RODA GIGI FIKS

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa yang
telah memberikan rahmat dan hidayah-NYA serta kesehatan kepada penulis
sehingga dapat menyelesaikan "Tugas Rancangan Elemen Mesin"
Berdasarkan kurikulum pada perguruan tinggi Institut Tekhnologi Medan
(ITM), dimana setiap mahasiswa/I Fakultas Tekhnologi Industri khususnya
jurusan Tekhnik Mesin, wajib menyelesaikan tugas rancangan roda gigi. Dalam
kesempatan ini penulis membuat rancangan roda gigi YAMAHA VEGA RR dengan
data sebagai berikut:
Daya : 6 KW
Putaran : 7500 rpm
Dalam rancangan ini penulis menyajikan perhitungan untuk memperoleh
ukuran-ukuran dan bahan yang akan digunakan pada roda gigi YAMAHA VEGA RR.
Penulis menyadari masih banyak kekurangan dalam penyusunan laporan ini dan
masih jauh dari yang diharapkan. Untuk itu penulis dengan lapang dada
menerima kritik dan saran dari pembaca yang sifatnya membangun untuk
kesempurnaan laporan ini.
Pada kesempatan ini penulis tidak lupa mengucapkan banyak terimakasih
kepada:
1. Kedua orang tua penulis, atas semua nasihat dan pengorbanan moril dan
material serta Do'anya kepada penulis sehingga terselesaikannya tugas
ini.
2. Bapak Muldani ST. selaku dosen pembimbing penulis dalam menyusun tugas
rancangan roda gigi ini
3. Kepada teman-teman mahasiwa yang membantu penulis dalam menyelesaikan
tugas ini
Semoga laporan ini bermanfaat bagi penulis dan sebagai bahan
pertimbangan untuk tugas lainnya. TERIMAKASIH
Medan ,27 mei 2013 Penulis

( BAKTIAR PAKPAHAN)
Nim : 14 202 223

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR
............................................................................
........... 1
DAFTAR ISI
............................................................................
......................... 2
SKET GAMBAR RODA GIGI
........................................................................ 3
KETERANAGAN GAMBAR
......................................................................... 4
CARA KERJA …………….
............................................................................
5
BAB I
PENDAHULUAN.................................................................
.............6
1.1 Latar
Belakang....................................................................
...........6
1.2
1.3
BAB II LANDASAN
TEORI.......................................................................
... 6
2.1 Pengertian Roda Gigi
..................................................................
6
2.2 Jenis-jenis Roda Gigi
..................................................................
6
2.3 Pemilihan Jenis Roda Gigi
.......................................................... 11
BAB III POROS .....................................................
...................................... 12
3.1 Pengertian Poros……………………………………………….. 12
3.2 Perhitungan Poros……………………………………………… 13
3.3 Perhitungan Poros Output……………………………………… 19
BAB IV SPLINE DAN NAAF…….
….......................................................... 23
4.1 Spline dan
Naaf………................................................................
23
4.2 Perhitungan Spline dan Naaf
...................................................... 24
BAB V PERENCANAAN RODA GIGI...
.................................................... 34
5.1 Perencanaan Roda Gigi...................
........................................... 34
BAB VI BANTALAN…………………….………………………………… 50
6.1 Bantalan……………………………………………………….. 50
6.2 Perencanaan Bantalan…………………………………………. 52
BAB VII PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN................ 58
BAB VIII PERAWATAN
............................................................................
.. 63
BAB IX KESIMPULAN DAN SARAN
........................................................ 65
LITERATUR
............................................................................
......................... 69

KETERANGAN GAMBAR

NO NAMA BAGIAN JUMLAH

1 Rumah roda gigi 1
2 Pinion A 1
3 Pinion B 1
4 Pinion C 1
5 Pinion D 1
6 Bantalan input 2
7 Poros input 1
8 Bantalan output 2
9 Poros out put 1
10 Gear F (4) 1
11 Gear G (3) 1
12 Gear H (2) 1
13 Gear I (1) 1
14 Spline 4
15 Baut pengikat 5

PRINSIP KERJA RODA GIGI

Pada posisi netral
Putaran dari poros engkol diteruskan melalui sistem transmisi ke
poros input. Pada transmisi , putaran dari poros input diteruskan ke roda
gigi yang terdapat pada poros input. Karena gigi-gigi pada poros input
tidak berhubungan dengan gigi-gigi pada poros output, maka putaran dari
poros input tidak dapat diteruskan ke poros output.

Kecepatan I
Bila pedal pemindah daya (persenelling) ditekan ke depan, maka garpu
pemindah gigi akan menggerakkan pinion B sehingga menyatu dengan pinion A.
Sehinggan putaran dari poros input diteruskan ke gear I dengan perantaraan
yang berlawanan dengan poros input, selanjutnya poros output ditransmisikan
ke belakang.

Kecepatan II
Untuk mengubah kecepatan cukup dengan menekan pedal pemindah gigi ke
depan, maka garpu akan menekan pinion B ke kanan. dan akan menggerakan gear
I (1) kekanan menyatu dengan gear H (2). Sehingga putaran dari poros input
dapat diteruskan ke poros output melalui hubungan antara gear H(2) dengan
pinion B.

Kecepatan III
Untuk kecepatan III garpu pemindah menggerakkan pinion B kekanan
sehingga menyatu pada pinion C. Dengan berhubungnya pinion ini, maka
putaran dari poros input dapat diteruskan ke poros output melalui roda gigi
G (3).

Kecepatan IV
Pada kecepatan IV garpu pemindah gigi akan menggerakan gear G(3)
sehingga berhubungan langsung dengan gear F(4), sehingga putaran dari poros
input dapat diteruskan keporos output melalui pinion D ke gear F(4).

BAB I
PENDAHULUAN
1. Latar Belakang
Perkembangan ilmu pengetahuan dan tegnologi yang sangat pesat disegala
bidang, terutama dibidang transportasi. Alat transportasi yang sangat
dibutuhkan oleh manusia setiap hari untuk bepergian kesuatu tempat adalah
kenderaan bermotor khususnya sepeda motor.
Salah satu mobil yang digunakan untuk alat transportasi dari suatu tempat
ketempat lain adalah VEGA RR. Jenis sepeda motor ini sudah banyak
digunakan masyarakat sebagai alat pengangkutan. Mobil ini mempunyai
komponen utama yaitu transmisi yang didalamnya terdiri dari roda gigi yang
disusun sedemikian rupa sehingga dapat meneruskan daya dari output mesin ,
dimana kecepatan putarannya dapat dirubah berdasarkan perbandingan jumlah
gigi yang pertama dengan roda gigi berikutnya.

1. 2. Tujuan
Adapun tujuan dari perancangan roda gigi transmisi ini antara lain:
1. Mengetahui komponen-komponen utama dari transmisi.
2. Merancang roda gigi transmisi.
3. Mengetahui cara kerja transmisi.
4. Mengetahui viskositas dari roda gigi transmisi

1. 3. Batasan Masalah
Mengigat banyaknya pokok bahasan tentang roda gigi ini, maka dalam hal
ini dibatasi hanya untuk mengetahui komponen-koponen yang ada dalam
transmisi , fungsi dan cara kerja serta melakukan perhitungan tentang
poros, spline, naaf, roda gigi bantalan, temperature kerja, dan pelumasan
dengan daya 6 kw dan putaran maksimum 7500 rpm, dengan jenis roda gigi
lurus

BAB II
LANDASAN TEORI

2.1. Klasifikasi Roda Gigi
Roda gigi dapat diklasifikasikan menurut letak poros dan bentuk jalur
gigi. Roda gigi dengan poros sejajar adalah roda gigi dimana roda giginya
pada dua bidang silinder yang disebut jarak bagi kedua bidang silinder
tersebut bersinggungan dan satu menggelinding pada yang lain dengan sumber
tetap sejajar.

a) Roda Gigi Lurus
Roda gigi lurus merupakan roda gigi yang paling besar dengan jalur
giginya sejajar dengan poros dan penggunaanya hanya untuk menetralkan
putaran dan daya sumbu poros.

Gambar 2.2 Roda gigi lurus

b) Roda Gigi Miring
Roda gigi miring mempunyai jalur gigi yang berbentuk ulir pada
silinder jarak bagi. Pada roda gigi miring ini jumlah pasangan gigi
yang saling membuat kontak adalah lebih besar dari roda gigi lurus,
sehingga pemindahan momen atau putaran melalui gigi tersebut dapat
langsung dengan halus. Sifat ini sangat baik untuk mentransmisikan
putaran tinggi dan besar.

Gambar 2.3 Roda gigi miring
c) Roda Gigi Miring Ganda
Pada roda gigi miring ganda, gaya aksial yang timbul pada gigi yang
mempunyai alur berbentuk V tersebut akan saling meniadakan. Dengan
roda gigi yang ini perbandingan reduksi, kecepatan keliling dan daya
yang diteruskan dapat diperbesar, tetapi pembuatannya sukar.

Gambar 2.4 Roda gigi miring ganda

d) Roda Gigi Kerucut Lurus
Roda gigi kerucut lurus dengan gigi lurus adalah yang paling mudah
dibuat dan sering dipakai. Tetapi roda gigi ini sangat berisik karena
perbandingan kontaknya sangat kecil. Juga konstruksinya tidak
memungkinkan untuk memasang bantalan pada ujung porosnya.

Gambar 2.5 Roda gigi kerucut lurus

e) Roda Gigi Kerucut Spiral
Roda gigi kerucut spiral, karena mempunyai perbandingan kontak yang
lebih besar, dapat meneruskan putaran roda gigi dengan beban yang
besar. Sudut kedua roda gigi ini biasanya dengan sudut 90o.

Gambar 2.6 Roda gigi kerucut spiral

f) Roda Gigi Cacing Silindris
Roda gigi ini dapat memindahkan daya dari putaran yang mempunyai
reduksi yang besar dan pada umumnya roda gigi ini dipakai untuk beban
yang sangat besar

Gambar 2.7 Roda gigi cacing silindris
g) Roda Gigi Cacing Globoid

Roda gigi ini mempunyai fungsi yang sama dengan roda gigi cacing
silindris, bedanya hanya sistem perbandingan kontak yang lebih besar,
akibat mempunyai cacing selubung ganda.

Gambar 2.8 Roda gigi cacing globoid
h) Roda Gigi Hipoid
Roda gigi hipoid hanya digunakan pada roda gigi difrensial auto.
Roda gigi ini mempunyai jalur gigi berbentuk spiral pada bidang
kerucut yang simbolnya bersilang dan pemindahan gaya pada permukaan
berlangsung secara meluncur dan menggelinding.

Gambar 2.9 Roda gigi hipoid

i) Roda Gigi Dalam
Roda gigi dalam mempunyai ciri-ciri sebagai berikut :
1. Bentuk kedua poros sejajar
2. Arah putaran berlawanan
3. Bentuk alur sejajar dengan sumbu poros
Roda gigi ini baik digunakan pada

Gambar 2.10 Roda gigi dalam

2. Pemilihan Jenis Roda Gigi
Dalam hal ini jenis roda gigi yang dirancang adalah roda gigi
lurus,Alasan penulis memilih roda gigi lurus karena mempertimbangkan
kelebihan dan kekurangan pada roda gigi lurus yang penulis ketahui antara
lain:

2.2.1 kelebihan roda gigi lurus
a) bentuk konstruksi cukup sederhana sehingga lebih mudah proses
produksinya
b) efesiensi pemindahan dayanya cukup tinggi karena faktor terjadinya
slip sangat kecil
c) kecepatan transmisi mudah ditentukan sehingga memudahkan untuk
pengukururan yang kecil dan daya yang besar
d) kemampuan menerima putaran dan daya lebih tinggi
e) penggunaan roda gigi lurus cukup luas

2.2.2 kekurangan roda gigi lurus
a) Roda gigi lurus hanya dapat digunakan untuk mentransmisikan daya
atau puaran anatara dua poros yang posisinya sejajar atau pararel
b) suara yang dikeluarkan roda gigi lurus akibat gesekan sangat besar
dan berisik
c) putaran yang ditransmisikan tidak terlalu besar yaitu < 25.000 rpm
d) manufaktur roda gigi membutuhkan peralatan dan perlengkapan yang
khusus
e) roda gigi lurus tidak dapat digunakan untuk beban yang sangat berat

BAB III
PERRHITUNGAN POROS DAN SPLINE

3.1. Perhitungan Poros
Dalam tugas rancangan poros pemindahan ini spesifikasi yang dipilih
adalah untuk kendaraan roda dua, yaitu: "VEGA RR "dengan data-data sebagai
berikut:
Daya (P) : 6 kW
Putaran (n) : 7500 rpm
Gigi transmisi : 4 speed
Pola pengoperan : N- 1 - 2 - 3 - 4.

Jika P merupakan daya nominal out put dari motor penggerak, maka daya
rencana pada (kW) adalah daya nominal dikalikan factor keamanan fc maka
dapat di tulis
Pd = P . fc

Table 3.1 harga factor keamanaan
"Daya yang di transmisikan "fc "
"Daya rata-rata yang diperlukan "1,2-2,0 "
"Daya maksimum "0,8-1,2 "
"Daya nominal "1,0 – 1,5 "

(literatur 1 hal 7)
Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari table 2.1
fc = 1,5 ( diambil )
Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :
Pd = P . fc ( literatur 1 hal 7 )
= 6 kW . 1,5
= 9 Kw

3.2 Momen puntir (T) Poros Input
( literatur 1 hal 7 )
Dimana : T = Momen
Pd = Daya rencana ( 9 kW )
n = Putaran (7500 rpm )
Maka diperoleh
Tin =
= 9,74 x 105
= 1168,8 Kg.mm

Tabel 3.2 Baja karbon untuk kontruksi mesin dan baja batang yang difinis
dingin untuk poros
"Standart dan "Lambang "Perlakuan "Kekuatan "Keterangan "
"macam " "panas "tarik " "
" " " "(Kg/mm2) " "
" Baja karbon "S30C "Penormaan "48 " "
"konstruksi "S35C "" "52 " "
"mesin "S40C "" "55 " "
"(JIS G 4501) "S45C "" "58 " "
" "S50C "" "62 " "
" "S55C "" "66 " "
"Batang baja "S35C-D "_ "53 "Ditarik "
"yang difinis "S45C-D "_ "60 "dingin, "
"dingin "S55C-D "_ "72 "digerinda, "
" " " " "dibubut, "
" " " " "atau "
" " " " "gabungan "
" " " " "antara "
" " " " "hal-hal "
" " " " "terebut. "

Bahan poros dipilih dari bahan baja karbon kontruksi mesin (JIS G
4501) S45C dan kekuatan tarik yaitu 58 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di
izinkan dapat dirumuskan sebagai berikut :
( Kg/mm2) (literatur 1 hal 9)
Dimana : a = Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
B = Tegangan patah izin poros 58 Kg/mm2
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC (baja
karbon), 5,6 s/d 6,0 maka diambil 6
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini
sebesar 1,3-3,0. Maka diambil 1,6
Maka :
=
= 6.041 Kg/mm2

3.2.1 Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Input (dsin)
ds in = ( literatur 1 hal 8)
Dimana : ds in = diameter poros in put
Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi "1,2 – 2,3"
( diambil 1,8 )
Kt = Faktor keamanan, jika beban dikenakan dengan kejutan atau
tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )
T = Momen torsi rencana 1168,8 Kg.mm
Maka : ds in =
=
= 15.98 mm

Maka tegangan geser ( ) yang terjadi pada diameter poros input. Yaitu :
[12]
= 5,1
= 1,45 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros input tersebut aman untuk
dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan
dari tegangan geser izin ( a )

a
1,45 Kg/mm2 6,041 Kg/mm2

3.3 Perhitungan Poros Output
Pada poros output, putaran terjadi berubah-ubah sesuai kecepatan yang
di kehendaki. Untuk itu putaran yang direncanakan adalah putaran ( n ) yang
tertinggi pada poros output yaitu : n out =
Di mana,
n out = putaran poros output
n = putaran poros input
I = Perbandingan poros putaran yang di reduksi, dimana nilai i 4
untuk roda gigi lurus .
n out =
=
= 1875 rpm

Nilai f c = 1,2 - 2.0 (Daya maksimum ), dari tabel 3.1
fc = 1,5 ( diambil )
Maka daya rencana hasil koreksi di dapat :
Pd = P . fc (literatur 1 hal
7)
= 6 kW . 1,5
= 9 kW

3.3.1 Momen puntir Poros Output(Tout)
( literatur 1 hal 7)
Dimana : T = Momen
Pd = Daya rencana (9 kW)
n out = Putaran (1875 rpm )
Maka diperoleh
T out =
= 9,74 x 105
= 4675,2 Kg.mm

4501) dan kekuatan tarik yaitu 55 Kg/mm2 dengan tegangan geser yang di
( Kg/mm2) (
literatur 1 hal 7 )
Dimana : a =Tegangan geser yang diizinkan (Kg/mm2)
Sf1 = Faktor keamanan untuk pengaruh massa untuk bahan SC
(baja karbon), maka diambil 6
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar
1,3-3,0. Maka diambil 1,9
Maka :
=
= 5,088 Kg/mm2

3.3.2 Perhitungan Untuk Mencari Diameter Poros Output (dsout)
ds out =

Dimana : ds out = diameter poros in put
Cb = Faktor keamanan terhadap beban lentur roda gigi "1,2 – 2,3"
( diambil 1,8 )
Kt = Faktor keamanan, jika beban dikenakan dengan kejutan
atau tumbukan besar 1,5-3,0 ( diambil 2,3 )
Tout = Momen torsi poros output 4787,2 Kg.mm

Maka : ds out =
=
= 26.87 mm

Maka tegangan geser ( ) yang terjadi pada diameter poros output. Yaitu
:
( literatur 1
hal 7 )
= 5,1
= 1,086 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros output tersebut aman untuk
dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama dengan
dari tegangan geser izin ( a )
a
1,086 Kg/mm2 Kg/mm2

3.4. Spline Dan Naaf

Untuk mendapatkan suatu nilai dimensi atau ukuran pada rancangan ini
ada beberapa ketentuan-ketentuan untuk medapatkan ukuran-ukuran tersebut:
Ds = Diameter spline
ds = Diameter poros
= 0,810 x Ds
ws = Tebal spline
=0,15 x Ds
Hs = Tinggi spline = 0,095 x Ds

Dalam merancang suatu poros, karna spline ini adalah termasuk dalam
poros maka harus diperhitungkan nilai-nilai keamanannya

Tegangan geser yang di izinkan a ( Kg.mm ) untuk pemakaian umum
pada poros dapat di peroleh dengan berbagai cara, dalam hal ini digunakan
metode Sf. Dimana harga Sf1 6,0 untuk bahan S-C dengan pengaruh masa dan
baja paduan, sedangkan harga untuk Sf2 yaitu poros ditinjau akan di beri
pasak atau di buat bertangga karena pengaruh kosentrasi tegangan cukup
besar, adalah 1,3 sampai 3,0. Dan kekuatan tarik ( Kg/mm2)

Sedangkan tegangan geser yang terjadi ( Kg/mm2 )di karenakan
adanya momen rencana T (Kg.mm), dan pada suatu diameter poros d (mm),
yaitu :

3.4.1. Perhitungan spline dan Naaf pada poros input

Di ketahui : Daya ( P in ) = 6kW
Putaran ( n in) = 7500 rpm
Torsi ( T in ) = 1168,8 Kg/mm

Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain
sebagai berikut:
Ds in = Dimeter Spline Input
ws in = Tebal Spline Input = 0,15 Ds
hs in = Tinggi Spline Input = 0,095 Ds
ds in = Diameter poros Input = 0,810 Ds

Diameter spline Dan Naaf Input (Ds in)
ds in = 0,810 Ds
Ds in =
=
= 19,75 mm

Tebal Spline Dan Naaf Input (ws in)
ws in = 0.156 x Ds in
= 0,156 x 19,75 mm
= 3,08 mm

Tinggi Spline Dan Naaf Input ( hs in )
hs = 0,095 x Ds in
= 0,095 x 19,75 mm
= 1,87 mm
Panjang Alur Spline Input (Lsin) "untuk poros pejal".
Ls in = dimana : De = Diameter efektif
De =
=
= 17,8 mm
Ls in = = = 22 mm

Jumlah Spline Dan Naaf Input ( ns in )
ns in =
=
= 10 ( 10 gigi spline = 10 gigi naaf )

3.4.2 Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Input
Diketahui : Diameter Spline Input ( Ds in) = 19,75 mm
Torsi Input ( T in ) = 1168.8kg/mm

Pemeriksaan Tegangan Geser Izin
( Kg/mm2)
karbon), maka diambil 6 Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk
poros, dimana harga ini sebesar 1,3-3,0. Maka diambil 1,6
Maka :
=
= 5,729 Kg/mm2

Tegangan Geser Yang Terjadi

= 5,1
= 0,77 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline input tersebut aman
untuk dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama
dengan dari tegangan geser izin ( a )

a
0,77 Kg/mm2 5,729 Kg/mm2

3.5 PERHITUNGAN POROS SPLINE DAN NAAF OUTPUT
Di ketahui : Daya ( P out ) = 6 kW
Putaran ( n out ) = 1875 rpm
Torsi ( T out ) = 4675,2 Kg.mm
Pada perencanaan spline ini terdapat ketentuan-ketentuan antara lain
sebagai berikut:
Ds out = Dimeter Spline Output
hs out = Tinggi Spline Output = 0,095 Ds
ds out = Diameter poros Output = 0,810 Ds

Diameter Spline Dan Naaf Output (Ds out)
ds out = 0,810 Dsout
Ds out =
=
= 33,43 mm

Tebal Spline Dan Naaf Output (ws out)
ws out = 0.156 x Ds out
= 0,156 x 33,43 mm
= 5,21 mm

Tinggi Spline Dan Naaf Output ( hs out )
hsout = 0,095 x Ds out
= 0,095 x 33,43 mm
= 3,17 mm

Panjang Alur Spline Output (Lsin) "untuk poros pejal".
Ls out =
dimana : De = Diameter efektif
De =
= = 30,15 mm
Ls out = = = 37.96 mm

Jumlah Spline Dan Naaf Output ( ns out )
ns out =
= gigi
= 18 gigi

Pemeriksaan Kekuatan Poros Spline Output
Diketahui : Diameter Spline Output ( Ds out) = 33,43 mm
Torsi Input ( T out ) =4675,2 kg.mm

Pemeriksaan Tegangan Geser Izin
( Kg/mm2)
karbon)
Sf2 = Faktor keamanan untuk bentuk poros, dimana harga ini sebesar
1,3-3,0.
Maka :
=
= 4,824 Kg/mm2
Tegangan Geser Yang Terjadi

= 5,1
= 0,638 Kg/mm2

Berdasarkan perhitungan diatas maka poros spline output tersebut aman
untuk dipakai karena tegangan geser yang terjadi ( ) lebih kecil sama
dengan dari tegangan geser izin ( a )
a
0,638Kg/mm2 4,824 Kg/mm2

3.6 PEMERIKSAAN KEKEUATAN NAAF INPUT

Table 3.3 Nilai Konstanta Bahan ( C )
"Bahan " B ( Kg/cm2 ) "C ( Kg/cm2 ) "
"Besi tuang Bt 18 "350 - 450 "25 "
"Besi tuang Bt 26 "550 – 650 "35 "
"Besi tuang Bt 52 "700 – 1000 "35 – 65 "
"Baja St 34 "700 – 900 "55 "
"Baja St 42 "800 – 950 "65 "
"Baja St 50 "850 – 1100 "70 "
"Baja St 60 "950 – 1200 "85 "
"Baja St 70 "1200 – 1400 "100 "
" "

Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.1 yaitu
Tabel Nilai Konstanta Bahan. Sebagai berikut:
Bahan : Besi tuang Bt 52
Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2
Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik ( B) =
70–100 Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser izin ( g)
pada naaf adalah:
g =
Dimana : Sf1 = 6
Sf2 = 2,1
Maka : B =
=
= 7,93 Kg/mm2
Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk
menguji naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :

Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf input
a = Fb = Fs
Dimana : Fbin = Fsin = gaya pada naaf & spline
Win = lebar spline dan naaf
Lnin = panjang naaf
Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbin)
Fbin =
=
= 65.38Kg
Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsin = Fbin)
Fsin = Zin = Jumlah spline input = 10 buah
=
= 6,538 Kg
Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf sebagai
berikut :
ain =
=
= 0,96 Kg/mm2
Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf input ( cin)
cin = Dimana Acin = hsin x Lsin = 2mm x 22mm =44mm2
= = Luas yang mengalami tumbukan
= 1,48 Kg/mm
Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini aman
digunakan karena tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada yang melebihi
tegangan geser izin.

3.6.1 PEMERIKSAAN KEKUATAN NAAF OUTPUT
Pada perancangan naaf ini diambil data – data dari tebel 3.3 yaitu
Tabel Nilai Konstanta Bahan. Sebagai berikut:
Bahan : Besi tuang Bt 52
Kekuatan tarik ( B ) : 700 – 1000 Kg/cm2 = 70 – 100 Kg/mm2
Bahan naf dari bahan besi tuang Bt 52 dengan kekuatan tarik ( B) =
70–100 Kg/mm2, (di ambil 100 Kg/mm2) sehingga tegangan geser ijin ( g)
pada naaf adalah:
g =
Dimana : Sf1 = 6
Sf2 = 2,1
Maka : g =
=
= 7,93 Kg/mm2
Pada naaf ini juga perlu dilakukan pemeriksaan – pemeriksaan untuk
menguji naaf tersebut, pemeriksaan yang dilakukan sebagai berikut :

Pemeriksaan tegangan geser ( a) yang terjadi naaf output
aout = Fbout = Fsout
Dimana : Fbout = Fsout = gaya pada naaf & spline output
Wout = lebar spline dan naaf out
Lnout = panjang naaf out
Gaya yang bekerja pada jari-jari naaf rata-rata (Fbout)
Fbout =
=
= 155.06 Kg
Gaya yang bekerja pada setiap spline (Fsout = Fbout)
Fsout = Zout = Jumlah spline output = 10 buah
=
= 15.506Kg
Maka pemeriksaan tegangan yang terjadi pada spline atau naaf out sebagai
berikut :
aout =
=
= 0,0079 Kg/mm2
Pemeriksaan tegangan tumbuk pada naaf output ( cout)
cout = Dimana Acout= hsout x Lsout = 4mm x 37,74mm
=150,9mm2
= = Luas yang mengalami
tumbukan
= 1,03 Kg/mm
Menurut analisa perhitungan yang telah dilakukan maka naaf ini
aman digunakan karena tegangan tegangan-tegangan yang terjadi tidak ada
yang melebihi tegangan geser izin.

3.7 Perhitungan Roda Gigi
untuk perencanaan roda gigi telah diperoleh data-data sebagai berikut:
Daya ( P ) = 6 kW
Putaran ( n ) = 7500 Rpm

3.7.1. Perencanaan First Gear (Pinion 1)

Table 3.4. Konstanta Bahan ( C )
"Bahan " ( Kg/cm2) "C( Kg/cm2) "
"Besi tuang Bt 18 "350 – 450 "25 "
"Besi tuang Bt 26 "550 – 650 "35 "
"Besi tuang Bt 52 "700 – 1000 "35 – 65 "
"Baja St 34 "700 – 900 "55 "
"Baja St 42 "800 – 950 "65 "
"Baja St 50 "850 – 1100 "70 "
"Baja St 60 "950 – 1200 "85 "
"Baja St 70 "1200 – 1400 "100 "

Table 3.5. Faktor pemasangan ( )
"Cara Pemasangan " "
"Dengan kolager dst "Sampai 30 "
"Pemasangan teliti "Sampai 25 "
"Pemasangan biasa "Sampai 15 "

Jumlah gigi, z = 20
= 25 (untuk pemasangan teliti)
c = konstanta bahan baja St 60, C = 85
kg/cm
Sehingga :

= 0.09 mm = 0.1mm
Besar modul yang di gunakan di sesuaikan dengan harga modul
standart JIS B 1701 –1973.
Table 3.6 Harga modul stsndart ( JIS B 1701 – 1973 )
"Seri ke1 "Seri ke2 "Seri ke3 "Seri ke1 "Seri ke2 "Seri ke3 "
"0,1 "0,15 " " "3,5 "3,75 "
"0,2 "0,25 " "4 "4,5 " "
"0,3 "0,35 " "5 "5,5 " "
"0,4 "0,45 " "6 "7 " "
"0,5 "0,55 " "8 "9 " "
"0,6 "0,7 "0,65 "10 "11 " "
"0,8 "0,75 " "12 "14 "6,5 "
"1,0 "0,9 " "16 "18 " "
"1,25 "1,75 " "20 "22 " "
"1,50 " " "25 "28 " "
"2,0 "2,25 " "32 "36 " "
"2,5 "2,75 " "40 "45 " "
"3,0 " "3,25 "50 " " "

Keterangan ;
Dalam pemilihan utamakan seri ke 1, jika terpaksa baru kemudian ke seri 2
dan 3

Maka diameter puncak (Dp) dapat dicari dengan persamaan :
Dp = M . z
= 0.1 x 20
= 2 mm ; d = dp = Diameter puncak.
Maka lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = dp + (2 x m)
= 2 + (2 x 0.1)
= 2.2 mm.
Lingkaran addenum (Da) :
Da =Dp – 2 . 1,25 . M
= 2.2 – (2 x 1,25 x 0.1)
= 1.95 mm.
Tinggi kepala (addendum) Ha :
Ha = m
Ha = 0.1 mm.
Tinggi kaki (dedendum) Hf :
Hf = 1,25 x M
= 1,25 x 0.1
= 0.125 mm.

Tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha.
= 0.125 + 0.1
= 0.225 mm.
Tebal gigi (Tt) :
Tt =
=
= 0.157 mm.
Lebar gigi (b) :
b = (G-10) x M
= 8 x 0.1
= 0.8 mm.

a. Pemeriksaan kekuatan gigi pada first gear.
Pada pemeriksaan roda gigi ini banyak sekali fenomena yang
terjadi pada gigi tersebut, mulai dari gaya-gaya yang bekerja pada gigi,
tegangan lanjut dan momen lentur.

Gaya tangensial yang terjadi pada gigi (Ft) :
Ft = (kg)
ν = (m/det)
dimana: Ft = gaya tangensial
Pd = daya rancangan
V = kecepatan keliling

Maka Ft: =.
= 260.1 kg
Sedang momen yang terjadi (M) :
M = Ft . z
= 260.1 x 20
= 5202 kg.mm.

Table 3.7 Faktor bentuk gigi Y.
"Jumlah gigi "Y " "Jumlah gigi "Y "
"10 "0,201 " "25 "0,339 "
"11 "0,226 " "27 "0,349 "
"12 "0,245 " "30 "0,358 "
"13 "0,261 " "34 "0,371 "
"14 "0,276 " "38 "0,383 "
"15 "0,289 " "43 "0,396 "
"16 "0,295 " "50 "0,408 "
"17 "0,302 " "60 "0.421 "
"18 "0,308 " "75 "0,434 "
"19 "0,314 " "100 "0,446 "
"20 "0,320 " "150 "0,459 "
"21 "0,327 " "300 "0,471 "
"23 "0,333 " "Batang gigi "0,484 "

Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :
Ft = Tb . b . M . Y
Tb =
Dimana :
Tb = Tegangan lentur (kg/mm2)
Ft = Gaya tangensial (kg)
b = Lebar gigi (mm)
Y = Faktor bentuk gigi (Tabel 5.4)

Untuk : z = 20
Y = 0,320

Tb =
=
= 10160.2 kg/mm2.

b. Ukuran utama counter main shaft first gear (1).
Untuk mencari harga-harga dan diameter roda gigi penggerak
(gear) harus diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi
yang berpasangan "i" , yaitu jumlah gigi pada gear berbanding jumlah gigi
pada pinion.
Harga dan perbandingan transmisi untuk roda gigi biasanya
antara 4 – 5, maka untuk speed satu diambil i = 4 sehingga didapat
persamaan dengan rumus : no =
Dimana :
no = Putaran counter gear.
nl = Putaran roda gigi
i = Perbandingan transmisi : 4 (diambil)

Disubstitusikan :
no = = 1875 rpm.
Untuk mencari z2 (jumlah pada gear) maka dapat dilihat dibawah ini :
z2 = z1 . i
Dimana :
z1 = Jumlah gigi pada pinion
i = Perbandingan transmisi (dipilih)
Disubstitusikan ke angka :
z2 = 20 . 4
= 80.
Dalam hal roda gigi berpasangan antara pinion dengan gear,
besarnya harga modul, lebar gigi, tebal gigi, dan tinggi gigi dinilai sama.
Maka harga diameter dari roda gigi (gear) dapat dicari yaitu :
Dp = Lingkaran puncak
= M . z
= 0.1 . 80
= 8 mm.
Lingkaran dedendum (Dd) :
Dd = dp – 2 . 1,25 . M
= 8 – 2 x (1,25 x 0.1)
= 0.75 mm.
Lingkaran addendum (Da) :
= dp + 2 . M
= 8 + 2 .x0.1
= 8.2 mm.

3.6.2. Perencanaan Ukuran utama Main Shaft Second Gear (Pinion 2)
Pada perencanaan pinion 2 roda gigi sama juga dengan
perhitungan roda gigi penggerak pada pinion 2. Dalam hal ini harga modul
dan jumlah gigi ditentukan terlebih dahulu.
Direncanakan jumlah gigi ke 2 (z) : 21 (diambil).
Maka :

M
=0.09 mm = 0.1 mm
Maka diameter puncak dari roda gigi (pinion 2) dapat diketahui :
Dp = M . z
= 0.1 X 21
= 2.1 mm
Dd = Dp + 2 . M
= 2.1 + 2 X 0.1 = 2.3 mm
Da = Dp – 2 . 1,25 . M
= 2.1 – 2 . (1,25 X0.1)
= 0.53 mm.
Ha = M
= 0.1 mm.
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0.1
= 0.125 mm.
Tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha
= 0.125 + 0.1
= 0.225 mm.
Tebal gigi (Tt) :
Tt =
=
= 0.157 mm
Lebar gigi (b) :
b = (G – 10) . M
= 8 X 0.1
= 0.8 mm
a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion 2.
Dalam konstruksi roda gigi ini banyak sekali fenomena yang
terjadi pada gigi tersebut, maka gaya-gaya yang bekerja pada gigi :
tegangan lentur, momen lentur.
Ft =
V = (m/det)
Dimana :
n = momen puntir rancangn
V = kecepatan keliling
Ft = gaya tangensial
Pd = daya rancangsan
Dp = Diameter puncak

Maka :
V =
= 0,83 m/det.

Sehingga harga Ft dapat dicari :
Ft =
= 1113.7 kg
Sedangkan momen yang terjadi (M) :
M = Ft . r
= 1113.7 . 21
= 23388.5 kg . mm
Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dapat dilihat sebagai berikut :
Tb =
Dimana:Y = 0.320
M =momen yang terjadi
Ft =gaya tangensial
Tb=tegangan lentur yang terjadi
Tb =
= 43503.9 kg/mm2.
b. Ukuran utama counter shaft seconder gear (II).
Untuk mencari harga-harga dari diameter roda gigi penggerak
(gear) harus diketahui besarnya perbandingan transmisi antara roda gigi
berpasangan (i).
Harga i = 3 diambil untuk speed 2.
no =
=
= 2500 rpm.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) maka dapat dilihat sebagai
berikut :
z2 = i . z
= 3 . 21
= 63 mm.
Maka pada roda gigi yang berpasangan antara pinion dan gear
dapat dihitung parameternya yaitu :
Dp = M . z
= 0,1 . 63
= 6.3 mm.
Da = Dp – 2 (1,25) M
= 6.3 – 2 (1,25) 0.1
= 6.05 mm.
Dd = Dp + 2 . M
= 6.3 + 2 . 0,1
= 6.5 mm.
3.6.3 Perencanaan Utama Main Shaft Gear (Pinion III).
Untuk mengetahui harga- harga dari roda gigi penggerak yang ke
3 harus terlebih dahulu direncanakan / ditentukan parameternya yaitu modul
dan jumlah gigi yang akan dirancang.
Dalam hal ini jumlah gigi (z) = 22.

Maka diameter puncak dapat dicari :
Dp = M . z
= 0.1 . 22
= 2.2 mm.
Dd = Dp + 2 . M
= 2.2 + 2 . 2
= 6.2 mm.
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 2.2 – 2 (1,25 . 0,1)
= 1.95 mm.
Ha = M
= 0.1 mm
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0,1
= 0.125 mm
Sedangkan tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha
= 2,5 + 0,1
= 0.25 mm
Tebal gigi (Tt) :
Tt = π .
= π .
= 0.05 mm.
Lebar gigi (b) :
b = (G – 10) . M
= 8 . 0,1
= 0.8 mm
a. Pemeriksaan terhadap kekuatan gigi pada pinion ke tiga.
Dalam konstruksi roda gigi ini banyak yang harus di perhatikan,
yaitu gaya yang bekerja pada gigi, tegangan lentur yang terjadi, dan momen
lentur.
Ft =
V =
=
= 0.29 rad/det.
Maka :
Ft =
=
= 3165,5 g
Sedangkan momen yang terjadi (M):
M = Ft . r
= 3165.5 . 22
= 69641.37 g . mm
b. Ukuran utama counter shaft third gear (III) .
Untuk mengetahui harga-harga dan diameter roda gigi yang
digerakkan, harus diketahui terlebih dahulu besarnya perbandingan transmisi
(i).
Harga i = 2 untuk speed 3.

Maka :
n2 =
=
= 3750 rpm.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada pinion) dapat dihitung
dengan persamaan sebagai berikut :
z2 = i . z
= 2 . 22
= 44 buah.
Maka pada roda gigi yang berpasangan ini antara gear dan pinion
dapat dihitung parameternya yaitu :
Diameter puncak (Dp) :
Dp = M . z2
= 0,1 . 44
= 4,4 mm.
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 4.4 – 2 (1,25 . 0,1)
= 4.15 mm.
Dd = Dp + 2 . M
= 4.4 + 2 . 0,1
= 4.6 mm.
Sedangkan harga dari addendum, dedendum, tinggi gigi, dan tebal
gigi sama dengan pinion 3

3.6.4.Perencanaan Ukuran Utama Main Shaft (Pinion IV)
Roda gigi penggerak terakhir adalah pinion 4 dimana akan
menggerakkan gigi empat dan posisinya adalah top speed. Dalam hal ini gigi
dan harga modul juga ditentukan terlebih dahulu. z = 25 buah.

Maka diameter puncak dari roda gigi dapat diketahui :
Dp = M . z
= 0.1 . 25
= 2.5 mm
Dd = Dp + 2 . M
= 2.5 + 2 . 0,1
= 2.7 mm.
Lingkaran adendum (Da) :
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 2.5 – 2 (1,25 . 0,1)
= 2.25 mm.
Ha = M
= 0.1
Hf = 1,25 . M
= 1,25 . 0,1
= 0.125 mm
Tinggi gigi (Ht) :
Ht = Hf + Ha
= 0.125 + 0,1
= 0.225 mm
Tebal gigi (Tt) :
Tt = π .
= 3,14 .
= 0,157 mm
Lebar gigi (b) :
b = (6-10) . M
= 8 . 0,1
= 0,8 mm
a. Pemeriksaan t erhadap kekuatan gigi pada pinion IV.
Hal-hal yang diperlukan pada konstruksi roda gigi adalah gaya
tangensial yang bekerja seperti tegangan lentur dan momen lentur.
Untuk mengetahui hal diatas akan dihitung dengan cara seperti dibawah ini :
Ft =
V =
=
= 6,98 rad/det.
Maka :
Ft =
= 143,64 m/s.

Sedangkan momen yang terjadi adalah (M) :
M = Ft . r
= 143,64 . 25
= 3591 kg . mm.
Untuk mencari tegangan lentur yang terjadi dipakai persamaan :
Tb =
Dimana :
Y = Faktor bentuk gigi
Y = 0,399
Maka :
Tb =
= 13,24 kg/mm2

b. Ukuran utama counter shaft fourth gear (4).
Untuk menghitung parameter pada gear 4 juga harus diketahui
perbandingan transmisi (i) dalam hal ini i = 1,5.
Maka :
no =
=
= 5333,33 rpm.
Dimana :
nl = Putaran lentur shaft fourth gear
no = Putaran roda gigi.
Dan untuk mencari z2 (jumlah gigi pada gear) dapat dihitung
dengan persamaan dibawah ini :
z2 = z1 . i
= 25 . 1,5
= 37,5 mm.
Diambil : 38

Maka diameter puncak (Dp) dapat dihitung :
Dp = M . z
= 2 . 38
= 76 mm.
Da = Dp – 2 (1,25 . M)
= 76 – 2 (1,25 . 2)
= 71 mm.
Dd = Dp + 2 . M
= 76 + 2 . 2
= 80 mm.
Haga-harga pada addendum, dedendum, tinggi gigi, lebar gigi,
dan modul adalah sama untuk gigi yang berpasangan. Dalam hal ini yaitu
pinion 4.

BAB IV
BANTALAN

4.1 Bantalan
Bantalan adalah elemen mesin yang menumpu poros berbeban, sehingga
putaran atau gerakan bolak-baliknya dapat berlangsung secara halus, aman,
dan panjang umur
Klasifikasi Bantalan
Bantalan dapat di klasifikasikan sebagai berikut :
1. Atas dasar gerakan bantalan terhadap poros
a. Bantalan luncur, pada bantalan ini terjadi gesekan luncur antara poros
dan bantalan karena permukaan poros ditumpu oleh permukaan bantalan
dengan perantara lapisa pelumas.
b. Bantalan gelinding, pada bantalan ini terjadi gesekan gelinding
antara bagian yang berputar dengan yang diam melalui elemen gelinding
seprti bola (peluru), rol, atau rol jarum, dan rol bulat.
2. Atas dasar beban terhadap poros
a. Bantalan radial, arah beban yang di tumpu bantalan ini adalah tegak
lurus sumbu poros.
b. Bantalan aksial, arah beban ini sejajar dengan sumbu poros.
c. Bantalan gelinding khusus, bantalan ini dapat menumpu beban yang
arahnya sejajar dan tegak lurus sumbu poros.

Hal-Hal Penting Dalam Perancangan Bantalan Radial
Dalam perancangan ini diambil bantalan radial karena, roda gigi yang
di gunakan adalah roda gigi lurus secara keseluruhan yang dalam hal ini
nilai gaya aksial Fa dianggap tidak ada. Sebelumnya kita menentukan nilai
ekivalen P (Kg)
P = X . Fr + Y . Fa
Dimana : P = Gaya ekivalen (Kg)
X = Faktor Radial
Y = Faktor Aksial
Fr = Gaya Radial
Fa = Gaya Aksial

Dimana : T = Torsi D = Diameter luar bantalan
Beban dinamis spesifik (C) yang tejadi :

Dimana : fh = Life factor
fn = Speed factor

Dimana : Lh yaitu umur nominal bantalan bola

Dimana : n = Putaran

4.2. PERENCANAAN BANTALAN ( BEARING )
Dalam perancangan bantalan ini terdapat dua jenis bantalan yaitu, bantalan
pada poros in put dan pada poros out put
Gaya yang menekan bantalan adalah gaya yang bekerja pada roda gigi
yang saling berhubungan, dan dalam perancangan ini di gunakan jenis
bantalan radial.
Perhitungan Bantalan Pada Poros Input
Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di
peroleh bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 5.1 yaitu table
ukuran bantalan.

Table 4.1Ukuran bantalan (literatur 1 hal 143)
"Nomor bantalan "Ukuran luar(mm) "Kapasitas "Kapasitas"
" " "nominal "nominal "
" " "dinamis "statis "
" " "spesifik "spesifik "
" " "C(Kg) "C0 (Kg) "
" " "Dua " " " " " "
"Jenis terbuka "Dua "sekat "d "D "B "r " "
" "sekat "tanpa " " " " " "
" " "kontak" " " " " "
" " " " " " " " "
" " " "Fa/VFr>"Fa/VFr e " " " "
" " " "e "Fa/VFr>e " " " "
" " " " " "
" "V "X "Y "X "
" " "Pemakaian " "Pemakaian "
" "Pemakian "sebentar-seb"Pemakaian "terus-menerus "
" "jarang "entar (tidak"terus-menerus"dengan "
" " "terus-meneru" "keandalan "
" " "s) " "tinggi "
"1-1,1" " " "Pompa, poros " "
" " " " "transmisi, "Poros "
" " " " "separator, "transmisi "
" "Kerja halus "Alat "Konveyor, "pengayak , "utama yang "
" "tanpa "listrik "mesin "mesin "memang peranan"
" "tumbukan "rumah "pengangkat, "perkakas , "penting "
" " "tangga,sped"lift, tangga"pres putar , "motor-motor "
" " "a "jalan "separator "listrik yang "
" " " " "sentripugal ,"penting "
" " " " "setrifus " "
" " " " "pemurni gula " "
" " " " ",motor " "
" " " " "listrik " "
"1,1-1" " " "Motor kecil, "Pompa "
",3 " " "Otomobil, "roda meja, "penguras, rol "
" "Kerja biasa "Mesin "mesin jahit "pemegang "kalender, kips"
" " "pertanian " "pinyon, roda "angin, "
" " " " "gigi reduksi,"penggiling "
" " " " "kereta rel "bola, motor "
" " " " " "rel kereta "
" " " " " "listrik "
"1,2-1"Kerja dengan " "Alat-alat " " "
",5 "getaran atau " "besar, unit "Penggetar, " "
" "tumbukan " "roda gigi "penghancur " "
" " " "dengan " " "
" " " "getaran " " "
" " " "besar " " "

Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :
C = P
Dimana : fh : Life factor
fn : Speed factor
life factor (fh) adalah :
Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil
pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 4.3
fh =
=
Speed fector (fh) adalah : n = putaran poros yaitu 8000
Rpm
fn =
=
= 0,16
Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :
C =
=
Perhitungan Bantalan Pada Poros Output
Bedasarkan hasil perhitungan poros input pada bab sebelumnya di
peroleh bantalan dengan spesifikasi dengan melihat table 4.1 yaitu table
ukuran bantalan.
Maka di peroleh bantalan poros output :
Diameter poros (ds) 27,08 mm
Diameter dalam bantalan (d) 25 mm
Lebar bantalan (B) 12 mm
Diameter luar bantalan (D) 47 mm
Kapasitas nominal dinamis spesifik (C) 790 Kg
Kapasitas nominal statis (C0) 530 Kg
Nomor bantalan 6005
Dalam rancangan bantalan poros output ini yang di gunakan adalah
bantalan radial, dimana gaya aksial Fa = 0. Pada bantalan ini gaya ekivalen
(P) yang bekerja adalah
P = X . Fr + Y . Fa
Dimana : X = Faktor radial = 0,56 (untuk baris tunggal), dari table
4.2
Y = Faktor axial = 1,0 . Dari table 4.2
` Fr = Daya radial
Fa = Gaya aksial = 0
Gaya radial

Dimana :Tout = Torsi output = 4878,2 Kg.mm
Fr = D = Diameter luar bantalan
= 207,5 Kg
Maka: P = X .Fr + Y. Fa
= 0,56 x 207,5 Kg + 1 x 0
= 116,2 Kg

Beban dinamis spesifk (C) yang terjadi adalah :
C = P
Dimana : fh : Life factor
fn : Speed factor
life factor (fh) adalah :
Lh = umur nominal untuk bantalan bola. Yaitu 60000 jam(diambil
pemakaian sebentar-sebentar). Berdasarkan table 4.1
fh = =
Speed fector (fh) adalah : nout = putaran poros yaitu
9988,24 Rpm
fn = = Putaran poros output pada kec
4
=
= 0,149
Maka beban dinamis yang ditimbulkan yaitu :
C =
=

BAB V
PELUMASAN DAN TEMPERATUR KERJA MESIN

5.1. Perhitungan Temperatur
Perhitungan temperatur penting dalam merencanakan elemen mesin, karena
dalam sistem transmisi roda gigi, bantalan dan poros bergerak saling
bergesekan sehingga menimbulkan panas. Dan panas tersebut akan menaikkan
temperatur kerja dalam roda gigi. Oleh karena itu peningkatan temperatur
dapat dihitung dalam persamaan :
=
Dimana : Ng = daya gesek
= atau
Ng =
Dimana : = peningkatan temperatur
= faktor perpindahan panas
Ag = luas bidang gesek
Mt = momen torsi
n = 6000 rpm
Untuk radius bidang gesek (Rm) adalah :
Rm =
Dimana Do = diameter luar pinion (main shaft)
Di = diameter luar gear (counter shaft)

5.1.1. Perhitungan perubahan temperatur pada kecepatan (speed) 1

A. Untuk Rm =
=
= 46,57 mm = 46.57.10m
B. Daya gesek (Ng)=
Dimana fk = 0,02 (besi cor abu – abu)
fb = F1 = 563,2 kg
maka
Ng =
= 0,6944 Hp
C. Luas Bidang Gesek (Ag) Pada Main Shaft Dan Counter Shaft :
Agm =
=
= 2411,53 mm
Agc =
= 37560,92 mm
Maka
Agtot = 2411,53 mm + 37560,92 mm
= 39972,45mm = 3.997245.10 m

D. Untuk Mengetahui Koefisien Panas()Harus Diketahui Kecepatan
Rata – Rata (V) :
V =
=
= 29,24

Tabel 5.1 Harga Koef. Panas Dan Kec Rata – Rata
"Koefisien panas () "Kecepatan rata – rata (Vm) "
" " "
"4,5 "0 "
"24 "5 "
"46 "10 "
"57 "15 "
"62 "20 "
"72 "25 "
"83 "30 "
"88 "35 "
"96 "40 "
"104 "45 "
"114 "50 "
"125 "55 "
"130 "60 "

Dari tebel didapatkan harga V terletak antara koefisien panas 72 – 83
dan kecepatan rata- rata (V) = 25 – 30 , maka dilakukan interpolasi,
maka :

= 81,328
E. Perubahan Temperatur () :
=
= 135,96
F. Temperatur kerja (TK) :
TK = To + To = suhu kamar
(20 – 30 )
diambil 30

TK = 30+135,96
= 165,96

5.1.2 Perhitungan perubahan temperatur pada kecepatan (speed) 2

A. Untuk Rm =
=
= 38,755 mm = 38,755.10m
B. Daya gesek (Ng)=
fb = F2 = 430,64 kg
maka
Ng =
= 0,445 Hp
Agm =
=
= 4235,81 mm
Agc =
= 18606,52 mm

Maka
Agtot = 4235,81 mm + 18606,52 mm
= 22842,33 mm = 2,284233.10 m
D. Untuk Mengetahui Koefisien Panas () Harus Diketahui Kecepatan
Rata – Rata (V) :
V =
=
= 24,33
Dari tebel didapatkan harga V terletak antara koefisien panas 62 – 72
dan kecepatan rata- rata (V) = 20 – 25 , maka dilakukan interpolasi,
maka :

= 70,66
=
= 174,24

TK = To + To = suhu
kamar (20 – 30 )
diambil 30

TK = 30+174,24
= 204,24

5.1.3 Perhitungan perubahan temperatur pada kecepatan ( speed ) 3

A. Untuk Rm =
=
= 36,075 mm = 36,075.10m
B. Daya gesek (Ng)=
fb = F3 = 355,98 kg
maka
Ng =
= 0,3424 Hp
Agm =
=
= 6096,48 mm
Agc =
= 11846,29 mm
Maka
Agtot = 6096,48mm + 11846,29 mm
=17943,27 mm = 1,794327.10 m
Rata – Rata (V) :
V =
=
= 22,65
Dari tebel didapatkan harga V terletak antara koefisien panas 62-72
dan kecepatan rata- rata (V) = 25-20 , maka dilakukan interpolasi,
maka :

= 67,3

=
= 179,19
TK = To + To = suhu
kamar (20 – 30 )
diambil 30
TK = 30+ 179,19
= 209,19

5.1.4 Perhitungan perubahan temperatur pada kecepatan ( speed ) 4
A. Untuk Rm =
=
= 33,93 mm = 33,93.10m
B. Daya gesek (Ng)=
fb = F4 = 323,21kg
maka
Ng =
= 0,292 Hp
Agm =
=
= 9887,19 mm
Agc =
= 9887,19 mm
Maka
Agtot = 9887,19 mm +9887,19 mm
= 19774,38 mm = 1,977438.10 m
Rata – Rata (V) :
V =
=
= 21,3
Dari tebel didapatkan harga V terletak antara koefisien panas 62-72
dan kecepatan rata- rata (V) = 20-25 , maka dilakukan interpolasi,
maka :

= 64,6
=
= 144,46
TK = To + To = suhu
kamar (20 – 30 )
diambil 30

TK = 30+ 144,46
= 174,46 C

5.2 SISTEM PELUMASAN

TKrata-rata

Untuk menentukan Viscositas (kekentalan) absolut minyak pelumas :

Dimana : S = Sat bolt Universal second (viskosisi)
= direncanakan 33
Pr = berat jenis pelumas pada temperatur gr/cm3
=
= 0,799 gr/cm3
Z = Viscositas kinematik
=
=1,442 cp

Dari perhitungan diatas :
Tk = 319,83
Z = 1,442 cp

Grafik viskositas pelumasan

Diagram viskositas vs suhu (oF)
Besaran nilai viskositas kekentalan dari grafik tersebut diatas maka nilai
SAE adalah 30

BAB VI
KESIMPULA DAN SARAN
6.1 KESIMPULAN
Dari hasil analisa mulai dari bab II pada perencanaan roda gigi ini,
maka dapat disimpulkan data-data perencanaan sebuah roda gigi kendaraan
roda dua "VEGA RR" adalah sebagai berikut :
Daya : 6 KW
Putaran : 7500 rpm
Speed : 4 kecepatan.
Pola pengoperasian : N-1-2-3-4-N (rotari)

1. Hasil perhitungan poros.
Bahan poros baja karbon (JIS G4501) S 45 C yang mempunyai
tegangan tarik (Tb = 58 kg / mm2).
Momen puntir / momen rencana (T) :1196,8 Kg.mm
Diameter poros out put : 26,87 mm
Dimeter poros in put : 15,98 mm
Tegangan geser yang terjadi : 1,49 Kg/mm
Tegangan geser izin : 6,041 Kg/mm
2. Hasil perhitungan spline.
Panjang spline (L) : 22 mm
Lebar spline (W) :.3,08 mm
Tinggi spline (h) : 1,87 mm
Dimeter spline maksimum (D) :.33,43 mm
Diameter spline minimum (d) : 19,75 mm
Jumlah spline (K) : 10
Tegangan geser yang terjadi pada spline (Tg) : 0,79
Kg/mm
Tegangan geser yang diizinkan pada spline (Tˉg) : 5,729
Kg/mm

3. Hasil perhitungan roda gigi.
Bahan roda gigi yang direncanakan : Baja St 60

3.1.a Bahan shaft first gear
Diameter puncak (Dp) : 40 mm
Tinggi gigi (ht) : 4,5 mm
Tebal dasar gigi (Tp) : 3,14 mm
Lebar gigi (B) :.16 mm
dedendum (hf) : 2.5 mm
addendum (ha) : 2 mm
Modul (M) : 2
Jumlah gigi (Zl) : 20
Tegangan lentur : 17,5 Kg/mm
3.1.b Counter shaft first gear
Jumlah gigi (Z2) : 80

3.2.a Main shaft second gear
Lebar gigi (Tt) : 3,14 mm
Tebal gigi (B) : 16 mm
Modul (M) : 2
Jumlah gigi (Z) : 21
3.2.b Counter shaft second gear

3.3.a Main shaft third gear
Modul (M) : 2
Tebal gigi (Tt) : 3,925 mm
Lebar gigi (B) : 16 mm
3.3.b Counter shaft third gear

3.4.a Main shaft fourth gear.
Modul (M) : 2
Tebal gigi (Tt) : 3,14 mm
Lebar gigi (B) : 16 mm
3.4.b Counter shaft fourth gear.
dedendum (hf) :.2.5 mm
Modul (M) : 2

4. Hasil perhitungan bantalan
Nomor bantalan : 6003
Diameter dalam bantalan input (d) :.17mm
Diameter luar bantalan input(D) : 35mm
Tebal bantalan (B) : 10mm
Diameter dalam bantalan output : 28 mm
Diameter luar bantalan output : 47 mm
Lebar bantalan : 12 mm
Kapasitas dinamis spesifik (C) : 790Kg
Kapasitas statis spesifik (Co) : 530Kg
5. Pelumasan.
Pelumasan yang dipakai : Hidrodinamika.
Jenis pelumasan : SAE 30.
Absolute (Viscosity) : 3,988 Cp.

8.2 SARAN
Dalam hal ini penulis menghimbau kepada pengguna buku ini sebagai
referensi nantinya, hendaklah lebih teliti dalam menyelesaikan tugas
rancangan Roda gigi ataupun tugas-tugas lainnya, sehingga tugas anda jauh
lebih baik.
Banyak sekali faedah yang dapat dipetik dari tugas rancangan Roda
Gigi ini, jika dikerjakan sesuai prosedur yang sebagai mana mestinya.
Diantaranya:
1. Sebagai pembelajaran untuk membuat skripsi
2. Menambah wawasan dengan banyaknya literatur yang diambil
3. Lebih bertanggung jawab dengan apa yang kita tulis.
Akhirnya penulis mengucapkan terima kasi banyak kepada Bapak Muldani
ST sebagai pembimbing, kedua orang tua yang telah memebantu baik moril
maupun materil, dan tak terlupakan teman-teman yang tentunya sedikit
banyaknya turut berperan dalam penyelesaian tugas rancangan Roda Gigi ini.

LITERATUR

1. DASAR-DASAR PERENCANAAN DAN PEMILIHAN MESIN, oleh
Ir. Sularso Msc. PT. Pradya Paramita.
Edisi satu 1987, Jakarta.

2. J.S. Sukai, L.D. Michael, Sandi Harahap. PERENCANAAN TEHNIK MESIN.
Edisi IV. Jilid I. Penerbit Erlangga.
Jakarta 1984.

3. Umar Sutrisno, PERENCANAAN TEHNIK MESIN.
Penerbit Erlangga 1986.

4. MECHANICAL ENGINEERING AND BOOK, By Kault.

5. DASAR-DASAR PERHITUNGAN KEKUATAN BAHAN.
Penerbit Restu Agung Jakarta, Edisi I tahun 1986.
6. ELEMEN MESIN, Drs. Daryanto.Penerbit Rineke Cipta

-----------------------

104

5

2

103

3

5

2

102

4

5

2

3

10

5

4

3

2

1

0,4

0,5

0,3

0,2

400

300

200

100

50

30

500

RODA GIGI FIKS

Recommend Documents