Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor

DESAIN SISTEM TRANSMISI-ELEMEN MESIN I

Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air CompressorPada tugas ini akan didesain sistem transmisi pada Electric Air Compressor dengan menggunakan V-belt untuk meneruskan daya dari electric motor ke kompresor. Gambar sebuah Electric Air Compressor secara umum ditunjukkan pada gambar 1.

Gambar 1 Electric Air Compressor

Dengan mengetahui spesifikasi dari kompresor yang akan dianalisa terlebih dahulu, maka dapat didesain sistem transmisinya. Spesifikasi dari kompresor tersebut adalah Merk : SWAN P = 3 PS = 2.208 kW Dimensi dari kompresor : P x L x T = 1000 x 150 x 900 (mm)Yuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088 Page 1 of 28


Karena hanya spesifikasi umum ini yang dapat digunakan untuk mendesain sistem transmisi, maka spesifikasi desain yang lain akan dipilih dengan perkiraan, yaitu Putaran poros kompresor (N2) = 300 rpm Putaran poros motor elektrik (N1) = 700 rpm Diameter Pulley pada kompresor (d2) = 300 mm Jarak antar pulley (c) = 450 mm Overload Factor = 1.3 Sabuk Luas Permukaan dari sabuk (V-belt) = 350 mm2 Dengan memilih leather menjadi bahan sabuk, maka dengan menggunakan tabel 1 maka didapat density = 1000 kg/m3, dimana kekuatan tarik maksimumnya adalah 2 MPa.

Tabel 1. Massa Jenis dari beberapa material

(Sumber: Referensi ke-2 halaman 680) Dan dengan memilih bahan pulley adalah cast iron maka dengan menggunakan tabel 2, dengan keadaan operasi kering, maka didapat koefisien gesek antara kedua material ini adalah 0.25.

Yuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 2 of 28


Tabel 2. Koefisien gesek antara sabuk dan pulley

(Sumber: Referensi ke-2 halaman 681)

Pada desain sistem transmisi ini, komponen yang akan didesain adalah belt, pulley, shaft (poros) dan bearing. Oleh karena itu, pada desain sistem transmisi ini, pembahasan akan dibagi menjadi 4 komponen ini. Rancangan desain sistem transmisi awal adalah seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.


Page 3 of 28


Kompresor (Crank Shaft)

ElectricYuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Gambar 2 Rancangan desain sistem transmisi awal (semua dimensi dalam mm)

Rancangan ini merupakan rancangan penyederhanaan, karena seharusnya pada bagian kompresor terdapat bagian poros untuk crankshaft ditunjukkan pada

Motor

Page 4 of 28


gambar 3. Namun karena analisa nya menjadi kompleks jika mengikutkan adanya crankshaft, maka analisa poros disederhanakan dengan tidak mengikutkan adanya crankshaft, namun tetap mempertimbangkan adanya gaya pada lokasi crankshaft agar analisa yang dilakukan tetap valid. Jadi pada analisa ini hanya tidak menghitung konsentrasi tegangan saja (karena adanya crank shaft akibat perubahan bentuk poros) karena tetap dipertimbangkan adanya gaya pada lokasi crankshaft. Jadi analisanya dibuat poros bagian lokasi crankshaft dibuat polos (diameter tetap) namun dipertimbangkan adanya gaya akibat adanya crankshaft yang terletak di tengah tengah lokasi crankshaft. Tentu besar dari gaya ini merupakan perkiraan saja, guna untuk tetap mempertimbangkan adanya crankshaft.

Gambar 3 Crankshaft (sumber : Referensi ke-3)


Page 5 of 28


1. Desain Sabuk Awalnya dicari terlebih dahulu diameter dari pulley motor (d1) (1)

Lalu dicari besar sudut yang melingkari masing masing pulley.

(( )

)

(2)

(( )

)

(3)

Dengan menggunakan sudut groove dari pulley adalah 34o = 2 , maka dapat dicari gaya gaya pada sabuk.

o

,

(4)

..(i)

Kecepatan dari sabuk adalah (5)


Page 6 of 28


Massa sabuk per panjang m = luas permukaan panjang density = 350 10-6)(1)(1000) = 0.35 kg/m

maka gaya sentrifugal pada sabuk adalah Fc = mv2 = 0.35(4.728)2 = 7.824 N Gaya tarik maksimum pada sabuk adalah F= = 2(350) = 700 N

Maka gaya tarik pada sisi kencang adalah F1 = F Fc = 692.176 N Nilai F1 ini dimasukkan ke persamaan (i) didapat besar F2.

Dan daya yang dapat ditransmisikan melalui sabuk ini adalah P = (F1 F2)V = (692.176 65.355) 4.728 = 2,963.610 W

Dimana daya desain adalah = 1.3 2.208 kW = 2.807 kW Karena daya yang dapat ditransmisikan melalui sabuk ini (2.963 kW untuk 1 sabuk) lebih besar dibanding daya desain, maka sistem ini dapat berjalan dengan menggunakan 1 sabuk saja.

Panjang sabuk (6)


Page 7 of 28


Karena V-belt didesain untuk 2.807 kW, maka dari tabel 3, tipe A belt dapat digunakan. Tabel 3. Dimensi dari standard sabuk V menurut IS: 2494 - 1974


Dan dari tabel 3 juga didapat lebar atas sabuk (b) adalah 13 mm dan tebal sabuk (t) adalah 8 mm. Dengan mengurangi panjang sabuk ini dengan 36 mm untuk tipe sabuk A, ditemukan panjang sabuk dalam. = 1,590.226 36 = 1,554.226 mm Menurut IS: 2494 1974, standard panjang dalam yang terdekat adalah 1600 mm. Maka panjang pitch dari belt adalah L1 = 1600 + 36 = 1636 mm Karena panjang belt diambil sesuai dengan standard yang ada, maka jarak antara kedua pulley akan berubah. C = 472.49 mmYuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 8 of 28


2. Desain Pulley Dimensi untuk pulley standard V-grooved dapat dicari dengan menggunakan tabel 4 untuk tipe A.

Gambar 4. V-belt dan V-belt pulley (Sumber: Referensi ke-2 halaman 728)

Tabel 4. Dimensi dari standard Pulley grooved-V menurut IS: 2494 1974 (Semua dimensi dalam mm)


Dari tabel 4 didapat dimensi pulley adalah sebagai berikut w = 11 mm d = 12 mm a = 3.3 mm c = 8.7 mm f = 10 mm

n = 1 Face Width (B) = (n-1)e +2f = 2f = 20 mm


Page 9 of 28


Karena diameter pulley untuk kompresor = 300 mm, maka pulley akan dibuat berlengan dengan jumlah lengan adalah 4. Sedangkan untuk pulley motor = 129 mm, karena kurang dari 200 mm, maka pulley dibuat solid (tidak berlengan).

Gambar 5 Cast Iron Pulley untuk flat belt

Oleh karena itu, sekarang akan dicari dimensi dari lengan pulley kompresor. Umumnya penampang dari pulley berbentuk elips dengan sumbu major a1 bernilai 2 kali lebih besar dibanding sumbu minor b1. Untuk cast iron pulley, tegangan bending maksimum adalah 15 MPa. Torsi yang ditransmisikan adalah (7)

Momen bending maksimum per lengan pada ujung hub adalah


Page 10 of 28


Dan section modulus Dimana a1 = 2b1

Dimana tegangan bending adalah

b1 = 19.648 mm a1 = 2b1 = 39. 297 mm

3. Desain Shaft Seperti yang telah dijelaskan pada bagian sebelumnya bahwa karena sambungan shaft crankshaft cukup kompleks untuk diikutkan analisis, maka dalam analisa ini disederhanakan dengan cara tidak mengikutkan adanya crankshaft, dan hanya memberi ruang untuk tempat crankshaft dan perkiraan gaya yang ada pada titik M (titik di mana direncanakan adanya crankshaft), yaitu M y = 250 N dan Mz = 500 N.


Page 11 of 28


D2

D1

D3

Gambar 6 Shaft Layout. (dimensi dalam mm)


D4

D5Page 12 of 28


y W

Rcy

My

Rfy

x Rcz Mz Rfz

z T 116

Free Body Diagam x-z plane

V

570

70

-773

M

24

27 -10

V

147 -103 2

x-y planeM

-4 27

Mtot

24

10

Gambar 7 Diagram Gaya Dalam


Page 13 of 28


W pada pulley adalah total gaya horizontal yang ada pada pulley, yaitu W = F1 + F2 + 2Fc = 773.178 N Dari DBB yang ada dicari gaya gaya reaksi yang ada pada bearing. Rcy , Rfy, . Rcz dan Rfz. Untuk arah Z. -Mz + Rcz + Rfz + W = 0 Rcz + Rfz = -273.178(ii) Untuk bidang x-z -Mz(60) + Rfz(102) + W(150) = 0

Nilai

dimasukan ke persamaan (ii), maka didapat besar Rcz.

Rcz = 569.731 N Untuk arah y. -My + Rcy + Rfy = 0 Rcy + Rfy = 250(iii) Untuk bidang x-y My(60) - Rfy(102) = 0

Nilai

dimasukan ke persamaan (iii), maka didapat besar Rcy.

Rcy = 102.941 NYuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 14 of 28


Dari

torsi yang terjadi adalah T = W(dpulley/2) = 115.977 Nm

116Nm

Diagram momen dan gaya geser dari 2 bidang Bidang x-z 0 x < 0.042x V M C N Rcz

V = -Rcz = -569.731 N M = -Rcz(x) Untuk x = 0 M = 0

x=0.042 M = -23.929 Nm

0.042

x < 0.084x V M M N Mz

C Rcz

0.042

V = -Rcz +Mz = -69.731 N M = -Rcz(x) + Mz(x 0.042) = -Rcz(x) + Mz x 0.042Mz = (-Rcz + Mz) x 0.042Mz Untuk x = 0.042 M = -23.929 Nm x=0.084 M = -26.857 Nm


Page 15 of 28


0.084

x < 0.132x 0.042 M Mz 0.042 f Rfz N V M

C Rcz

V = -Rcz +Mz + Rfz = 773.178 N M = -Rcz(x) + Mz(x 0.042) + Rfz (x 0.084) = -Rcz(x) + Mz x 0.042Mz + Rfz x 0.084Rfz = (-Rcz + Mz + Rfz) x 91.804 = 773.178x 91.804 Untuk x = 0.084 M = -26.857 Nm x=0.132 M = 10.255Nm

Bidang x-y 0 x < 0.042x V M C N Rcy

V = Rcz = 102.941 N M = Rcy(x) Untuk x = 0 M = 0 x=0.042 M = 4.324 Nm

0.042

x < 0.084x 0.042 M N My V M

C Rcy


Page 16 of 28


V = Rcy -My = -147.059 N M = Rcy(x) - My(x 0.042) = Rcz(x) - My x + 0.042My = -147.059 x +10.5 Untuk x = 0.042 M = 4.324 Nm x=0.084 M = -1.853 Nm

0.084

x < 0.132x 0.042 M My 0.042 f N Rfy V M

C Rcy

V = Rcy - My + Rfy = 0 M = Rcy(x) - My(x 0.042) + Rfy (x 0.084) = Rcy(x) - My x +10.5 + Rfy x 12.353 = -1.853 Nm

Mtot pada titik M = Mtot pada titik f = Mtot pada titik J =

Analisa diameter D1, D2, D3, D4 dan D5 dengan minimum factor safety 1.5. mulai pada titik I, dimana terdapat konsentrasi tegangan pada shoulder dan torsi yang ada pada I, Ma = 13.859 Nm , Tm = 116 Nm; Mm = Ta = 0.


Page 17 of 28


Dari Tabel 5, diestimasikan menggunakan shoulder fillet well rounded (r/d = 0.1) Kt = 1.7 untuk bending. Kts = 1.5 (torsional)

Tabel 5 Estimasi iterasi pertama untuk konsentrasi tegangan Kt


Untuk awalnya, diasumsikan Kf = Kt, dan Kfs = Kts. Dipilih menggunakan material yang tidak mahal, yaitu 1020 CD dengan Sut = 469 MPa. Maka Se adalah ka = a = 4.51(469)-.0265 = 0.883

ditebak harga kb = 0.9, namun akan dicek setelah mengetahui diameternya. kc = kd = ke = 1 Se = ka kb kc kd ke kf (Se) = 0.883(0.9)(0.5)469 = 186 MPa.

Untuk estimasi awal diameter kecil pada shoulder di titik I, dapat digunakan kriteria DE- Goodman, karena kriteria ini bagus untuk desain awal, karena kemudahannya dan bersigfat konservatif. Dengan Mm dan Ta = 0, maka didapat besar d.


Page 18 of 28


{

(

[

]

)}

(8)

,

(

[

]

)-

d = 0.01898 m = 18.987 mm

Karena semua estimasi bersifat konservatif, maka dipilih ukuran standard dibawah 18.987 mm, dan dipilih d = 18 mm. Rasio umum D/d untuk pendukung shoulder adalah 1.2, jadi D = 1.2 x 18 = 21.6 mm. dipilih D = 22 mm sebagai nominal shaft diameter. Mengecek apakah estimasi dapat diterima D/d = 22/18 = 1.22

Asumsikan fillet radius adalah r = d/10

1.8 = 2 mm. Jadi r/d = 0.11

Dengan menggunakan gambar A-13-9 dan gambar 6-20 dari referensi pertama, didapat Kt = 1.61 (gambar A-13-9) , Kf = 1 + q(Kt 1) Kf = 1 + 0.75(1.61 1) = 1.458 q = 0.75 ( gambar 6-20)

Kts = 1.34 (gambar A-13-8) , Kfs = 1 + q(Kts 1) Kf = 1 + 0.93(1.34 1) = 1.316

qs = 0.93 ( gambar 6-21)

Ka = 0.883 (tidak ada perubahan) Kb = ( )

Se = 0.883(0.912)(0.5)469 = 188.868 MPa. (9)Yuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 19 of 28


[ (

) ]

(10)

* (

) +

Menggunakan kriteria Goodman (11)

nf = 1.47 Mengecek yielding

Karena kriteria Goodman bersifat konservatif, n =1.47 ini masih dapat diterima, karena dekat dengan 1.5 ( yang diharapkan).

Lalu dicek juga pada ujung keyway, sebelah kanan titik I dan groove pada titik K. dari diagram momen, diestimasi pada titik N pada ujung keyway dengan M = 9 Nm. Asumsikan radius pada bagian bawah keyway dengan nilai standard. r/d = 0.02 , r = 0.02d = 0.02(18) = 0.36 mm


Page 20 of 28


Kt = 2.14 (grafik 5.1, referensi ke3, halaman 430) Kf = 1 + q(Kt 1) Kf = 1 + 0.56(2.14 1) = 1.639

q = 0.56

Kts = 3 (grafik 5.2, referensi ke3, halaman 431) , Kfs = 1 + q(Kts 1) Kf = 1 + 0.68(3 1) = 2.36

qs = 0.68

* (

) +

* (

) +

Menggunakan kriteria Goodman

nf = 14.88 Cek juga pada groove di titik K, karena Kt untuk groove flat-bottomed sering paling tinggi. Dari diagram torsi, didapat bahwa tidak ada torsi yang ada pada groove di titik K ini. Dari diagram momen, didapat Ma dengan cara ekstrapolasi.


Page 21 of 28


Ma = 6.984 Nm Mm = Ta = Tm = 0 Untuk estimasi, pada lokasi ini digunakan Kf = Kt = 5 dari tabel 5.

Karena telah dicek pada beberapa lokasi kritis, factor keamanannya masih melebihi atau sama dengan 1.5, maka diameter = 18 mm, sesuai dengan kriteria. Dengan mengetahui diameter yang telah dispesifikasikan pada lokasi kritis, kita dapat mendesain diameter yang lain (perkiraan) dengan juga mempertimbangkan shoulder height untuk bearing.

D5 = 18 mm D4 = 28 mm D3 = D1 = 35 mm D2 = 45 mm

Setelah mengetahui diameter poros pada pulley, yaitu d = 18 mm, maka dapat ditambahi desain pada pulley, yaitu diameter dan panjang dari hub nya yang bergantung dari besar diameter poros ini.


Page 22 of 28


Dimensi dari Hub (i) Dimana d1 = diameter hub d = diameter poros d1 = 1.5d + 25 mm = 1.5(18) + 25 = 52 mm. karena ada batasan bahwa diameter hub tidak boleh melebihi dari 2d, maka yang dipilih adalah 2d = 2 (18) = 36 mm. (ii) Panjang Hub L= Karena batas dari panjang hub ini adalah minimum panjang Hub adalah 2/3B dimana B adalah 20 mm, jadi 13.33 mm (memenuhi), dan panjang maksimum dari Hub adalah tidak lebih dari B. karena panjang Hub (28.274) melebihi besar B, maka dipilih panjang Hub adalah 19 mm. Desain Key Setelah mengetahui desain poros secara keseluruhan, maka akan didesain key yang cocok dengan kondisi operasi yang ada dengan menggunakan factor safety 1.5. Data yang dipakai dalam mendesain adalah Torsi yang ditransmisikan = 116 Nm Diameter bore = 18 mm Panjang hub dari pulley =


Page 23 of 28


Tabel 6 Dimensi inci dari beberapa square dan rectangular key standard

(sumber: Referensi ke 1, halaman 379) Dari tabel 6, untuk diameter poros 18mm (9/16 7/8), dipilih square key dengan dimensi : w = 5 mm (3/16), h = 5mm (3/16), keyway depth = 2mm (3/32) dipilih material UNS G10450 dengan yield strength = 630 MPa (dari tabel A-18, referensi pertama). Maka gaya pada permukaan poros adalah

Mengecek untuk kegagalan karena crushing, maka permukaan setengah dari permukaan digunakan.

Dimana t = 5mmYuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 24 of 28


Maka dicari panjang key l =

Jadi spesifikasi dari poros adalah Kedua ujung poros dichamper 45o sebesar 1 mm (C1x45o) Tempat retaining ring: lebar 1.5 mm, dalam 1.3 mm Tempat untuk bearing lebar 10 mm Radius fillet untuk semua groove adalah 0.25 mm Keyseat : Panjang 12.3 mm, lebar 5 mm, dalam 2 mm Radius fillet untuk semua poros yang mengalami perubahan diameter adalah 0.6 mm

4. Pemilihan Bearing Realibility yang dipilih adalah 99%. Pemakaian 8 jam sehari, 7 hari dalam 1 minggu dan didesain untuk 5 tahun. Maka design life nya dapat dicari. Design life = 8 7 4 5 12 = 13,440 jam Kecepatan putar poros n = 300 rpm dengan estimasi diameter bore = 35 mm, dan lebar bearing adalah 24 mm. Dari diagram benda bebas, didapat Rcy = 102.941 N Rfy = 147.059 N Rcz = 569.731 N Rfz = -842.909 N Rc = 578.956 N Rf = 855.641 N

Pada saat kecepatan 300 rpm, design life 13,440 jam berhubungan dengan LD = 13,440 jam (60 menit/jam) 300 = 2.42 (108) putaran Dilakukan pemilihan untuk bearing F dulu, karena yang memiliki beban lebih besar dan memiliki kemungkinan bermasalah tiba tiba. Maka dengan menggunakan rumus, didapat besar C10.Yuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 25 of 28


[

]

R

0.9 (12)

Dimana untuk ball bearing a = 3, dan dari referensi pertama halaman 591, untuk rating life 106 rev, weibull parameter rating livesnya xo = 0.02; maka

= 4.459;

b = 1.483 ;

xd =

* =8,847.18 N = 8.847 kN

+

Maka dicari bearing dengan ukuran diameter bore 35mm dan dynamic load rating C10 = 8.847 kN. Desainer menggunakan katalog Timken Company, dan dipilih bearing yang cocok dengan kriteria yang dibutuhkan. (Katalog yang dipakai dilampirkan) Yaitu dipilih yang ultra light 9300K series, dengan spesifikasi sebagai berikut: Bearing number : 9307K Bore Diameter (d) = 35 0.012 mm 0.013 mm

Outside Diameter (D) = 55 Tebal bearing = 10 mm Fillet radius = 0.6 mm

Untuk bearing C, pemilihan dapat dilakukan dengan cara yang sama untuk memilih bearing F.

* =5,986.305 N = 5.986 kN

+

Maka dicari bearing dengan ukuran diameter bore 35mm dan dynamic load rating C10 = 5.986 kN. Namun karena tidak ada lagi bearing yang ukuranYuhanes Dedy Setiawan L2E 007 088

Page 26 of 28


diameter borenya = 35 mm dengan extended dynamic load rating < 13,300 N. Oleh karena itu, dipilih bearing yang sama dengan bearing untuk F, karena untuk untuk bearing dengan diameter bore 35mm, extended dynamic load rating minimum adalah 13,300 N.


Page 27 of 28



Page 28 of 28

Desain Sistem Transmisi Pada Electric Air Compressor

Documents