angin industri, gigi persneling 8000 – 15000

Motor listrik, blower industri, mesin industri umum 20000 – 30000

Pompa dan kompressor 40000 – 60000

Peralatan kritis yang beroperasi 24 jam 100000 – 200000

Tingkat beban dinamis dasar yang dibutuhkan (C) untuk suatu

bantalan yang memikul suatu beban rancangan (Pd) akan menjadi:

C = Pd fL / fN (12-4)

Dimana: fN adalah faktor kecepatan dan fL adalah faktor umur.

12.3. Pemilihan Bantalan

Pemilihan sebuah bantalan (bearing) memerlukan pertimbangan kapasitas

beban dan geometri bantalan yang akan memastikan bahwa bantalan

tersebut dapat terpasang secara tepat pada mesin. Sebagai permulaan kita

akan mempertimbangkan bantalan-bantalan yang tidak bercangkang yang

hanya memikul beban radial, lalu dilanjutkan dengan yang memikul beban

radial dan beban aksial. Bantalan biasanya dipilih setelah rancangan poros

dilakukan hingga mencapai tahap penentuan diameter minimal poros yang

diperlukan.

Adapun prosedur untuk pemilihan bantalan hanya memikul beban

radial, yaitu:

1. Menetapkan beban rancangan pada bantalan atau disebut beban

ekivalen. Metode penentuannya jika hanya beban radial (R),

digunakan persamaan:

P = VR (12-5)


Dimana V adalah faktor putaran dengan nilai V = 1.0 jika cincin

dalam bantalan yang berputar dan nilai V = 1.2 jika cincin luar yang

berputar.

2. Menentukan diameter minimal poros yang dapat diterima, yang akan

membatasi ukuran lubang bantalan.

3. Memilih jenis bantalan dengan mengacu pada Tabel 4.1

4. Menetapkan umur rancangan bantalan dengan menggunakan Tabel

12.3.

5. Menentukan faktor kecepatan dan faktor umur jika tabel-tabel untuk

jenis bantalan yang dipilih tersedia dengan menggunakan Gambar

12.11.

6. Menghitung tingkat beban dinamis dasar yang dibutuhkan (C), yaitu

dari persamaan (12-1), (12-.3) dan (12-.4).

7. Mencatat seperangkat bantalan yang memiliki tingkat beban dinamis

dasar yang diperlukan.

8. Memilih bantalan yang memiliki geometri paling tepat dan diperkuat

dengan pertimbangan biaya serta kesediaannya.

9. Menentukan kondisi penempatan seperti diameter dudukan poros dan

toleransi, diameter lubang pada rumah mesin dan toleransinya, cara

penempatan bantalan secara aksial, dan kebutuhan khusus seperti

perapat atau lapisan pelindung.

Jika beban radial dan aksial bekerja bersamaan pada bantalan, maka

beban ekivalennya adalah beban radial konstan yang berbeban kombinasi

yang akan menghasilkan tingkat umur yang sama untuk bantalan. Metode

perhitungan beban ekuivalen (P) yaitu:

P = VXR + YT (12-6)

Dimana: P adalah beban ekivalen, V adalah faktor putaran, R adalah

beban radial yang berlaku, T adalah beban aksial yang berlaku, X adalah

faktor radial, dan Y adalah faktor aksial.

Adapun prosedur untuk pemilihan bantalan dengan pembebanan

aksial dan radial, yaitu:

1. Pilihlah nilai Y dari Tabel 4.4, dimana nilai Y = 1.50 merupakan nilai

tengah yang cukup pantas.


2. Menghitung P = VXR + YT.

3. Menhitung tingkat beban dinamis dasar yang dibutuhkan C dari

persamaan (4.1), (4.3) dan (4.4).

4. Memilih satu bakal calon bantalan yang memiliki satu nilai C

sekurangnya sama dengan nilai yang dibutuhkan.

5. Untuk bantalan yang dipilih, tentukanlah nilai Co.

6. Menghitung T/Co.

7. Menentukan e dari Tabel 4.4.

8. Jika T/R > e, maka tentukanlah Y dari Tabel 12.4.

9. Jika nilai baru Y berbeda dengan yang diambil dalam langkah 1,

ulangi prosesnya.

10. Jika T/R < e, gunakanlah persamaan (12-5) untuk menghitung P dan

lanjutkan seperti langkah pada hanya beban radial.

Tabel 12.4 Faktor radial dan aksial untuk bantalan bola alur dalam baris tunggal

e T/Co Y e T/Co Y

0.19

0.22

0.26

0.28

0.30

0.014

0.028

0.056

0.084

0.110

2.30

1.99

1.71

1.55

1.45

0.34

0.38

0.42

0.44

0.170

0.280

0.420

0.560

1.31

1.15

1.04

1.00

Gambar 12.11 Faktor umur dan kecepatan untuk bantalan bola dan rol


12.4. Penempatan Bantalan

Perlu dipikirkan bahwa kapasitas pembawaan beban bantalan-bantalan dan

ukuran lubang dalam memilih sebuah bantalan untuk aplikasi tertentu dan

merupakan parameter yang penting, namun penerapan bantalan yang baik

harus dengan mempertimbangkan penempatanya yang benar.

Bantalan (bearing) adalah komponen mesin yang presisi, sehingga

harus berhati-hati dalam penangan, penempatan, pemasangan dan dalam

pelumasan bantalan. Pertimbangan utama dalam penempatan suatu

bantalan adalah:

Diameter dudukan poros dan toleransinya

Lubang pada rumah mesin dan toleransinya

Diameter bahu poros yang berhadapan dengan cincin dalam bantalan

yang akan diletakkan

Diameter bahu pada rumah mesin yang disediakan untuk penempatan

cincin luar

Radius fillet pada alas poros dan bahu-bahu pada rumah mesin

Cara menahan bantalan pada porosnya.

Umumnya pemasangan dilakukan dengan lubang bantalan membuat

suaian sesak ringan pada poros, dan diameter luar cincin luar membuat

suaian longgar rapat dalam lubang pada rumah mesin. Untuk memastikan

operasi dan umur yang tepat, maka ukuran-ukuran penempatan harus

dikontrol pada toleransi total sepersepuluh ribu inci (0.00225 mm).

Bantalan dapat ditahan dalam arah aksial dengan banyak cara, namun

ada tiga cara yang umum digunakan adalah dengan cincin penahan,

penutup, dan mur pengunci. Gambar 4.12 menunjukkan satu kemungkinan

rancangan, dimana bahwa untuk bantalan kiri, diameter poros di sebelah

kiri agak lebih kecil dari diameter poros pada dudukan bantalan. Hal ini

memudahkan bantalan meluncur melalui poros tersebut hingga ke tempat

dimana seharusnya bantalan tersebut terpasang. Sedangkan bantalan kanan

ditahan pada poros dengan mur yang dibuat pada ujung poros seperti yang

diperlihatkan dalam Gambar 4.13 untuk rancangan mur pengunci standar.

Radius bagian dalam pada cincin pengunci dipasangkan dengan sebuah

alur pada poros, dan salah satu radius bagian luarnya dibengkokkan


memauki sebuah alur pada mur setelah terpasang untuk mencegah mur

terlepas kembali.

Gambar 4.12 Ilustrasi penempatan bantalan

Gambar 12.13 Mur dan pengunci untuk menahan bantalan (SKF USA)


12.5. Pertimbangan Praktis Dalam Aplikasi Bantalan

Pada bagian ini akan dibahas hal-hal yang perlu dipertimbangkan dalam

penggunaan bantalan, yaitu:

1. Pelumasan

Bantalan gelinding biasanya dilumasi dengan gemuk atau minyak.

Pelumasan dalam suatu bantalan berfungsi untuk:

Memberikan lapisan gesekan rendah antara elemen-elemen

gelinding dan cincin bantalan dan pada titik kontak.

Melindungi komponen bantalan dari korosi

Membantu menghilangkan panas pada unit bantalan

Meneruskan panas yang dikeluarkan dari unit bantalan

Membantu menghalangi kotoran dan udara yang lembab pada

bantalan.

2. Pemasangan

Umumnya bantalan dipasang dengan suaian sesak antara lubang

bantalan dan poros untuk menghindarkan kemungkina putaran relatif

cincin dalam bantalan terhadap poros. Kondisi ini mengakibatkan

keausan yang tidak tersebar merata dan kerusakan dini pada elemen

bantalan. Oleh karenanya, pemasangan bantalan memerlukan gaya

yang agak besar dan diberikan secara aksial. Diperlukan usaha yang

dilakukan dengan hati-hati agar bantalan tidak rusak selama

pemasangan. Gaya pemasangan harus diberikan secara lurus dan

merata pada cincin dalam bantalan.

3. Kekakuan bantalan

Kekakuan (stiffness) adalah defleksi yang dialami oleh suatu bantalan

tertentu ketika memikul suatu beban. Untuk bantalan, kekakuan radial

yang mempengaruhi perilaku dinamis dari sistem poros yang

berputar. Kekakuan kritis dan ragam getaran keduanya merupakan

fungsi kekakuan bantalan. Secara umum dapat dikatakan bahwa

semakin lunak suatu bantalan (kekakuan rendah) maka semakin

rendah kecepatan kritis poros yang terpasang.


4. Pengoperasian dengan beban bervariasi

Hubungan beban/umur yang digunakan sejauh ini menganggap bahwa

beban dan arah yang konstan. Jika bebannya bervariasi secara luas,

maka harus digunakan beban rata-rata efektif untuk menentukan umur

yang diharapkan dari bantalan itu.

5. Perapatan

Lapisan pelindung dan perapat khusus diberikan pada salah satu atau

kedua sisi elemen-elemen gelinding untuk pengoperasian bantalan

dalam lingkungan yang kotor atau lembab. Lapisan pelindung

biasanya dari logam dan dipasang tetap pada cincin yang diam, tapi

tetap meleluaskan cincin yang berputar. Perapat dibuat dari bahan-

bahan elastomer dan melakukan persinggungan dengan cincin yang

berputar.

6. Standar

Ada beberapa grup yang dilibatkan dalam penentuan standar untuk

industri bantalan, yaitu:

- American Bearing Manufacturers Association (ABMA)

- Annular Bearing Engineers Committee (ABEC)

- Roller Bearing Engineers Committee (RBEC)

- Ball Manufacturers Engineers Committee (BMEC)

- American National Standard Institute (ANSI)

- International Standard Organization (ISO)

7. Toleransi

Industri bantalan memberikan beberapa kelas toleransi yang berbeda-

beda, tujuannya adalah untuk menyediakan kebutuhan berbagai

peralatan yang menggunakan bantalan gelinding. Secara umum,

semua bantalan adalah elemen-elemen mesin yang presisi dan harus

mendapatkan perlakuan demikian. Kelas toleransi standar diterapkan

oleh ABEC, seperti berikut:

ABEC 1 : Bantalan rol dan bola radial standar

ABEC 3 : Bantalan rol instrumen semipresisi

ABEC 5 : Bantalan rol dan rol radial presisi

ABEC 5P : Bantalan rol instrumen presisi

ABEC 7 : Bantalan rol radial presisi tunggal

ABEC 7P : Bantalan rol instrumen presisi tunggal.


12.6. Perancangan Bantalan Luncur

Istilah bantalan luncur mengacu pada jenis bantalan dimana dua

permukaan bergerak relatif satu sama lain tanpa menggunakan kontak

gelinding, namun yang ada hanya kontak luncur. Bentuk-bentuk yang

umum adalah permukaan rata dan silindris konsentris. Gambar 12.14

menunjukkan geometri dasar dari bantalan luncur silinder.

Gambar 12.14 Geometri bantalan luncur

Sistem bantalan yang diberikan dapat beroperasi dengan salah satu

dari tiga jenis pelumasan:

1. Pelumasan batas (boundary lubrication); Ada kontak actual antara

permukaan padat dari komponen yang bergerak dan yang diam dari

sistem bantalan, meskipun ada suatu lapisan pelumas.

2. Pelumasan lapisan campuran (mixed-film lubrication); Ada daerah

transisi antara pelumasan batas dan lapisan penuh.

3. Pelumasan lapisan penuh (mixed-film lubrication); Komponen yang

bergerak dan yang diam dari sistem bantalan dipisahkan oleh suatu

lapisan pelumas lengkap yang membawa beban. Tipe pelumasan ini

sering disebut juga pelumasan hidrodinamis.


Semua jenis pelumasan tersebut dapat dijumpai dalam suatu bantalan

tanpa penekanan dari luar bantalan. Jika pelumas dibawah tekanan

diberikan ke bantalan, maka ini disebut pelumasan hidrostatis.

Pelumasan lapisan penuh merupakan jenis pelumasan yang paling

disukai dan dianjurkan diberikan untuk beban ringan, kecepatan relatif

tinggi antara komponen yang bergerak dan diam, dan adanya pelumas

kental pada bantalan dengan persediaan yang banyak. Untuk bantalan tap

yang berputar, efek gabungan dari tiga faktor tersebut, yang berkaitan

dengan gesekan dalam bantalan, dapat dievaluasi dengan cara menghitung

parameter bantalan, µn/p, dimana µ adalah viskositas pelumas dengan

satuan N.s/m2 (Pa.s) n adalah kecepatan putar dengan satuan

(putaran/detik), dan p adalah beban bantalan dengan satuan N/m2 (Pa).

Dalam aplikasi putaran, komponen pada poros seringkali dibuat dari

baja, sedangkan bantalan yang diam/tidak bergerak dapat dibuat dari salah

satu bahan seperti: perunggu, coran, aluminium, seng, logam berpori, dan

plastik. Adapun sifat-sifat yang disukai untuk bahan-bahan yang

digunakan untuk bantalan luncur, yaitu:

a. Kekuatan; Fungsi bantalan untuk membawa beban dan

mengirimkannya ke struktur penopang. Beban dapat berubah-ubah,

sehingga ketahanan lelah serta kekuatan statis.

b. Mampu benam (embeddability); Ini berkaitan dengan kemampuan

bahan menahan kototran didalam bantalan tanpa menyebabkan

kerusakan pada tap yang berputar

c. Tahan karat; seluruh lingkungan bantalan perlu dipikirkan, termasuk

bahan tap, pelumas, suhu, partikel dari udara, gas dan uap air yang

dapat menimbulkan karat.

d. Biaya; Hal ini meliputi biaya bahan dan biaya pemrosesan dan

pemasangan.

Faktor-faktor yang perlu dipertimbangkan ketika memilih bahan

untuk bahan dan menentukan detail perancangan meliputi hal-hal seperti:

koefisien gesek, kapasitas beban (p), kecepatan operasi (V), suhu pada

kondisi operasi, batas keausan, dan mampu produksi.


12.6.1. Prosedur Perancangan Bantalan Luncur

Jika diketahui Beban radial pada bantalan (F) dalam lb atau N, kecepatan

putar (rpm), diameter poros nominal minimum (Dmin) dalam in atau mm,

dan akan ditentukan diameter nominal dan panjang bantalan serta bahan

yang akan dimiliki nilai pV yang aman. Maka perlu diikuti prosedur

perancangn berikut ini:

1. Menentukan diameter coba-coba, D, untuk tap dan bantalan.

2. Menentukan rasio panjang bantalan dengan diameternya, L/D,

khususnya dalam kisaran 0.5 – 2.0. Untuk bantalan berpori tanpa

pelumas atau berisi minyak disarankan L/D = 1, sedangkan untuk

bantalan karbon-grafit, disarankan L/D = 1.5.

3. Menghitung L = D (L/D) panjang nominal dari bantalan.

4. Menentukan nilai yang tepat untuk L.

5. Menghitung tekanan permukaan (Pa atau lb/in2) p = F/LD

6. Menghitung kecepatan linier permukaan tap (V) = Dn/60000 [m/s]

7. Menghitung pV [psi.fpm atau Pa.m/s atau kW/m2]

8. Mengalikan 2(pV) untuk memperoleh satu nilai perancangan untuk

pV.

9. Menentukan bahan dari Tabel 12.5 dengan nilai yang dihitung dari pV

sama dengan atau lebih besar dari nilai perancangan.

Tabel 12.5 Parameter untuk bahan-bahan bantalan dalam pelumasan batas

Bahan pV

[kPa.m/s] [lb/in2 . ft/min]

Vespel SP-21 polymide Perunggu mangan (C86200) Perunggu aluminium (C95200) Perunggu timah-Ti (C93200) Bantalan pelumas kering KU Perunggu berpori/berisi minyak Babit: kadar timah 89% Rulon® PTFE:M-liner

Rulon® PTFE:FCJ Babit: Kadar Timah 10% Grafit/Berlogam Rulon® PTFE:641 Rulon® PTFE:J Polyethane:UHMW Nylon® 101

300000 150000 125000 75000 51000 50000 30000 25000

20000 18000 15000 10000 7500 4000 3000

10500 5250 4375 2625 1785 1750 1050 875

700 630 525 350 263 140 105

DuPont Co. SAE 430A SAE 68A SAE 660 Bahan dasar logam

Graphite Met. Co. DuPont Co.


10. Menghitung perancangan dari sistem bantalan yang

mempertimbangkan kelonggaran diamtral, pemilihan dan pemberian

pelumas, spesifikasi kehalusan permukaan, control panas, dan

pertimbangan penempatan.

11. Kelonggaran diametral nominal. Ada banyak faktor yang

mempengaruhi spesifikasi akhir untuk kelonggaran seperti

diperlihatkan dalam Gambar 12.15 yang menunjukkan nilai-nilai

minimum yang dianjurkan untuk kelonggaran berdasarkan diameter

tap dan kecepatan putar dalam beban tetap.

Gambar 12.15 Kelonggaran diametral minimun

12.6.2. Contoh Perancangan Bantalan Luncur

Buatlah perancangn sebuah bantalan luncur berpelumas batas untuk

membawa beban radial sebesar 2.5 kN dari sebuah poros yang berputar

pada kecepatan 1150 rpm. Diameter nominal minimum tap adalah 65 mm.


Penyelesaian: Kita akan menggunakan prosedur perancangan dengan

terperinci.

Langkah 1 : Diameter coba-coba. Cobalah D = 75 mm

Langkah 2 – 4 : Cobalah L/D = 1.0 kemudian L = D = 75 mm.

Langkah 5 : Menghitung tekanan permukaan

P = F/LD = (2500 N) / (75 mm) (75 mm) = 0.444

N/mm2

Konversilah ke kPa, maka: p = 0.444 N/mm2 (10

3 kPa)

= 444 kPa

Langkah 6 : Kecepatan linier tap

V = Dn/60000 = (75) (1150)/60000 = 4.52 m/detik.

Langkah 7 : Faktor pV

pV = (444 kPa) (4.52 m/detik) = 2008 kPa.m/detik

Langkah 8 : Nilai perancangan untuk pV = 2 (2008) = 4016

kPa.m/detik

Langkah 9 : Dari Tabel 4.6, kita dapat menentukan perunggu

aluminium (C95200) yang memiliki nilai pV sebesar

4375 kPa.m/detik.

Langkah 10 – 11: Dari Gambar 4.15, kita dapat menyarankan minimal Cd

= 75 m (0.075 mm atau 0.003 in) berdasarkan D = 75

mm dan 1150 rpm.

Perancangan alternatif: Faktor pV untuk perancangan awal,

sekalipun cukup memuaskan, namun agak tinggi dan mungkin

memerlukan pelumasan yang seksama. Pertimbangkan perancangan

alternatif berikut ini yang memiliki diameter bantalan yang lebih besar.

Langkah 1 : Cobalah D = 150 mm

Langkah 2 : L/D = 1.25

Langkah 3 : Maka

L = D (L/D) = (150 mm) (1.25) = 187.5 mm

Langkah 4 : Mari kita gunakan nilai yang lebih tepat, yaitu 175 mm

untuk L.

Langkah 5 : Menghitung tekanan permukaan


P = F/LD = (2500 N) / (175 mm) (150 mm) = 0.095

N/mm2 = 444 kPa

Langkah 6 : Kecepatan linier tap

V = Dn/60000 = (150) (1150)/60000 = 9.03

m/detik.

Langkah 7 : Faktor pV

pV = (95 kPa) (9.03 m/detik) = 860 kPa.m/detik = 860

kW/m2

Langkah 8 : Nilai perancangan untuk pV = 2 (860) = 1720

kPa.m/detik

Langkah 9 : Dari Tabel 4.6, kita dapat menentukan bantalan

perunggu berpori yang terisi minyak yang memiliki

nilai pV sebesar 1750 kPa.m/detik atau bantalan

berpelumas kering KU yang memiliki nilai pV 1785

kPa.m/detik.

Langkah 10 – 11: Dari Gambar 4.15, kita dapat menyarankan minimal Cd

= 150 m (0.150 mm atau 0.006 in) berdasarkan D =

150 mm dan 1150 rpm. Perincian laintergantung pada

sistem dimana bantalan akan diletakkan.


1. Sebuah bantalan bola radial memiliki beban dinamis dasar sebesar

2350 lb untuk tingkat umur (L10) sebesar 106 putaran. Berapakah

tingkat umur L10-nya jika beroperasi dengan beban 1675 lb ?

2. Sebuah bantalan akan digunakan untuk menahan beban radial 455 lb

tanpa beban aksial. Tentukan bantalan yang sesuai dari Tabel 4.3 jika

poros berputar 1150 rpm dan umur rancangan 20 000 jam?


BAB XIII

RANGKA MESIN, SAMBUNGAN BAUT

DAN LAS

Pada bab ini akan dibahas mengenai rangka dan struktur yang

menahan komponen mesin, sambungan baut yang meliputi profil

kepatahan dan beban yang ditumpunya, dan sambungan las yang memiliki

kemampuan menahan beban dan tegangan yang terjadi pada sambungan

las.



dalam menentukan rangka mesin dan sistem sambungan pada suatu

mekanisme.

13.1. Rangka dan Struktur Mesin

Perancangan rangka dan struktur mesin sebagian besar merupakan seni

dalam hal mengakomodasi komponen-komponen mesin. Tentu saja

persyaratan teknis harus terpenuhi, ada beberapa parameter perancangan

yang lebih penting meliputi hal-hal, antara lain: kekuatan, penampila,

ketahanan korosi, ukuran, pembatasan getaran, kekakuan, biaya

manufaktur, berat, reduksi kebisingan, dan umur.

Beberapa faktor yang perlu dipertimbangkan pada awal perancangan,

yaitu:

Gaya yang ditimbulkan oleh komponen mesin melalui titik-titik

pemasangan seperti bantalan, engsel, siku dan kaki-kaki dari elemen

mesin lainnya.

Cara dukungan rangka itu sendiri.

Kepresisian sistem: defleksi komponen yang diizinkan.

Lingkungan tempat mesin akan beroperasi.

Jumlah produksi dan fasilitas yang tersedia.


Ketersediaan alat-alat analitis seperti analisa tegangan dengan

komputer.

Keterkaitan dengan mesin lain, dinding dan sebagainya.

13.2. Sambungan Baut

Untuk memasang mesin, berbagai bagian harus disambung atau di ikat

untuk menghindari gerakan terhadap sesamanya. Baut, pena, pasak dan

paku keling banyak dipakai untuk maksud ini. Tapi ada pula

penyambungan dengan cara pengelasan dan pres dan sebagainya.

13.2.1. Terminologi Baut

Geometri ulir (standart Inggris) yang umum dipakai. Ulir Standar

(American National atau Unified) dan ulir ISO (International Standard

Organization ) mempunyai sudut ulir sebesar 60o.

Gambar 13.1 Terminologi Baut


Gambar 13.2 Geometri ulir yang digunakan

Keterangan : d = diameter Utama; dm = diameter puncak; dr = diameter

minor

P = jarak puncak ulir. Ulir Persegi biasanya dipakai pada

Dongkrak dan mesin Frais.

Berdasarkan hasil-hasil pengujian tarik terhadap batang –batang

berulir didapatkan bahwa suatu batang tanpa ulir yang berdiameter d, (d =

½ (dm + dr)) mempunyai kekuatan tarik yang sama dengan batang berulir

dengan dimensi d, dm dan dr. Luas penampang batang tanpa ulir

berdiameter d tersebut disebut At.


Tabel 13.1 Luas bidang-bidang tegangan

13.2.2. Kasus yang terjadi pada baut

Baut merupakan alat pengikat yang sangat penting untuk mencegah

kecelakaan atau kerusakan pada mesin. Jenis kerusakan pada baut terjadi

karena putus karena tarikan dan puntiran, tergeser, dan ulir lumur (dol).

Dalam beberapa pengujian, kerusakan disebabkan oleh pemberian

beban tekan dongkrak sehingga pembebanan terjadi pada baut yang

dipasangkan pada plat pengujian sehingga mengakibatkan terjadinya

konsentrasi tegangan dan membuat pergesaran pada plat maka

menyebabkan patah atau putusnya baut. Kerusakan tersebut dapat dilihat

seperti pada gambar dibawah ini:


Gambar 13.3 Jenis kerusakan pada baut

13.2.3. Tipe dan profil dari kepatahan

Untuk menemukan sebab-sebab kepatahan, pengetahuan tetang tipe-tipe

kepatahan, profil kepatahan adalah sangat penting. Apakah kepatahan ini

disebabkan oleh kekeliruan konstruksi, cara membuatnya atau bahan kerja

yang tidak cocok, atau ada hubungannya dengan cara pelayanan yang salah

atau kondisi kerja yang luar biasa. Pertanyaan selanjutnya adalah berapa

jauh kesimpulan yang dapat ditarik dari jalannya kepatahan, profilnya dan

pengecekan kembali karakteristik bahan kerja. Gambar 13.4 menunjukkan

tipe-tipe khas kepatahan dan jalan-jalanya kepatahan tergantung dari

macamnya pembebanan gambar a sampai d dan reaksi I dan II dari bahan

kerja. Lebih lanjut dibedakan pula berdasarkan timbulnya kepatahan.

a. Patah tak terkendali plastis : Jalannya kepatahan searah dengan

tegangan geser, sesuai dengan kolom I. Ini terjadi pada bahan yang

liat, bila kekuatan patah statis dilampaui.

b. Patah tak terkendali getas : Jalannya kepatahan searah dengan

tegangan normal, sesuai dengan kolom II. Kepatahan ini timbul pada

bahan kerja yang getas atau karena pengaruh suhu tinggi yang

membuat bahan kerja menjadi getas. Juga terjadi pada komponen

yang konstruksinya tidak memungkinkan untuk memuai yang

menyebabkan tegangan kekuatan patah statis dilampaui.

c. Patah kekal : Patahan yang terjadi searah tegangan normal, sesuai

dengan kolom II. Kepatahan ini timbul karena kekuatan kekal yang

disebabkan oleh takik (tegangan puncak) menjadi menurun dilampaui.


Menjalarnya kepatahan kekal seringkali dapat dikenal dari tanda garis

keretakan dan patah tak terkendali pada permukaan yang kasar.

Gambar 13.4 Tipe-tipe kepatahan secara skematis

Bentuk permukaan patah baut dari gambar 13.5 dapat dilihat bentuk

permukaan patah dari baut pengunci girth-gear kiln, bagian A adalah

bentuk patahan akibat beban bolak-balik yaitu patah lelah dan pada bagian

B merupakan patah getas. Patah getas ini terjadi karena baut tidak lagi

mampu menahan beban yang bekerja setelah terjadinya awal patahan

(patah lelah). Garis berwarna kuning merupakan batas antara patah lelah

dengan patah getas. Semakin besar daerah B berarti material yang

digunakan adalah material yang semakin getas dan semakin tidak mampu


menahan beban bolak-balik yang bekerja. Begitu juga sebaliknya, semakin

besar daerah A maka material tersebut akan semakin mampu untuk

menahan beban bolak-balik yang bekerja (Devi et. al 2010).

Gambar 13.5 Bentuk permukaan patah pada baut akibat beban geser

13.2.4. Contoh Perhitungan Baut

Pada sebuah batang Cantilever : (Secara Matematis).

Diketahui : P = 10 ton = 10.000 kg

a = 18 cm b = 30 cm

Baut 1, 2, 3 dan 4 = M12 x 1,75

Ditanya : (a) Resultan (R) dan (b) Momen (M)

Pembahasan :

(a) Agar batang P tidak melengkung / bengkok ke bawah, maka diberi

gaya momen.

M = Gaya x jarak M = P x L

M = P ( b + ½.a )


Mencari titik momen / titik berat dari sekelompok baut (cancroids):

Free body diagram.

Catatan : xi dan yi adalah jarak dari masing-masing titik pusat baut.

Mencari harga x dan y pada jarak yang telah ditentukan :

x1 = 0 cm y1 = 18 cm

x2 = 18 cm y2 = 18 cm

x3 = 18 cm y3 = 0 cm

x4 = 0 cm y4 = 0 cm

luas penampang masing-masing baut ( A ) :

A1 = A2 = A3 = A4 = ¼ d2

= ¼ (3.14) (12)2 = 113.04 cm

2

Jadi harga : x = 9 cm y = 9 cm

mencari luas segi tiga dengan menggunakan Dalil Phytagoras:

A2 = √

jadi : x = 9 atau (18 – x)


r1 = r2 = r3 = r4 = √

= √ = 12.72 cm

(b) Momen (M) : M = P (9 + b)

M = 10.000 kg (9 cm + 30 cm) = 39.000 kg.cm

13.3. Sambungan Las

Sambungan las adalah sambungan antara dua atau lebih permukaan logam

dengan cara mengaplikasikan pemanasan lokal pada permukaan benda

yang disambung. Perkembangan teknologi pengelasan saat ini memberikan

alternatif yang luas untuk penyambungan komponen mesin atau struktur.

Beberapa komponen mesin tertentu sering dapat difabrikasi dengan

pengelasan, dengan biaya yang lebih murah dibandingkan dengan

pengecoran atau tempa. Saat ini banyak part yang sebelumnya dibuat

dengan cor atau tempa, difabrikasi dengan menggunakan pengelasan

seperti ditunjukkan pada gambar 5.6. Sebagian besar komponen mesin

yang difabrikasi menggunakan las, menggunakan teknik pengelasan

dengan fusion, dimana dua benda kerja yang disambung dicairkan

permukaannya yang akan disambung.

Beberapa kelebihan sambungan las dibandingkan sambungan baut-

mur atau sambungan keling (rivet) adalah lebih murah untuk pekerjaan

dalam jumlah besar, tidak ada kemungkinan sambungan longgar, lebih

tahan beban fatigue, ketahanan korosi yang lebih baik. Sedangkan

kelemahannya antara lain adalah adanya tegangan sisa (residual stress),

kemungkinan timbul distorsi, perubahan struktur metalurgi pada

sambungan, dan masalah dalam disasembling.


Gambar 13.6 Komponen mesin yang dibuat dengan fusion welding

13.3.1. Metode Pengelasan

Metoda pengelasan diklasifikasikan berdasarkan metoda pemanasan untuk

mencairkan logam pengisi serta permukaan yang disambung.

1. Electric Arc Welding : panas diaplikasikan oleh busur listrik antara

elektroda las dengan benda kerja (lihat gambar 13.7). Berdasarkan (1)

aplikasi logam pengisi dan (2) perlindungan logam cair terhadap

atmosfir, electric arc welding diklasifikasikan menjadi :

a. Shielded Metal Arc welding (SMAW)

b. Gas Metal Arc Welding (GMAW)

c. Gas Tungsten Arc Welding (GTAW)

d. Flux-cored Arc Welding (FCAW)

e. Submerged Arc Welding (SAW)

Gambar 13.7 Electric Arc welding dengan coated electrode (spott)

2. Resistance Welding : arus listrik meng-generate panas dengan laju

I2R, melalui kedua permukaan benda kerja yang disambung. Kedua

benda di cekam dengan baik. Tidak diperlukan adanya logam pengisi


atau shield, tetapi proses pengelasan dapat dilakukan pada ruang

vakum atau dalam inert gas. Metoda pengelasan ini cocok untuk

produksi masa dengan pengelasan kontinu. Range tebal material yang

cocok untuk pengelasan ini adalah 0,004 s/d 0,75 inchi.

3. Gas Welding : umumnya menggunakan pembakaran gas

oxyacetylene untuk memanaskan logam pengisi dan permukaan benda

kerja yang disambung. Proses pengelasan ini lambat, manual sehingga

lebih cocok untuk pengelasan ringan dan perbaikan.

4. Laser beam welding : plasma arc welding, electron beam welding,

dan electroslag welding : adalah teknologi pengelasan modern yang

juga menggunakan metoda fusi untuk aplikasi yang sangat spesifik.

5. Solid state welding: proses penyambungan dengan

mengkombinasikan panas dan tekanan untuk menyambungkan benda

kerja. Temperatur logam saat dipanaskan biasanya dibawah titik cair

material.

Simbol las diberikan pada gambar teknik dan gambar kerja sehingga

komponen dapat difabrikasi secara akurat. Simbol las distandardkan oleh

AWS (American Welding Society). Komponen utama simbol las sesuai

dengan standard AWS adalah (1) Reference line, (2) tanda panah, (3) basic

weld symbols, (4) dimensi dan data tambahan lainnya, (5) supplementary

symbols, (6) finish symbols, (7) tail, dan (8) spesifikasi atau proses.

Simbol las selengkapnya ditunjukkan pada gambar 13.8. Contoh aplikasi

simbol las dan ilustrasi hasil bentuk konfigurasi sambungan ditunjukkan

pada gambar 13.9.

Gambar 5.8 Simbol las


Gambar 13.9 Berbagai bentuk sambungan las


Gambar 13.10 Berbagai bentuk sambungan las

Pemilihan metoda pengelasan untuk fabrikasi komponen mesin perlu

mempertimbangkan mampu las dari material. Kemampuan logam untuk

disambung dengan pengelasan ditampilkan pada tabel 5.1.Terdapat banyak

sekali konfigurasi sambungan las, tetapi dalam buku ini hanya dibahas

tegangan dan kekuatan sambungan jenis fillet weld. Diharapkan setelah

memahai konfigurasi ini dengan baik, maka aplikasi untuk konfigurasi

sambungan yang lain dapat dipelajari dengan mudah. Beberapa sambungan

dengan konfigurasi fillet weld dan jenis beban paralel, dan beban

melintang ditunjukkan pada gambar 5.9.


Tabel 13.1 Mampu las logam yang umum digunakan untuk komponen

mesin


Gambar 13.11 Konfigurasi Fillet Weld dengan berbagai kondisi Pembebanan

13.3.2. Tegangan pada Sambungan Las

Beban yang bekerja pada struktur sambungan dengan tipe fillet dapat

berbentuk beban paralel, beban melintang (transverse), beban torsional,

dan beban bending. Untuk menganalisis tegangan yang terjadi pada


sambungan las terlebih dahulu perlu diperhatikan geometri sambungan las.

Konfigurasi sambungan las jenis fillet dinyatakan dengan panjang leg, he

seperti ditunjukkan pada Gambar 13.10. Umumnya panjang leg adalah

sama besar, tetapi tidak selalu harus demikian. Untuk keperluan

engineering praktis, tegangan pada sambungan las yang terpenting adalah

tegangan geser pada leher fillet (throat). Panjang leher, te didefinisikan

sebagai jarak terpendek dari interseksi pelat ke garis lurus yang

menghubungkan leg atau kepermukaan weld bead. Untuk kasus yang

umum yaitu las convex, panjang leher adalah pada posisi 450 dari leg, atau

te = 0,707 he. Jadi luas leher yang digunakan untuk perhitungan tegangan

adalah Aw = teL, dimana L adalah panjang las.

Gambar 13.12 Geometri dan bidang geser sambungan fillet weld

A. Beban Paralel dan Beban Melintang

Struktur sambungan las akan mengalami kegagalan geser pada

penampang terkecil yaitu pada bagian leher. Hal ini berlaku baik untuk

pembebanan paralel maupun pembebanan melintang. Nilai tegangan geser

pada penampang leher dapat dihitung dengan persamaan :

=

dengan

te = panjang leher

he = panjang leg


Lw = panjang sambungan las

Jadi untuk menghindari kegagalan pada sambungan, maka tegangan yang

terjadi haruslah lebih kecil dari kekuatan luluh geser material :

=

( )

Mengingat geometri sambungan las, maka efek konsentrasi tegangan

perlu dipertimbangkan dalam perancangan konstruksi las. Penelitian yang

dilakukan oleh Salakian dan Norris tentang distribusi tegangan di

sepanjang leher las fillet menunjukkan adanya fenomena konsentrasi

tegangan tersebut. Bentuk distribusi tegangan ditunjukkan pada Gambar

13.11. Untuk keperluan praktis dalam perancangan sambungan las, harga

faktor konsentrasi tegangan ditunjukkan pada Gambar 13.12.

Gambar 13.13 Distribusi tegangan pada sambungan las fillet yang

mendapat beban melintang


Gambar 13.14 Faktor konsentrasi tegangan sambungan las fillet

B. Beban Torsional

Untuk struktur sambungan las yang mendapat beban torsional maka

resultan tegangan geser yang terjadi pada suatu grup sambungan las adalah

jumlah vektor tegangan geser melintang dengan tegangan geser torsional.

Tegangan geser akibat gaya melintang (transverse load) dapat dihitung

dengan persamaan:

d =

Sedangkan tegangan geser torsional adalah

f =

dengan

T = torsi yang bekerja, N-m

r = jarak dari titik pusat massa ke titik terjauh, m

J = momen inersia polar penampang las, m3

Seperti halnya pada beban paralel dan melintang, penampang kritis

untuk beban torsional adalah pada penampang leher. Momen inersia polar

penampang lasa dapat dinyatakan dalam satuan momen inersia polar grup

las sebagai

J = teJu = 0,707heJu

dengan Ju adalah satuan momen inersia polar yang ditunjukkan pada

gambar 9.6 untuk berbagai konstruksi sambungan las fillet yang umum

digunakan. Tabel tersebut dapat mempermudah perhitungan tegangan

akibat beban torsional. Jadi untuk mengindarkan struktur sambungan gagal


akibat beban torsional maka haruslah dirancang sedemikian rupa sehingga

resultan tegangan geser yang terjadi lebih kecil dari kekuatan geser

material.

= d + f (Ssy)

C. Beban Bending

Pada pembebanan bending, sambungan lasa akan mengalami

tegangan geser melintang dan juga tegangan normal akibat momen

bending. Tegangan geser langsung akibat gaya geser dapat dihitung

dengan persamaan (9.1). Sedangkan tegangan normal dapat dihitung

dengan persamaan

ζ = Mc / I (5.7)

dimana c adalah jarak dari sumbu netral, dan I adalah momen inersia

penampang yang dapat dinyatakan dalam satuan momen inersia

penampanng las, Iu sebagai

I = teIuLw = 0,707heIuLw (5.8)

Tabel 13.2 Parameter geometri konstruksi sambungan las fillet untuk

berbagai kondisi pembebanan


Lw adalah panjang las, dan Iu untuk beberapa konstruksi sambungan

ditunjukkan pada tabel 9.2. Gaya persatuan panjang dari las adalah

w' = Pa / Iu (13-9)

dimana a adalah jarak antara posisi sambungan dengan aplikasi beban.

Setelah tegangan geser dan tegangan normal yang terjadi didapatkan, maka

selanjutnya dapat ditentukan principal stress tertinggi pada sambungan.


Kegagalan sambungan dapat ditentukan dengan menggunakan teori

tegangan geser maksimum (MSST) atau teori energi distorsi (DET).

13.3.3. Kekuatan Material Sambungan Las

Elektroda yang digunakan pada electric arc welding ditandai dengan huruf

E dan diikuti empat digit angka. Contoh E6018. Dua angka pertama

menandakan kekuatan material setelah menjadi sambungan dalam ribuan

pound per inchi kuadrat (ksi). Angka ke tiga menunjukkan posisi las

seperti misalnya posisi flat, vertikal, atau overhead. Sedangkan angka

terakhir menandakan variabel dalam pengelasan seperti misalnya besarnya

arus. Tabel 13.3 menampilkan kekuatan minimum untuk beberapa

elektroda yang banyak digunakan untuk komponen mesin. Dengan

diketahuinya kekuatan yield material dan tegangan yang terjadi akibat

beban yang bekerja, maka perancang dapat menentukan tegangan

perancangan dan faktor keamanan yang diinginkan.

Tabel 13.3 Kekuatan elektroda las

Nomor

Elektroda

Tegangan tarik

maksimun, u (ksi)

Tegangan mulur

maksimun, y (ksi)

Elongasi, ek

(%)

E60XX

E70XX

E80XX

E90XX E100XX

E120XX

62

70

80

90 100

120

50

57

67

77 87

107

17 – 25

22

19

14 – 17 13 – 16

14

13.3.4. Contoh Perhitungan Las

Diketahui elekroda E-70 untuk mengelas baja A36, tegangan geser ijin

(s)= 145 MPa. Hitunglah kekuatan las sudut 45° ?

Penyelesaian :

P = .A

= (145x106)(0,707 t.L x10-6) = 103 t L


Biasanya kekuatan las sudut dinyatakan dalam terminologi gaya izin

(q) per (mm) panjang las :

q =

=103 t

dimana: q adalah kekuatan las (N/mm), P adalah beban (N), dan L

adalah Panjang las (mm)

Berdasarkan rekomendasi AISC (American Institut of Steel

Construction), ukuran las sudut maks. :

T ³ 6 (mm) : ukuran las sudut maks. = t-2 (mm)

T < 6 (mm) : ukuran las sudut maks. ≤ t (mm)

Faktor-faktor yang penting dalam mengukur kemampuan las :

1) Sifat fisik & kimia bahan, termasuk prasejarah (cara pengolahan,

metode pemberian bentuk perlakuan panas).

2) Tebal, bentuk & konstruksi yg akan dibuat.

3) Metode las, sifat & susunan elektroda, urutan pengelasan,

perlakuan panas (sebelum, selama & sesudah pengelasan),

temperatur sekitar, keahlian juru las.

4) Sifat beban (statis, dinamis, tumbukan), dan keadaan pekerjaan

selanjutnya (temperatur, pengaruh korosif).


1. Baut yang digunakan : baut 1 = M12 dan baut 2 & 3 = M15, dengan

diberi pembebanan P sebesar 2500 pound (lb). Tentukanlah Resultan

masing-masing baut dan Momen yang terjadi.


2. Sebuah gantungan celana (kait) di bautkan pada sebuah papan.

Panjang dari gantungan tersebut adalah 350 mm, dimana gantungan

ini akan digantung sebuah celana LEVIS 999 yang beratnya 0,5 kg

pada 3 buah baut yang diameternya berbeda. Hitunglah momen yang

terjadi pada ketiga baut tersebut.

3. Sebuah bracket di-las pad beam seperti ditunjukkan pada gambar

mendapat beban statik sebesar 20 kN. Sambungan las adalah jenis

fillet dan menggunakan elektroda nomor E60XX. Rancanglah panjang

leg untuk kondisi pembebanan tersebut dengan mengabaikan efek

bending. Diinginkan faktor keamanan 2,5.


BAB XIV

PERANCANGAN POROS

Pada bab ini akan dibahas mengenai definisi dan klasifikasi poros,

gaya-gaya yang diterima oleh poros, konsentrasi dan perancangan

tegangan pada poros, dan ukuran dasar dari poros itu sendiri.



dalam menentukan kekuatan dan tegangan poros yang menahan beban

yang diterimanya.

14.1. Definisi dan Klasifikasi Poros

Poros adalah suatu bagian stasioner yang beputar yang memindahkan daya

dan gerak berputar, biasanya berpenampang bulat dimana terpasang

elemen-elemen seperti roda gigi (gear), puli, flywheel, engkol, sprocket

dan elemen pemindah lainnya. Poros ini merupakan satu kesatuan dari

sebarang sistem mekanis dimana daya ditransmisikan dari penggerak

utama, misalnya motor listrik atau motor bakar, ke bagian lain yang

berputar dari sistem. Poros bisa menerima beban lenturan, beban tarikan,

beban tekan atau beban puntiran yang bekerja sendiri-sendiri atau berupa

gabungan satu dengan lainnya (Josep Edward Shigley, 1983).

Klasifikasi poros dapat dikelompokkan berdasarkan berikut ini:

1) Pembebanannya

a. Poros transmisi (transmission shafts). Poros transmisi lebih

dikenal dengan sebutan shaft. Shaft akan mengalami beban putar

berulang, beban lentur berganti ataupun kedua-duanya. Pada

shaft, daya dapat ditransmisikan melalui gear, belt puli, sprocket

rantai, dll.

b. Gandar. Poros gandar merupakan poros yang dipasang diantara

roda-roda kereta barang. Poros gandar tidak menerima beban

puntir dan hanya mendapat beban lentur.


c. Poros spindel. Poros spindel merupakan poros transmisi yang

relatip pendek, misalnya pada poros utama mesin perkakas

dimana beban utamanya berupa beban puntiran. Selain beban

puntiran, poros spindle juga menerima beban lentur (axial load).

Poros spindle dapat digunakan secara efektif apabila deformasi

yang terjadi pada poros tersebut kecil.

2) Bentuknya

a. Poros lurus

b. Poros engkol sebagai penggerak utama pada silinder mesin

Ditinjau dari segi besarnya transmisi daya yang mampu

ditransmisikan, poros merupakan elemen mesin yang cocok untuk

mentransmisikan daya yang kecil hal ini dimaksudkan agar terdapat

kebebasan bagi perubahan arah (arah momen putar).

Selain dari pengelompokkan poros diatas, ada beberapa faktor yang

harus diperhatikan, yaitu:

1. Kekuatan Poros

Poros transmisi akan menerima beban puntir (twisting moment),

beban lentur (bending moment) ataupun gabungan antara beban puntir

dan lentur. Dalam perancangan poros perlu memperhatikan beberapa

faktor, misalnya: kelelahan, tumbukan dan pengaruh konsentrasi

tegangan bila menggunakan poros bertangga ataupun penggunaan alur

pasak pada poros tersebut. Poros yang dirancang tersebut harus cukup

aman untuk menahan beban-beban tersebut.

2. Kekakuan Poros

Meskipun sebuah poros mempunyai kekuatan yang cukup aman

dalam menahan pembebanan tetapi adanya lenturan atau defleksi yang

terlalu besar akan mengakibatkan ketidaktelitian (pada mesin

perkakas), getaran mesin (vibration) dan suara (noise). Oleh karena

itu disamping memperhatikan kekuatan poros, kekakuan poros juga

harus diperhatikan dan disesuaikan dengan jenis mesin yang akan

ditransmisikan dayanya dengan poros tersebut.


3. Putaran Kritis

Bila putaran mesin dinaikan maka akan menimbulkan getaran

(vibration) pada mesin tersebut. Batas antara putaran mesin yang

mempunyai jumlah putaran normal dengan putaran mesin yang

menimbulkan getaran yang tinggi disebut putaran kritis. Hal ini dapat

terjadi pada turbin, motor bakar, motor listrik, dll. Selain itu,

timbulnya getaran yang tinggi dapat mengakibatkan kerusakan pada

poros dan bagian-bagian lainnya. Jadi dalam perancangan poros perlu

mempertimbangkan putaran kerja dari poros tersebut agar lebih

rendah dari putaran kritisnya.

4. Korosi

Apabila terjadi kontak langsung antara poros dengan fluida korosif

maka dapat mengakibatkan korosi pada poros tersebut, misalnya

propeller shaft pada pompa air. Oleh karena itu pemilihan bahan-

bahan poros (plastik) dari bahan yang tahan korosi perlu mendapat

prioritas utama.

5. Material Poros

Poros yang biasa digunakan untuk putaran tinggi dan beban yang

berat pada umumnya dibuat dari baja paduan (alloy steel) dengan

proses pengerasan kulit (case hardening) sehingga tahan terhadap

keausan. Beberapa diantaranya adalah baja khrom nikel, baja khrom

nikel molebdenum, baja khrom, baja khrom molibden, dll. Sekalipun

demikian, baja paduan khusus tidak selalu dianjurkan jika alasannya

hanya karena putaran tinggi dan pembebanan yang berat saja. Dengan

demikian perlu dipertimbangkan dalam pemilihan jenis proses heat

treatment yang tepat sehingga akan diperoleh kekuatan yang sesuai.

Didalam proses perancangan poros perlu kita mengetahui prosedur-

prosedur berikut:

Menentukan kecepatan putar poros

Menentukan daya atau torsi yang ditransmisikan oleh poros

Menentukan perancangan komponen-komponen transmisi daya yang

akan dipasang pada poros

Menentukan posisi bantalan yang menumpu poros


Mengusulkan bentuk umum geometri poros dengan memperhatikan

setiap elemen poros berada pada posisi aksial dan pemindahan daya

dari setiap elemen.

Menentukan besarnya torsi di semua titik yang ditunjukkan pada

poros

Menentukan gaya-gaya yang bekerja pada poros baik radial maupun

aksial

Menguraikan gaya radial ke dalam komponen dalam arah tegak lurus,

biasanya vertical dan horizontal

Menentukan reaksi pada semua bantalan penumpu pada setiap bidang

Memilih bahan poros dan menentukan kondisinya: tarik dingin,

perlakuan panas dan sebagainya

Menentukan tegangan rancangan dengan cara mempertimbangkan

model pembebanan

Menganalisa setiap titik kritis pada poros untuk menentukan diameter

minimum poros

Menentukan dimensi akhir pada setiap pada poros

Proses tersebut akan ditunjukkan setelah membahas konsep gaya dan

analisa tegangan.

14.2. Gaya-Gaya yang Diterima Poros

Roda gigi, puli sabuk, sproket rantai dan elemen-elemen lainnya

umummnya ditempatkan pada poros akan memberikan gaya-gaya pada

poros dan akan meneybabkan momen-momen yang lengkung. Berikut ini

adalah pembahasan tentang metode untuk menghitung gaya-gaya tersebut.

1. Roda Gigi Lurus

Gaya yang terjadi pada roda gigi selama transmisi daya yang

bekerjanormal (tegak lurus) terhadap profil gigi involut seperti yang

diperlihatkan dalam Gambar 14.1. pada saat menganalisa poros, perlu

diperhatikan komponen tegak lurus dari gaya yang bekerja dalam arah

radial dan tangensial.


Gambar 14.1 Gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi

Torsi: T = 63000 (P) / n

Gaya Tangensial: Wt = T/(D/2)

Dimana P = daya yang ditransmisikan dalam hp

N = kecepatan putar dalam rpm

T = torsi pada roda gigi dalam lb.in

D = diameter jarak bagi roda gigi dalam inci

Sudut antara gaya total dan komponen gaya tangensial adalah sama

dengan sudut tekan () dari bentuk gigi. Biasanya sudut tekan pada roda

gigi memiliki sudut 14½o, 20

o, dan 25

o. Gaya normal tidak perlu dihitung,

sehingga gaya radial dapat dihitung dengan persamaan berikut:

Gaya Radial: Wr = Wt tan

Dasar untuk menentukan analisa yang tepat terhadap gaya dan

tegangan pada poros yang menyangga roda gigi adalah dengan

menunjukkan arah gaya-gaya pada roda gigi secara tepat seperti yang

diperlihatkan dalam Gambar 14.2. Kerja roda gigi penggerak A pada roda

gigi yang digerakkan B, dimana gaya tangensial Wt menekan tegak lurus

terhadap garis radial yang meneyebabkan roda gigi yang digerakkan akan

berputar. Gaya radial Wr yang bekerja pada rod gigi penggerak A bekerja

sepanjang arah radial dan cenderung menekan roda gigi yang digerakkan

B.

Roda gigi yang

digerakkan


Gambar 14.2 Arah gaya pada roda gigi lurus yang berpasangan

Aksi: Roda gigi penggerak menekan roda gigi yang digerakkan

Wt : Beraksi ke kiri

Wr : Beraksi ke bawah

Reaksi: Roda gigi yang digerakkan menekan balik roda gigi penggerak

Wt : Beraksi ke kanan

Wr : Beraksi ke atas

2. Roda Gigi Miring

Gaya-gaya yang bekerja pada roda gigi miring adalah gaya tangensial,

gaya radial dan gaya aksial. Perhitungan gaya-gaya pada roda gigi miring

dimulai dari menghitung gaya tangesial hingga gaya aksial dengan

persamaan berikut:

Gaya Tangensial: Wt = T/(D/2)

Gaya Radial : Wr = Wt tg n / cos

Gaya Aksial : Wx = Wt tg

Dimana adalah sudut kemiringan roda gigi miring dan n adalah

sudut tekan normal.


3. Sproket Rantai

Sepasang sproket rantai yang mentransmisikan daya diperlihatkan

dalam Gambar 6.3, dimana bagian atas rantai dalam keadaan tertarik dan

menghasilkan torsi pada sproket lain, sementara rantai bawah, yang biasa

disebut sisi kendor, tidak memberikan gaya pada kedua sproket. Oleh

karenanya gaya pelengkung pada poros yang membawa sproket sama

dengan besarnya gaya tarik pada sisi kencang rantai. Jika torsi pada

sproket diketahui dengan persamaan berikut:

Fc = T / (D/2)

Dimana D = diameter jarak bagi sproket

Gambar 14.3 Gaya-gaya pada sproket rantai

Perhatikan bagaimana gaya Fc bekerja sepanjang arah sisi kencang

rantai. Karena ukuran antara dua sproket tersebut berbeda, maka arahnya

akan membentuk sudut tertentu terhadap garis tengah penghubung sumbu-

sumbu poros.

Fcx = Fc cos dan Fcy = Fc cos


Dimana arah x sejajar dengan garis tengah, arah y tegak lurus

terhadap garis tengah, dan sudut adalah sudut inklinasi sisi kencang

rantai terhadap sumbu x.

4. Puli Sabuk-V

Penampilan umum sistem transmisi sabuk-V sama dengan sistem

transmisi rantai. Tetapi ada satu perbedaan penting: kedua sisi sabuk-V

dalam keadaan tertarik, seperti yang ditunjukkan dalam Gambar 14.4.

tarikan sisi kencang, F1, lebih besar daripara tarikan sisi kendor, F2, jadi

gaya transmisi efektif pada puli sama dengan:

FN = F1 – F2

Besar gaya transmisi efektif dapat dihitung dari torsi yang ditransmisikan:

=FN = T / (D/2)

Gambar 14.4 Gaya-gaya pada sabuk atau puli

Torsi efektif pada B

TB = (F1 – F2) (DB/2)


14.3. Konsentrasi Tegangan pada Poros

Dalam rangka mendapatkan pemasangan dan peletakan berbagai jenis

elemen mesin pada poros dapat dilakukan secara benar, maka pada

rancangan akhir umumnya perlu dicantumkan diameter, alur pasak, alur

cincin, dan diskontinuitas geometeri lainnya yang menghasilkan

konsentrasi tegangan.

Analisa perancangan harus mempertimbangkan konsentrasi tegangan.

Tetapi masalah akan muncul karena nilai rancangan sebenarnya dari faktor

konsentrasi tegangan, Kt, tidak diketahui pada saat awal proses

perancangan. Sebagian besar nilai ini tergantung pada diameter poros dan

pada geometri fillet dan alur, dan inilah tujuan perancangan ini.

Disini akan ditinjau jenis-jenis diskontinuitas geometri yang paling sering

ditemukan dalam poros yang mentransmisikan daya, meliputi:

- Alur pasak; merupakan irisan alur memanjang pada poros untuk

menempatkan pasak, yang memungkinkan pemindahan torsi dari

poros ke elemen yang mentransmisikan daya atau sebaliknya. Dua

jenis alur pasak yang sering digunakan adalah jenis profil dan

luncuran (lihat Gambar 6.5). Karena memulai dan mengakhiri pasak,

pisau jenis alur pasak luncuran ini menghasilkan radius yang halus,

sehingga inilah menjadikan faktor konsentrasi tegangan alur pasak

luncuran lebih rendah daripada alur pasak profil, yaitu Kt = 2.0

(profil) dan Kt = 1.6 (luncuran).


Gambar 14.5 Alur pasak

- Fillet bahu; Bila akan ada perubahan diameter pada poros untuk

membuat bahu sebagai pembatas dudukan sebuah elemen mesin,

maka konsentrasi tegangan yang diberikan bergantung pada rasio dari

kedua diameter tersebut dan radius fillet yang dibuat (lihat Gambar

14.6). fillet dibagi dalam dua kategori untuk tujuan perancangan

adalah tajam dan bulat, dimana nilai Kt = 2.5 (fillet tajam) dan Kt =

1.5 (fillet bulat halus).


Gambar 14.6 Fillet pada poros

- Alur cincin penahan; Cincin penahan digunakan dalam berbagai

jenis usaha penempatan dalam aplikasi poros. Cincin dipasang dalam

alur poros setelah elemen tetap pada tempatnya. Geometri alur

ditentukan oleh pabrikan cincin. Sebagai perancangan awal, dapat

digunakan Kt = 3.0 untuk tegangan lengkung pada alur cincin

penahan dengan anggapan radius fillet agak tajam.

14.4. Perancangan Tegangan Poros

Beberapa kondisi tegangan yang berbeda dapat saja terjadi secara

bersamaan dalam sebuah poros. Pada sebarang bagian poros yang

mentrasmisikan daya akan terdapat tegangan geser torsional, sementara itu


biasanya pada bagian yang sama terdapat pula tegangan lengkung.

Beberapa titik mungkin tidak mengalami pelengkungan atau puntiran,

tetapi mengalami tegangan geser vertikal. Tegangan tarik bersama dengan

tegangan lainnya mungkin terdapat pada tempat yang sama.

Jadi, keputusan tentang tegangan rancangan apa yang digunakan

bergantung pada situasi pada titik yang ditinjau secara khusus. Dalam

banyak perancangan poros dan pekerjaan analisa, perhitungan dapat

dilakukan pada berbagai titik dengan memasukkan variasi beban dan

kondisi geometeri yang ada.

A. Tegangan geser Rancangan – Torsi tetap

Teori energi distorsi merupakan predikator terbaik kegagalan bahan

yang ulet akibat tegangan geser yang tetap, dimana tegangan geser

rancangan dihitung dari:

d = Sy / (N3) = (0.577 Sy) / N

Nilai diatas akan digunakan untuk tegangan geser torsional, tegangan geser

vertikal, atau tegangan geser lurus yang tetap dalam poros.

B. Tegangan Geser Rancangan – Geseran Vertikal Berbalik

Titik-titik pada sebuah poros yang tidak menerima torsi dan ditempat

yang momen lengkungnya nol atau sangat kecil, sering mendapat gaya

geser vertikal yang signifikan sehingga sebagai penentu dalam analisa

perancangan. Keadaan ini biasanya terjadi pada bagian poros yang salah

satu ujungnya ditumpu oleh sebuah bantalan dan dibagian itu tidak

mentransmisikan torsi. Gambar 14.7 memperlihatkan distribusi tegangan

geser vertikal pada sebuah penampang lintang lingkaran. Perhatikan bahwa

tegangan geser maksimun ada pada sumbu netral, yaitu sumbu poros.

Tegangan turun dengan pola parabolik sampai bernilai nol pada

permukaan luar poros. Tegangan geser maksimun untuk penampang

lintang lingkaran pejal dapat dihitung dengan:

max = 4V / 3A

Dimana V = gaya geser vertikal dan A = luas penampang lintang.

Jika faktor konsentrasi tegangan dilibatkan, maka:

max = Kt (4V / 3A)


Gambar 14.7 Tegangan geser dalam poros

Analisa tegangan diselesaikan dengan persamaan berikut:

N = S’sn / max

Dimana: S’sn = 0.577 S’n , maka:

N = 0.577 S’n / max

Sedangkan tegangan rancangannya adalah:

d = 0.577 S’n / N

Dan jika max = d =Kt (4V / 3A), maka:

N = 0. S

n ( )

t(4 )

Dan jika diketahui A = D2/4, maka diperoleh diameter poros yang

diperlukan:

D = √ ( )

C. Tegangan Normal Rancangan – Pembebanan Lelah

Untuk pelengkungan yang berulang dan berbalik pada sebuah poros

yang disebabkan oleh beban lintang yang dikenakan pada poros berputar,

tegangan rancangan akan dikaitkan dengan kekuatan lelah bahan poros.

Kondisi aktual pembuatan dan pemakaian poros hatus dipertimbangkan

pula ketika menentukan tegangan rancangan. Perhatikan bahwa dalam

persamaan perancangan yang dikembangkan selanjutnya, sebarang faktor

konsentrasi tegangan akan dilibatkan. Sedangkan faktor lain adalah

pengaruh yang merugikan terhadap tegangan kekuatan lelah bahan poros.


Untuk bagian-bagian poros yang hanya menerima pelengkungan berbalik,

tegangan rancangannya adalah:

d = S’n / N

Dimana faktor rancangan (N) bernilai 2.0 untuk perancangan poros

dimana tingkat keandalan data untuk kekuatan bahan dan beban adalah

rata-rata.

14.5. Ukuran Dasar untuk Poros

Bila akan dipergunakan untuk menahan elemen komersial, maka tentu saja

ukuran poros dan toleransi harus memenuhi rekomendasi pabrik. Dalam

sistem satuan SI, diameter biasanya ditentukan menjadi pecahan umum

atau ekivalen desimalnya.

Tabel 14.1 Diameter yang direkomendasikan

Pasangan Nomor diameter Diamater minimun Diameter yang ditetapkan

Roda gigi

Tidak ada

Bantalan

Tidak ada

Roda gigi

Tidak ada

D1

D2

D3

D4

D5

D6

1.65 in ( mm)

3.30 in ( mm)

3.55 in ( mm)

> D3 atau D5

3.90 in ( mm)

1.094 in ( mm)

1.800 in ( mm)

3.400 in ( mm)

3.7402 in (95 mm)

4.400 in ( mm)

4.400 in ( mm)

3.1496 in (80 mm)


1. Sebutkan prosedur yang harus dilakukan dalam melakukan proses

perancangan poros!

2. Jelaskan pengelompokan poros dalam menerima beban?


DAFTAR PUSTAKA

Brown, T.H, Jr., 2005, Marks’ Calculations for Machine Design,

McGraw-Hill companies, New York.

Jac Stolk. 1994. Elemen Konstruksi Bangunan Mesin.Jakarta, Penerbit

Erlangga.

Khurmi, R.S., and Gupta, J.K., 1982, Text Books of Machine Design,

Eurasia Publishing House (Pvt) Ltd, Ram Nagar, New Delhi

110055.

Khurmi. R. S. 1982. Strength of Materials, New Delhi. S. Chand &

Company Ltd.

Mott L. Robert. 2004. Elemen-Elemen Mesin dalam Perancangan

Mekanis. Yogyakarta, Penerbit ANDI.

Shigley, J.E., and Mischke, C.R., 1996, Standard Handbook of Machine

Design, McGraw-Hill companies, New York.

Shigley. J. E. 1986. Perencanaan Teknik Mesin, Jakarta, penerbit

Erlangga.

Timoshenko & Gere. 2000. Mekanika bahan. Jakarta, penerbit Erlangga

perancangan mesin-mesin industrirepository.poliupg.ac.id/622/1/perancangan mesin-mesin...2.6. sistem...

Documents