MOTOR DIESEL 2800 CC DENGAN INJEKSI LANGSUNG

i

MOTOR DIESEL 2800 CC

DENGAN INJEKSI LANGSUNG

TUGAS AKHIR

Diajukan untuk Memenuhi Salah Satu Syarat

Memperoleh Gelar Sarjana Sains dan Teknologi

Program Studi Teknik Mesin

Oleh:

Hilarion Chitri Gangga

NIM: 005214021

PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN

FAKULTAS SAINS DAN TEKNOLOGI

UNIVERSITAS SANATA DHARMA

YOGYAKARTA

2008

ii

2800 CC DIESEL ENGINE

WITH DIRECT INJECTION

FINAL PROJECT

Presented as partial fulfilment of the requirement

as to obtain the Sarjana Sains and Technology Degree

in Mechanical Engineering

by:


Student Number: 005214021

MECHANICAL ENGINEERING STUDY PROGRAM

SAINS AND TECHNOLOGY FACULTY

SANATA DHARMA UNIVERSITY

YOGYAKARTA

2008

iii

iv

v

vi

INTISARI Motor diesel banyak digunakan dalam dunia industri dan otomotif karena

keuntungannya dan perbedaannya dengan motor lainnya. Dalam tugas akhir ini,

penulis melakukan perhitungan karakteristik motor diesel dan perhitungan

elemen-elemen mesin dengan menggunakan data dari spesifikasi kendaraan

dengan motor diesel 2800 CC. Tujuan perhitungan ini adalah untuk mengetahui

karakteristik motor diesel 2800 CC dengan injeksi langsung.

Metode yang digunakan untuk mengetahui karakteristik motor diesel 2800

CC dengan injeksi langsung adalah perhitungan ulang. Berdasarkan data

spesifikasi kendaraan dengan motor diesel 2800 CC.

Hasil perhitungan menunjukkan bahwa karakteristik motor diesel 2800 CC

dengan injeksi langsung sedikit berbeda dengan data spesifikasi kendaraan karena

pemilihan koefisien.

Karakteristik kerja mesin diesel dengan menggunakan injeksi langsung

adalah sebagai berikut:

Kebutuhan bahan bakar tiap jam = 5,86 kg/jam

Efisiensi Mekanis = 69%

Brake Thermal Efisiensi =85,70%

vii

viii

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur kepada Bapa di Surga atas segala cinta kasih yang telah

diberikan kepada penulis sehingga dapat menyelesaikan skripsi ini. Penulisan

skripsi ini bertujuan untuk memenuhi salah satu syarat untuk memperoleh gelar

sarjana pada Program Studi Teknik Mesin, Fakultas Sains dan Teknologi

Universitas Sanata Dharma.

Dalam menyelesaikan skripsi ini, penulis mendapat bantuan, bimbingan dan

arahan dari berbagai pihak. Oleh karena itu, penulis mengucapkan terima kasih

yang tak terhingga kepada :

1. Romo Dr. Ir. P. Wiryono P., S.J. selaku Rektor Universitas Sanata

Dharma Yogyakarta yang telah memberikan kesempatan untuk belajar

dan mengembangkan kepribadian kepada penulis.

2. Romo Ir. Greg. Heliarko S.J., S.S., B.S.T., M.Sc., M.A. selaku Dekan

Fakultas Sains dan Teknologi Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

3. Bapak Budi Sugiharto, S.T., M.T selaku Ketua Program Studi Teknik

Mesin Universitas Sanata Dharma Yogyakarta.

4. Bapak Yosef Agung Cahyanta, S.T., M.T. selaku Pembimbing I yang

telah membantu dan membimbing penulis dalam menyelesaikan skripsi

ini.

5. Bapak Ir. FX. Agus Unggul Santoso, selaku Pembimbing II yang telah

sabar membimbing penulis dalam menyelesaikan skripsi ini.

ix

6. Bapak Ir. YB. Lukiyanto, M.T selaku Pembimbing Akademik yang telah

memberikan dorongan dan pengarahan.

7. Para dosen Program Studi Teknik Mesin yang telah membimbing dan

memberikan segenap ilmunya.

8. Bapak, Bunda, Adik yang memberikan doa dan semangat

9. Irine Meilina Sari dan keluarga yang telah memberikan kasih sayang,

doa, semangat, bantuan, dan perhatian untukku.

10. Saudara sepupuku Hubertus Tri Adi Nugroho Valentinus Hari Murti

yang bersedia memberikan bantuan pikiran dan komputernya.

11. Teman-teman seperjuangan angkatan 2000 Teknik Mesin.

12. Semua pihak yang tidak dapat penulis sebutkan satu persatu yang telah

membantu dengan berbagai hal dan cara sehingga dapat menyelesaikan

skripsi ini.

Penulis menyadari bahwa dalam penulisan skripsi ini masih banyak terdapat

kesalahan dan kekurangan. Oleh karena itu, penulis menerima dan berterima kasih

atas segala kritik serta saran yang diberikan demi perbaikan selanjutnya. Akhir

kata, penulis berharap semoga skripsi ini dapat bermanfaat bagi pembaca di masa

sekarang maupun di masa yang akan datang.

Yogyakarta, 30 September 2008

Penulis


x

DAFTAR ISI

Halaman

HALAMAN JUDUL............................................................................... i

TITLE PAGE .......................................................................................... ii

HALAMAN PERSETUJUAN PEMBIMBING ..................................... iii

DAFTAR PANITIA PENGUJI .............................................................. iv

PERNYATAAN...................................................................................... v

INTISARI................................................................................................ vi

LEMBAR PERNYATAAN PERSETUJUAN PUBLIKASI

KARYA ILMIAH UNTUK KEPENTINGAN AKADEMIS................. vii

KATA PENGANTAR ............................................................................ vii

DAFTAR ISI........................................................................................... ix

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

1.1. Latar Belakang Masalah............................................ 1

1.2. Perumusan Masalah .................................................. 2

1.3. Tujuan ....................................................................... 2

1.4. Batasan Perancangan................................................. 2

BAB II LANDASAN TEORI ............................................................... 3

2.1. Motor Diesel ............................................................. 3

2.2. Prinsip Kerja Motor Diesel ....................................... 5

xi

2.3. Macam-macamRuang Bakar..................................... 8

2.3.1. Tipe Injeksi Langsung............................................... 9

2.3.2. Tipe Ruang Bakar Kamar Depan .............................. 13

2.3.3. Tipe Kamar Pusar (Swirl Chamber Type)................. 15

2.4. Konstruksi Mesin Diesel ........................................... 16

2.4.1. Silinder Blok dan Silinder Liner ............................... 17

2.4.2. Silinder Head............................................................. 17

2.4.2.1. Katup ......................................................................... 18

2.4.2.2. Pegas Katup............................................................... 19

2.4.2.3. Dudukan Katup ......................................................... 20

2.4.2.4. Bushing Pengantar Katup dan Oil Seal..................... 20

2.4.3. Gasket Kepala Silinder.............................................. 21

2.4.4. Piston......................................................................... 22

2.4.4.1. Konstruksi Piston ...................................................... 22

2.4.4.2. Celah Piston

(Celah Antara Piston dengan Silinder)..................... 23

2.4.4.3. Pegas Piston .............................................................. 24

2.4.4.4. Pegas Kompresi......................................................... 24

2.4.4.5. Pegas Pengontrol Oli................................................. 24

2.4.4.6. Celah Ujung Pegas .................................................... 25

2.4.4.7. Pena Piston................................................................ 26

2.4.4.8. Batang Piston ............................................................ 27

2.4.5. Poros Nok.................................................................. 28

xii

2.4.6. Poros Engkol dan Bantalan Poros Engkol ................ 29

2.4.7. Roda Penerus............................................................. 29

2.4.8. Bak Oli (Oil Pan) ...................................................... 30

2.4.9. Mekanisme Katup ..................................................... 31

2.4.9.1. Metode Penggerakkan Katup .................................... 31

2.4.9.2. Pengangkat Katup (Teppet Valve)............................. 32

2.4.9.3. Batang Penekan (Push Rod)...................................... 32

2.4.9.4. Rocker Arm dan Shaft................................................ 33

2.4.9.5. Valve Timing Diagram.............................................. 33

2.4.9.6. Celah Katup............................................................... 35

BAB III PERHITUNGAN SIKLUS KERJA MESIN ........................... 36

3.1. Siklus Mesin Diesel .................................................. 36

3.1.1. Data Kendaraan......................................................... 37

3.1.2. Langkap Isap ............................................................. 38

3.1.3. Tekanan dalam Silinder Selama

Proses Penghisapan ................................................... 39

3.1.4. Tekanan Akhir Kompresi.......................................... 43

3.1.5. Temperatur Akhir Kompresi ..................................... 43

3.1.6. Koefisien Kimia Penambahan Molar 0µ .................. 48

3.1.7. Koefisien Perubahan Molar Karena Adanya Gas

Hasil Pembakaran...................................................... 49

xiii

3.1.8. Kapasitas Molar Rata-rata Dari

Gas Volume Konstan ................................................ 50

3.1.9. Kapasitas Panas Molar Isokronik Rata-rata Udara .... 51

3.1.10. Kapasitas Molar Isokronik Udara pada Akhir

Kompresi .................................................................... 51

3.1.11. Perhitungan Temperatur Proses Pembakaran............. 51

3.1.12. Tekanan Akhir Pembakaran....................................... 52

3.1.13. Proses Ekspansi Awal ................................................ 54

3.1.14. Perbandingan Ekspansi Awal..................................... 55

3.1.15. Perbandingan Ekspansi Akhir .................................... 55

3.1.16. Perhitungan Tekanan dan Temperatur pada

Akhir Langkah Ekspansi ............................................ 55

3.1.17. Temperatur Akhir Langkah Ekspansi ....................... 56

3.2. Tekanan Indikasi Rata-rata ........................................ 57

3.3. Tekanan Indikasi Rata-rata Sesungguhnya ................ 58

3.4. Kerja Indikasi ............................................................. 58

3.5. Daya Indikasi Horsepower......................................... 59

3.6. Tekanan Efektif Rata-rata .......................................... 61

3.7. Kebutuhan Bahan Bakar ............................................ 61

3.8. Kebutuhan Bahan Bakar Tiap Jam............................. 62

3.9. Kebutuhan Bahan Bakar Spesifik Berdasarkan

Brake Horsepower...................................................... 63

3.10. Konsumsi Bahan Bakar Indikasi Spesifik.................. 63

xiv

3.11. Efisiensi Panas Indikasi.............................................. 64

3.12. Kebutuhan Bahan Bakar Spesifiknya ........................ 64

BAB IV PERHITUNGAN ELEMEN MESIN ...................................... 66

4.1. Silinder dan Kepala Silinder ...................................... 66

4.1.1. Tebal Dinding Silinder............................................... 66

4.1.2. Tebal Dinding Mantel Air Pendingin......................... 67

4.1.3. Tebal Rongga Antara Silinder Liner dengan

Dinding Mantel Air .................................................... 67

4.2. Tegangan pada Dinding Silinder................................ 68

4.2.1. Tegangan Tangensial ................................................. 68

4.2.2. Tegangan Karena Perbedaan Silinder ........................ 69

4.2.3. Tegangan pada Bagian Dalam Silinder...................... 70

4.2.4. Tegangan Karena Tekanan Gas Silinder.................... 70

4.2.5. Tegangan Total pada Permukaan Dalam Silinder...... 71

4.2.6. Tegangan Total pada Permukaan Luar Silinder......... 71

4.3. Kepala Silinder........................................................... 72

4.3.1. Tebal Kepala Silinder................................................. 72

4.3.2. Tegangan Karena Tekanan Gas ................................. 73

4.3.3. Tegangan Karena Perbedaan Suhu............................. 73

4.3.4. Tegangan Total........................................................... 74

4.4. Piston dan Perlengkapannya ...................................... 74

4.4.1. Perhitungan Piston ..................................................... 74

xv

4.4.1.1. Diameter Kepala Piston ............................................ 74

4.4.1.2. Diameter Badan Piston.............................................. 75

4.4.1.3. Tebal Kepala Piston .................................................. 75

4.4.1.4. Tebal Sirip-sirip Dalam Torak .................................. 76

4.4.1.5. Tebal Dinding Beralur Untuk Cincin Piston............. 76

4.4.1.6. Tebal Dinding Bagian Badan Piston ......................... 77

4.4.1.7. Tinggi Piston………………………………………. 77

4.4.1.8. Jarak Sumber Pena Piston dengan Alas Piston…….. 78

4.4.1.9. Tinggi Badan Torak……………………………….. 78

4.4.1.10. Tinggi Land Teratas……………………………….. 78

4.4.1.11. Jarak Cincin Satu dengan yang lain……………….. 79

4.4.2. Cincin Piston………………………………………. 79

4.4.2.1. Lebar Cincin Piston………………………………... 80

4.4.2.2. Tebal Cincin Piston………………………………... 81

4.4.2.3. Jarak sela cincin piston pada saat sebelum

terpasang dan pada saat terpasang…………………. 81

4.4.2.4. Cincin Piston Pelumas……………………………... 82

4.4.2.5. Pena Piston…………………………………………. 82

4.4.2.6. Diameter luar Pena…………………………………. 82

4.4.2.7. Perbandingan diameter luar dan dalam Pena………. 82

4.4.2.8. Panjang Pena Piston……………………………….. 83

4.4.2.9. Gaya yang diterima oleh Pena Piston akibat

Tekanan Gas Hasil Pembakaran……………………. 83

xvi

4.4.2.10. Momen Maksimum yang berkerja………………….. 84

4.4.2.11. Modulus penampang pena piston…………………… 85

4.4.2.12. Tegangan lengkung yang terjadi……………………. 86

4.4.3. Conecting rod............................................................. 86

4.4.3.1. Diameter Pena Engkol………………………….….. 86

4.4.3.2. Perhitungan Batang Piston………………….……… 87

4.4.3.3. Diameter Lubang Engkol…………………………... 87

4.4.3.4. Panjang Pena Engkol Besar………………………… 88

4.4.4. Perhitungan Mekanisme Katup

dan Perlengkapannya……………………………….. 88

4.4.4.1. Katup………………………………………………. 88

4.4.4.2. Pegas Katup………………………………………... 96

4.4.5. Perhitungan Kem…………………………………... 97

4.4.6. Poros Engkol………………………………………. 97

4.4.7. Roda Gila………………………………………….. 100

BAB V PENUTUP................................................................................ 103

.. 5.1. Kesimpulan………………………………………... 103

DAFTAR PUSTAKA

LAMPIRAN

1

BAB I

PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang

Pada saat ini, mesin diesel sangat banyak digunakan dalam kehidupan

sehari-hari. Selain untuk kepentingan industri (mesin-mesin produksi) juga

banyak digunakan dalam dunia otomotif dan transportasi, diantaranya: kendaraan

pribadi, kendaraan angkutan (niaga), kereta api dan kapal laut. Mesin berbahan

bakar solar ini mempunyai kelebihan yang menguntungkan bagi penggunanya.

Hal ini dikarenakan karakteristik utama dari mesin diesel ini. Yang membedakan

motor diesel dari motor bakar lainnya adalah metode penyalaan bahan bakar.

Dalam mesin diesel bahan bakar diinjeksikan ke dalam silinder mesin yang

mengakibatkan suhu udara di dalam silinder meningkat. Ketika bahan bakar yang

telah dikabutkan bersinggungan dengan udara panas maka akan terjadi

pembakaran. Dalam mesin diesel tidak dibutuhkan alat penyalaan lain dari luar.

Mesin diesel mempunyai efisiensi panas yang lebih tinggi daripada mesin

panas yang lain dan menggunakan sedikit bahan bakar untuk penyediaan daya

yang sama serta menggunakan bahan bakar yang lebih murah daripada bensin.

Penulis melakukan perhitungan ulang untuk karakteristik mesin diesel injeksi

langsung karena ingin mengetahui berapa konsumsi bahan bakar untuk tiap jam

dan perhitungan elemen mesin untuk mesin diesel 2800 cc dengan injeksi

langsung.

2

1.2 Tujuan

Tujuan perancangan ini adalah untuk mengetahui karakteristik kerja mesin

diesel dengan injeksi langsung serta perancangan elemen mesin.

1.3 Batasan Perancangan

Dalam tugas akhir ini penulis membatasi perancangan dikhususkan pada

perhitungan untuk kebutuhan bahan bakar motor diesel 2800cc dengan injeksi

langsung dengan spesifikasi :

Jumlah silinder : 4 silinder segaris

Diameter silinder (bore) : 93 mm (0,093 m)

Panjang langkah (stroke) : 102 mm (0,102 m)

Perbandingan kompresi : 1:18,2

Daya : 77PS pada 3600 rpm

Torsi : 17,8 Nm pada 2000 rpm

3

BAB II

DASAR TEORI

2.1. Motor Diesel

Motor diesel yang digunakan sebagai penggerak kendaraan menurut

putaran poros engkolnya digolongkan menjadi tiga macam yaitu mesin diesel

putaran rendah, mesin diesel putaran sedang, dan mesin diesel dengan putaran

tinggi. Mesin diesel putaran rendah kecepatan putar poros engkol lebih rendah

dari 500 rpm. Mesin diesel sedang memiliki putaran poros engkol antara 500-

1000 rpm. Dan mesin diesel putaran tinggi memiliki kecepatan putar poros engkol

lebih dari 1000 rpm. Mesin diesel putaran rendah sebagian besar digunakan

sebagai penggerak alat transportasi yang membutuhkan daya yang besar dan tidak

memerlukan kecepatan yang tinggi. Mesin diesel dengan kecepatan tinggi

digunakan sebagai penggerak kendaraan yang memerlukan kecepatan sehingga

dapat menghemat waktu. Pada saat ini mesin diesel juga banyak dipergunakan dan

dikembangkan sebagai penggerak kendaraan pribadi.

Pada mesin diesel, udara didalam silinder dikompresikan hingga menjadi

panas. Bahan bakar diesel kemudian disemprotkan ke dalam ruang bakar melalui

nozel dalam bentuk kabut. Bahan bakar ini kemudian dibakar oleh panas udara

yang telah dikompresikan di dalam silinder. Untuk memenuhi kebutuhan

pembakaran tersebut, temperatur udara yang dikompresi di dalam ruang bakar

harus mencapai 500°C atau lebih. Oleh karena itu, mesin diesel memiliki

perbandingan kompresi yang lebih tinggi jika dibandingkan dengan mesin bensin

yaitu antara 1:15 sampai dengan 1:22. Perbandingan kompresi mesin bensin tidak

4

dapat dibuat terlalu tinggi karena pada mesin bensin dibatasi adanya detonasi.

Gambar 2.1 Mesin diesel putaran tinggi

(Sumber: ISUZU Training Center, hal 2)

Keuntungan mesin diesel:

1. Mesin diesel memiliki efisiensi panas yang lebih tinggi. Hal ini berarti bahwa

penggunaan bahan bakar lebih ekonomis daripada mesin bensin. Pemakaian

bahan bakar diesel kira-kira 25% lebih rendah dibandingkan dengan mesin

bensin, harga bahan bakarnya lebih murah dari pada bensin.

2. Mesin diesel lebih tahan lama dan tidak memerlukan electric igniter. Hal ini

berarti bahwa kemungkinan kesulitan lebih kecil dibandingkan mesin bensin.

3. Momen pada mesin diesel tidak berubah pada jenjang tingkat kecepatan yang

luas. Hal ini berarti bahwa mesin diesel lebih fleksibel dan mudah

dioperasikan.

Kerugian mesin diesel:

1. Tekanan pembakaran maksimum hampir dua kali lebih besar dibandingkan

mesin bensin. Hal ini berarti suara dan getaran mesin diesel lebih keras.

2. Tekanan pembakarannya yang lebih tinggi maka mesin diesel harus dibuat

5

lebih kuat dan kokoh sehingga dengan daya kuda yang sama mesin diesel

lebih berat dan pembuatannya lebih mahal.

3. Mesin diesel memerlukan sistem injeksi bahan yang presisi. Dan ini berarti

harganya lebih mahal dan memerlukan perawatan yang teliti.

4. Mesin diesel memiliki perbandingan kompresi yang tinggi dan memerlukan

gaya yang besar untuk memutarnya. Hal ini berarti diperlukan motor starter

dan baterai yang lebih besar.

2.2 Prinsip Kerja Motor Diesel

Prinsip kerja motor diesel putaran tinggi dapat dilihat pada gambar 2.2.

Piston yang bergerak secara translasi (bolak-balik) di dalam silinder dihubungkan

dengan pena engkol melalui perantaraan batang penggerak atau batang

penghubung. Campuran bahan bakar dan udara dibakar di dalam ruang bakar,

yaitu ruangan yang dibatasi oleh dinding silinder, kepala piston dan kepala

silinder. Gas pembakaran yang terjadi itu mampu menggerakkan piston dan

selanjutnya menggerakkan atau memutar poros engkol. Pada kepala silinder

terdapat katup hisap dan katup buang. Katup hisap berfungsi memasukkan udara

segar ke dalam silinder, sedangkan katup buang berfungsi mengeluarkan gas

pembakaran yang sudah tidak terpakai dari dalam silinder ke udara luar

(atmosfer).

Jika piston berada pada posisi terjauh dari kepala silinder, seperti terlihat

pada gambar 2.2(2), katup hisap dan katup buang ada pada posisi tertutup, maka

gerakan piston ke atas merupakan gerakan menekan udara di dalam silinder

6

(langkah kompresi). Gerakan tersebut akan mengakibatkan kenaikan tekanan dan

temperatur udara yang dikompresikan tersebut.

Gambar 2.2 Prinsip Kerja Motor Diesel

(Sumber: ISUZU Training Center, hal 3)

Pada saat piston mencapai posisi terdekat dengan silinder (gambar 2.2(3)),

maka tekanan dan temperaturnya berturut-turut dapat mencapai kurang lebih 30

kg/cm2 dan 550 oC (Arismunandar, 2002: 4). Namun beberapa saat sebelum piston

mencapai posisi 3 (tiga) atau langkah power, bahan bakar disemprotkan ke dalam

silinder dan terjadilah proses pembakaran. Karena proses pembakaran tersebut

memerlukan waktu maka tekanan maksimum dan temperatur maksimumnya

terjadi beberapa saat setelah piston mulai bergerak ke bawah. Pada peristiwa ini

gas hasil pembakaran mendorong piston bergerak ke bawah (langkah ekspansi),

dan selanjutnya memutar poros engkol. Beberapa saat piston sebelum mencapai

posisi 4 (empat) atau langkah buang, katup buang mulai terbuka sehinga gas hasil

pembakaran keluar dari dalam silinder. Selanjutnya, gas hasil pembakaran dipaksa

keluar dari dalam silinder oleh gerakan piston dari bawah ke atas (langkah buang).

7

Beberapa saat piston sebelum mencapai posisi 1 (satu) atau langkah intake, katup

hisap mulai terbuka dan beberapa saat setelah piston mulai bergerak ke bawah lagi

katup buang sudah menutup. Dalam hal ini, gerakan piston ke bawah akan

mengakibatkan udara segar dari luar (atmosfer) akan terhisap masuk ke dalam

silinder (langkah hisap). Proses tersebut di atas terjadi secara berulang-ulang.

Pada posisi 3 (tiga) dan 4 atau langkah power dan buang, piston seolah-

olah berhenti atau dengan kecepatan nol. Posisi di mana terjadi pada keadaan

tersebut disebut dengan nama “titik mati”. Piston pada saat berada pada posisi 3

(tiga) atau langkah power di mana piston berada pada posisi paling dekat dengan

kepala silinder disebut dengan “Titik Mati Atas” (TMA). Sedangkan pada saat

piston berada pada posisi 4 (empat) atau langkah buang di mana piston berada

pada posisi terjauh dari kepala silinder disebut dengan “Titik Mati Bawah”

(TMB). Jarak antara titik mati atas (TMA) dengan TMB disebut dengan “panjang

langkah” (langkah). Contoh proses yang diberikan di atas meliputi: langkah

kompresi, langkah ekspansi, langkah buang dan langkah hisap, terjadi selama

gerakan piston dari TMB-TMA-TMB-TMA-TMB, atau selama dua putaran poros

engkol. Mesin yang dalam satu siklusnya meliputi langkah kompresi, langkah

ekspansi, langkah buang dan langkah hisap selama dua putaran poros engkol

disebut dengan mesin empat langkah. Dalam hal ini, gas hasil pembakaran

mendorong piston pada saat langkah ekspansi saja, selebihnya ketiga langkah

yang lain terjadi hal yang sebaliknya. Untuk memungkinkan hal tersebut di atas

bisa terjadi, maka sebagian energi gas hasil pembakaran selama proses ekspansi

harus diubah dan disimpan dalam bentuk energi kinetik roda gaya.

8

Mesin yang dalam satu siklus kerjanya dengan satu putaran poros engkol

disebut dengan mesin dua langkah. Dalam hal ini kira-kira 1/3 gerakan piston dari

TMA ke TMB yang terakhir dan 1/3 gerakan piston dari TMB ke TMA yang

pertama digunakan untuk mengeluarkan gas hasil pembakaran dari dalam silinder

dan untuk memasukkan udara segar dari atmosfer (dan bahan bakar pada motor

bensin) ke dalam silinder. Proses pembuangan gas hasil pembakaran sudah tak

terpakai dan pengisian udara segar ke dalam silinder disebut dengan pembilasan.

Motor diesel penggerak (propeller) kapal-kapal besar biasanya bersiklus dua

langkah. Demikian juga dengan motor bensin berukuran kecil, biasanya juga

bekerja dengan siklus dua langkah. Namun motor diesel dengan putaran tinggi

tidak pernah bekerja dengan siklus dua langkah.

2.3 Macam-macam Ruang Bakar

Ruang bakar mesin diesel merupakan bagian yang terpenting untuk

menentukan kemampuan mesin diesel. Berbagai macam konfigurasi ruang bakar

mesin diesel dikembangkan untuk menjamin bahan bakar yang disemprotkan ke

dalamnya agar dapat mengurangi, mengabut, dan bercampur dengan udara. Cara

yang digunakan dengan pembentukan ruang masuk ke dalam silinder atau

menambahkan ruang bakar bantu yang dapat mempercepat ekspansi gas pada

tahap pembakaran awal untuk meningkatkan efisiensi pembakaran. Ruang bakar

yang digunakan pada mesin diesel adalah sebagai berikut :

1. Ruang bakar langsung, tipe ruang bakar injeksi langsung (Direct Injection)

2. Ruang bakar tambahan, ruang bakar ini dibagi menjadi dua, yaitu:

9

a. Tipe ruang bakar kamar depan.

b. Tipe ruang bakar kamar pusar.

2.3.1 Tipe Injeksi Langsung (Direct Injection)

Ruang bakar tipe injeksi langsung dapat dilihat pada gambar 2.3. Bahan

bakar disemprotkan oleh injection nozzle ke dalam precombustion chamber.

Sebagian akan terbakar di tempat dan sisa bahan bakar yang tidak terbakar

bergerak melalui saluran kecil antara ruang bakar kamar depan dan ruang bakar

utama dan selanjutnya akan terurai menjadi partikel yang halus dan terbakar habis

di dalam ruang bakar utama (maincombustion).

Gambar 2.3 Tipe Injeksi Langsung (Direct injection)

(Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 5)

Macam-macam ruang injeksi langsung:

1. Multi spherical

2. Hemispherical

10

3. Sperical

Gambar 2.4 Macam-macam Ruang Injeksi Langsung

(Sumber: Astra Isuzu Training Center, Informasi Umum Automotif)

Ruang bakar yang berada di atas piston merupakakan salah satu bentuk

yang dirancang untuk menyempurnakan pembakaran. Mesin diesel putaran tinggi

yang menggunakan ruang bakar jenis ini bekerja dengan piston yang mempunyai

puncak berongga supaya diperoleh pusaran udara, seperti terlihat pada gambar

2.5. Pusaran tersebut juga dinamai “penggilasan” karena perhitungan kompresi

yang lebih tinggi pada puncak piston dibandingkan pada dasar rongga. Pusaran

yang terjadi adalah semacam pusaran yang bertekanan. Bentuk-bentuk rongga

bertekanan dapat dilihat pada gambar 2.6.

Gambar 2.5 Penggilasan Udara

(Sumber: Arismunandar, 2002: 85)

11

Gambar 2.6 Beberapa Bentuk Rongga pada Kepala Piston Motor Diesel Putaran Tinggi dengan Ruang Bakar Terbuka


Untuk membuat pusaran tanpa penggilasan, biasanya udara yang

dimasukkan ke dalam silinder dibuat berputar mengelilingi sumbu silinder, seperti

terlihat pada gambar 2.7(a) dan (b). Untuk ruang bakar dengan rongga piston yang

dangkal, banyak digunakan pusaran induksi. Gambar 2.8 menunjukkan “katup

berkelok” atau “katup berselubung” yang terpasang pada system tersebut pada

gambar 2.7(a). Konstruksi katup ini bertujuan untuk menahan aliran melalui kira-

kira separuh keliling katup, dengan menggunakan “kedok” atau ”selubung”.

Namun konstruksi katup berkelok menurunkan effisiensi volumetric. Pada gambar

2.7(b) pipa isap dibuat sedikit miring dan dalam arah tangensial terhadap dinding

silinder. Gambar 2.9 menunjukkan aliran melalui lubang spiral, yaitu bentuk yang

sebaik-baiknya untuk membentuk pusaran udara.

Dua jenis pusaran diatas lebih lemah jika dibandingkan dengan gerakan

udara di dalam ruang bakar kamar pusar atau ruang bakar kamar muka. Oleh

12

karena itu, perlu ada usaha memperbaiki pencampuran bahan bakar dan udara

dengan mengandalkan penyemprotan bahan bakar, Untuk hal itu, hendaknya

penyemprotan bahan bakar berlubang banyak diletakkan di tengah-tengah silinder,

seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.6(a) sampai dengan (h).

Gambar 2.7 Pusaran Induksi


Gambar 2.8 Katup Berkelok


13

Gambar 2.9 Aliran Udara Melalui Lubang Spiral


Keuntungan:

a. Efisiensi panas tinggi (tidak memerlukan glow plug).

b. Konstruksi silinder head sederhana.

c. Karena kerugian panas kecil, perbandingan kompresi dapat diturunkan.

Kerugian:

a. Pompa injeksi harus menghasilkan tekanan yang tinggi.

b. Kecepatan maksimum lebih rendah.

c. Suara lebih besar (berisik).

d. Bahan bakar harus bermutu tinggi.

2.3.2. Tipe Ruang Bakar Kamar Depan

Ruang bakar tipe ruang bakar kamar depan dapat dilihat pada gambar

2.10. Bahan bakar disemprotkan oleh injection nozzle ke dalam pre-combustion

14

chamber. Sebagian akan terbakar di tempat dan sisanya yang tidak terbakar akan

bergerak melalui saluran kecil antara ruang bakar kamar depan dan ruang bakar

utama dan selanjutnya akan terurai menjadi partikel yang halus dan terbakar habis

di ruang bakar utama (main chamber).

Gambar 2.5 Tipe Ruang Bakar Kamar Depan

(Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 6)

Keuntungan:

a. Pemakaian bahan bakar lebih luas, bahan bakar yang relatif kurang baik dapat

digunakan dengan asap pembakaran yang tidak pekat.

b. Karena pada tipe mesin ini digunakan tipe nozzle trotle, maka diesel knock

dapat dikurangi dan kerja mesin lebih tenang

c. Mudah pemeliharaannya karena tekanan injeksi bahan bakarnya relatif rendah

dan mesin tidak terlalu peka terhadap perubahan timing injeksi.

15

Kerugian:

a. Bentuk kepala silinder lebih rumit dan biaya pembuatan mahal.

b. Diperlukan starter yang lebih besar, mesin sulit distarter sehingga memerlukan

glow plug.

c. Pemakaian bahan bakar lebih boros.

2.3.3. Tipe Kamar Pusar (Swirl Chamber Type)

Ruang bakar tipe kamar pusar dapat dilihat pada gambar 2.11. Kamar

pusar mempunyai bentuk spherical. Udara yang dikompresikan piston memasuki

kamar pusar dan membentuk aliran turbulensi. Sebagian akan terbakar di tempat

dan sisanya yang tidak terbakar akan dibakar habis di main combustion chamber.

Keuntungan:

a. Dapat dicapai kecepatan mesin yang tinggi karena turbulensi kompresi tinggi.

b. Gangguan pada nozzle lebih kecil karena menggunakan nozzel tipe pin.

c. Operasi mesin lebih halus dengan tingkat kecepatan yang lebih luas sehingga

banyak digunakan sebagai mobil penumpang atau armada.

Kerugian:

a. Konstruksi cylinder head dan silinder block lebih rumit.

b. Efisiensi panas dan konsumsi bahan bakarnya lebih buruk dari pada mesin

injeksi langsung .

c. Masih menggunakan glow plug (busi pijar), tidak efektif untuk kamar pusar

yang besar karena mesin tidak mudah distart.

d. Detonasi lebih mudah terjadi pada kecepatan rendah.

16

2.4 Konstruksi Mesin Diesel

Konstruksi mesin diesel dapat dilihat pada gambar 2.7.

Gambar 2.11 Tipe Kamar Pusar (Sumber: Astra Isuzu Training Center, hal 7)

Gambar 2.12 Potongan Melintang Pompa Injeksi Tipe VE

(Sumber: Astra Isuzu Training Center)

17

2.4.1. Silinder Block dan Silinder Liner

Silinder block terbuat dari besi tuang dan berfungsi untuk dudukan

komponen-komponen mesin dan terdapat water jacket untuk tempat aliran air

pendingin. Cylinder liner adalah silinder yang dapat dilepas. Silinder linier dibagi

menjadi dua macam yaitu :

a. Dry type

b. Tite type

Gambar 2.13 Macam-macam Silinder Linier


2.4.2. Cylinder Head

Ruang bakar lebih kecil dan lebih rumit jika dibandingkan dengan ruang

bakar untuk mesin bensin karena perbandingan kompresinya lebih tinggi.

Cylinder heat terbuat dari besi buang dan berfungsi sebagai dudukan mekanisme

katup, injector dan glow plug. Selain itu, cylinder head juga berfungsi sebagai

ruang bakar. Cylinder linier dapat dilihat pada gambar 2.14.

18

Gambar 2.14 Cylinder Head


2.4.2.1. Katup

Katup terbuat dari baja khusus (special steel) karena katup berhubungan

langsung dengan tekanan dan temperatur yang sangat tinggi. Mekanisme katup

dapat dilihat pada gambar 2.15.

Gambar 2.15 Mekanisme Katup


Pada umumnya besar katup hisap lebih besar daripada katup buang. Agar

katup dapat menutup rapat pada dudukan katup, permukaan pada sudut katup

(valve safe angle) dibuat 44,5° atau 45,5°

19

2.4.2.2. Pegas Katup

Pegas katup (Valve Spring) digunakan untuk menutup katup. Pada

umumnya mesin menggunakan 1 pegas untuk setiap katupnya, tetapi ada juga

mesin yang menggunakan 2 pegas untuk 1 katup.

Gambar 2.16 Mekanisme Pegas Katup


Penggunaan pegas yang jarak pitch-nya berbeda (Uneved Pitch Spring)

atau pegas ganda (double Spring) adalah untuk mencegah agar katup tidak

melayang. Katup melayang adalah gerakan katup yang tidak seirama dengan

gerakan cam saat putaran tinggi. Pegas dengan jarak picth yang berbeda type

asymetrical dipasang dengan bagian yang lebih renggang pada posisi atas.

20

2.4.2.3. Dudukan Katup

Dudukan katup (valve seat) dipasang dengan cara dipres pada kepala

silinder. Valve seat berfungsi sebagai dudukan katup sekaligus memindahkan

panas dari katup ke kepala silinder. Dudukan katup terbuat baja khusus yang

mempunyai sifat karakteristik tahan panas dan aus. Lebar persinggungan katup

adalah 1,2 sampai 1,8 mm.

Gambar 2.17 Mekanisme Dudukan Katup


2.4.2.4. Bushing Pengantar Katup dan Oil Seal

Bushing pengantar katup terbuat dari besi tuang dan berfungsi untuk

mengarahkan katup agar dudukan katup tepat pada valve seat. Gerakan katup

yang tidak lembut atau batang katup yang macet pada bushing pengantar katup,

mekanisme tersebut disebut sebagai katup macet (valve stingking). Oil seal

berfungsi untuk mencegah oli mesin masuk ke ruang bakar melalui bushing katup.

21

Bila oil seal rusak maka akan menyebabkan oli masuk ke dalam ruang bakar,

akibatnya oli menjadi boros. Oli biasanya lebih mudah masuk ke ruang bakar

melalui katup masuk.

2.4.3. Gasket Kepala Silinder

Gasket kepala silinder (Heat Cylinder Gasket) terletak diantara blok

silinder dan kepala silinder yang berfungsi untuk mencegah kebocoran gas

pembakaran (kompresi), air pendingin dan oli. Umumnya gasket terbuat dari

gabungan karbon dan lempengan baja (Carbon Clad Sheet Steel) atau steel

laminated.

Gambar 2.18 Gasket Kepala Silinder


22

2.4.4. Piston

2.4.4.1. Konstruksi Piston

Piston bergerak naik turun di dalam silinder untuk melakukan langkah

hisap, kompresi, usaha, dan buang. Fungsi utama dari piston adalah untuk

menerima tekanan pembakaran dan meneruskan ke poros engkol melalui

connecting rod. Piston terbuat dari aluminium alloy (paduan aluminium) karena

bahan tersebut ringan dan radiasi panasnya baik. Konstruksi piston dapat dilihat

pada gambar 2.19.

Gambar 2.19 Konstruksi Piston


23

Pada piston mesin diesel tipe injeksi langsung terdapat lubang yang

berfungsi sebagai ruang bakar. Pada sebagian piston, kepalanya diberi head dam

dan ada pula yang pada ring slot pertamanya dibuat dari FRM (Fiber Reinforced

Metal) yang merupakan paduan antara aluminium dengan ceramic fiber. Kedua

cara ini bertujuan untuk mencegah perubahan bentuk piston pada groove nomor 1

karena panas.

Pada beberapa piston terdapat offset dan cooling channel. Offset berfungsi

untuk mencegah keausan kesatu sisi yang berlebihan. Cooling channel berfungsi

sebagai pendingin piston. Piston slap adalah benturan ke samping akibat tenaga

dorong pembakaran.

2.4.4.2. Celah Piston (Celah antara Piston dengan Silinder)

Saat piston menjadi panas akan terjadi sedikit pemuaian dan

mengakibatkan diameternya bertambah, maka diantara silinder dibuat celah yang

disebut piston clearance. Pada umumnya celah piston antara 0,02 – 0,12 mm.

Bentuk piston saat dingin, diameter kepala piston lebih kecil daripada bagian

bawahnya. Celah piston dapat dilihat pada gambar 2.20.

Gambar 2.20 Celah Piston


24

2.4.4.3. Pegas piston

Pegas piston (piston ring) dipasang dalam ring groove. Ring piston terbuat

dari baja khusus, pada piston terdapat 3 buah ring piston. Pegas piston dapat

dilihat pada gambar 2.21.

Gambar 2.21 Pegas Piston


Ring piston berfungsi untuk:

1. Mencegah kebocoran selama langkah kompresi dan usaha.

2. Mencegah oli yang melumasi piston dan silinder masuk ke ruang bakar.

3. Memindahkan panas dari piston ke dinding silinder

2.4.4.4. Pegas kompresi

Pada setiap piston terdapat 2 pegas kompresi. Pegas kompresi ini disebut

dengan top compression ring dan second compression ring.

2.4.4.5. Pegas Pengontrol Oli

Pegas pengontrol oli (oil control ring) diperlukan untuk membentuk

lapisan oli tipis (oil film) antara piston dan dinding silinder. Pegas oli ini disebut

dengan third ring. Pegas pengontrol oli dapat dilihat pada gambar 2.23.

25

Ada 2 (dua) tipe pegas oli, yaitu:

1. Tipe integral

2. Tipe segment

Gambar 2.22 Pegas Kompresi


Gambar 2.23 Pegas Pengontrol Oli


2.4.4.6. Celah Ujung Pegas

Pegas piston akan mengembang bila dipanaskan dengan alasan pada ujung

26

ring piston harus terdapat celah yang disebut ring end gap. Besarnya celah

biasanya sebesar 0,2 – 0,5 mm pada temperatur ruangan, dan diukur pada 10 mm

dan 120 mm dari atas silinder. Celah ujung pegas dapat dilihat pada gambar 2.24.

Gambar 2.24 Celah Unjung Pegas


2.4.4.7. Pena Piston

Pena piston (piston pin) menghubungkan dengan bagian ujung yang kecil

dari connecting rod kemudian meneruskan tekanan pembakaran yang berlaku

pada torak ke connecting rod. Pena piston berlubang di dalamnya untuk

mengurangi berat yang berlebihan dan kedua ujung ditahan oleh bushing pena

torak (Piston pin boss). Pena piston dapat dilihat pada gambar 2.25 dan macam-

macam sambungan piston dan connection rod dapat dilihat pada gambar 2.26.

Piston dan connecting rod dapat dihubungkan dengan 4 (empat) cara,

yaitu:

1. Tipe fixed

2. Tipe full-floating

3. Tipe bolted

4. Tipe press-fit

27

Gambar 2.25 Pena Piston


Gambar 2.26 Macam-macam Sambungan Piston dan Conecting rod


2.4.4.8. Batang Piston

Batang piston (connecting rod) berfungsi untuk meneruskan tenaga yang

dihasilkan oleh piston ke crank shaft. Bagian ujung connecting rod yang

28

berhubungan dengan piston pin disebut small end, dan bagian yang berhubungan

dengan poros engkol disebut big end. Pada connecting rod terdapat oil hole yang

berfungsi untuk memercikkan oli untuk melumasi piston. Batang piston dapat


Gambar 2.27 Batang Piston


2.4.5. Poros Nok

Poros nok berfungsi untuk menggerakkan mekanisme katup dan pompa

oli. Untuk mesin bensin ditambah menggerakkan pompa bahan bakar dan

distributor. Poros nok dapat dilihat pada gambar 2.28.

Gambar 2.28 Poros Nok


29

2.4.6. Poros Engkol dan Bantalan Poros Engkol

Poros engkol (crankshaft) terbuat dari baja karbon dan berfungsi untuk

merubah gerak naik turun piston menjadi gerak putar. Bantalan poros engkol

terbuat dari logam putih (baja ditambah timah, timah hitam dan seng), logam

kelmet (baja ditambah tembaga dan timah hitam), logam aluminium (baja

ditambah aluminium dan timah). Pada bantalan terdapat locking lip yang

berfungsi untuk mencegah bantalan agar tidak ikut berputar. Thrust washer

berfungsi untuk mencegah gerak aksial (maju mundur) yang berlebihan. Poros

engkol dan bantalan poros engkol dapat dilihat pada gambar 2.29.

Gambar 2.29 Poros Engkol dan Bantalan Poros Engkol


2.4.7. Roda Penerus

Roda penerus atau flywheel terbuat dari baja tuang dan berfungsi untuk

menyimpan tenaga putar mesin. Flywheel dilengkapi dengan ring gear yang

30

berfungsi untuk perkaitan dengan gigi pinion motor starter. Roda penerus dapat


Gambar 2.30 Roda Penerus


2.4.8. Bak Oli (Oil Pan)

Oil pan terbuat dari baja dan dilengkapi separator untuk menjaga agar

permukaan oli tetap rata ketika kendaraan dalam posisi miring. Penyumbat oli

(drain plug) letaknya dibagian bawah oil pan yang berfungsi untuk mengeluarkan

oli mesin bekas. Bak oli dapat dilihat pada gambar 2.31.

Gambar 2.31 Bak Oli


31

2.4.9. Mekanisme Katup

2.4.9.1. Metode Menggerakkan Katup

Camshaft digerakkan oleh crank shaft dengan 3 (tiga) cara, yaitu :

1. Timing Gear

2. Timing Chain

3. Timing Belt

Gambar 2.32 Metode Menggerakkan Katup


32

2.4.9.2. Pengangkat Katup (Teppet Valve)

Pengangkat katup (Valve Lifter) berfungsi untuk meneruskan gerakan

camshasf ke push rod. Pada mesin yang menggunakan lifter konfensional celah

katupnya harus distel, tetapi ada mesin yang menggunakan hidraulic lifter tidak

perlu melakuan penyetelan celah katup karena celahnya selalu 0 mm. Pengangkat

katub dapat dilihat pada gambar 2.33.

Gambar 2.33 Pengangkat Katup


2.4.9.3. Batang Penekan (Push Rod)

Batang penekan (Push Rod) berfungsi untuk meneruskan gerakan lifter

33

ke rocker arm. Batang penekan dapat dilihat pada gambar 2.34.

Gambar 2.34 Batang Penekan


2.4.9.4. Rocker Arm dan Shaft

Rocker arm berfungsi untuk menekan katup saat tertekan ke atas oleh push

rod. Rocker arm dilengkapi skrup dan mur pengunci untuk penyetelan celah

katup. Pada mesin yang menggunakan lifter hidraulis tidak dilengkapi skup dan

mur pengunci. Rocker arm dan shaft dapat dilihat pada gambar 2.35.

2.4.9.5. Valve Timing Diagram

Valve timing diagram adalah diagram waktu kerja katup. Valve timing

diagram dipengaruhi oleh bentuk cam dan celah katup. Valve timing diangram

dapat dilihat pada gambar 3.36.

34

Gambar 2.35 Rocker Arm dan Shaft


Gambar 2.36 Valve Timing Diagram


35

2.4.9.6. Celah Katup

Celah katup adalah celah yang terdapat pada mekanisme katup (dari

camshaft sampai katup). Pada saat mesin panas dan tidak terdapat celah katup

pada mekanisme katup, maka akan terjadi pemuaian yang menyebabkan katup

tidak dapat menutup rapat. Celah katup dapat dilihat pada gambar 2.37.

Gambar 2.37 Celah Katup


36

BAB III

PERHITUNGAN SIKLUS KERJA MESIN

3.1. Siklus Mesin Diesel

Siklus kerja mesin diesel ada tiga macam :

1. Siklus ideal

2. Siklus aktual

3. Siklus gabungan

Analisa siklus kerja pada tugas akhir ini, penulis menggunakan siklus

aktual dan ada juga beberapa langkah siklus yang nantinya akan dibahas dengan

siklus gabungan. Pada siklus aktual hambatan hidrolik (rugi-rugi gesekan fluida)

yang timbul pada sistem pemasukan akan menurunkan tekanan udara yang masuk

kedalam ruang bakar. Karena gerakan piston yang tidak seragam menyebabkan

proses pengisisan ruang bakar juga bervariasi.

Gambar 3.1 Diagram P-V Siklus Diesel Aktual

(Sumber: Petrovsky, hal 18)

37

Tampak pada gambar 3.1 langkah pengisapan (r-a) kurva mengalami

penurunan tekanan tekanan di bawah garis atmosfir. Kompresi udara pada siklus

aktual diikuti dengan pertukaran panas antara dinding silinder dan udara. Oleh

karena itu garis kompesi pada diagram p-v bukan garis adiabatik, tetapi ditujukan

oleh kurva dan berlangsung secara politropik dengan eksponen politropik yang

bervariasi.

Karena campuran udara dan bahan bakar terbakar dalam jumlah yang

terbatas, piston akan bergerak disertai dengan muatan yang mengisi silinder

selama periode pembakaran sampai mendekati TMA. Sehingga tekanan gas pada

proses ini tidak bergerak naik menurut garis vertikal seperti pada pembakaran

yang terjadi dalam volume konstan, tetapi mengikuti kurva yang semakin

menjauhi sumbu–y. Setelah TMA, pembakaran berlangsung berdasarkan kenaikan

volume.

Proses ekspansi pada siklus aktual disertai dengan afterburning dan

perpindahan panas antara gas hasil pembakaran dengan dinding silinder. Oleh

karena itu, proses ekspansi tidak berlangsung secara adiabatik, tetapi berlangsung

secara politropik dengan harga koefisien politropik yang bervariasi.

3.1.1. Data Kendaraan

Jenis kendaraan : mobil angkutan

Tipe mesin : mesin diesel injeksi langsung 4 langkah

Jumlah silinder : 4 silinder sebaris

Volume sillinder : 2771 cc

38

Diameter silinder (bore) : 93 mm (0,093 m)

Panjang langkah (stroke) : 102 mm (0,102 m)

Perbandingan kompresi : 1:18,2

Volume tiap silinder : 692,75 cc

Daya : 77PS pada 3600 rpm

Torsi : 17,8 Nm pada 2000 rpm

3.1.2. Langkah Isap

Seperti yang telah dijelaskan di atas pada langkah isap terjadi penurunan

tekanan atmosfer yang sesungguhnya. Hal ini disebabkan karena rugi-rugi

gesekan fluida pada sistem pengisapan. Untuk udara luar pada tekanan atmosfer

mengalir masuk pada ruang bakar karena adanya perbedaan tekanan yang lebih

rendah di dalam ruang bakar. Pengaliran udara segar ini melalui saluran isap dan

akan melalui katup isap saat terbuka. Katup isap terbuka beberapa derajat sebelum

TMA saat langkah buang. Saat piston mulai bergerak menuju TMB udara akan

mengalir ke dalam silinder.

Besarnya udara yang masuk ke dalam silinder dipengaruhi oleh:

a. Tahanan hidrolis dari sistem pengisapan, tekanan akan turun sebesar ∆p.

b. Adanya sisa pembakaran di dalam silinder yang mengisi sebagian volume

silinder.

c. Panas yang diterima udara dari sistem saluran masuk sebesar ∆T akan

mengurangi kerapatan udara.

39

3.1.3. Tekanan Dalam Silinder Selama Proses Penghisapan

Adanya gesekan dalam saluran hisap akan mengurangi jumlah udara yang

terhisap ke dalam silinder karena kerapatan udara berkurang. Pengaruh tekanan

hidrolik fluida dapat dicari bila diketahui rugi-rugi tekanan ∆pa dalam sistem

hisap atau tekanan Pa pada saat proses penghisapan berakhir. Tekanan di dalam

silinder selama proses pengisian dapat dicari secara tepat bila prosesnya stabil.

Pada kecepatan dan daya rata-rata tekanan pada akhir proses penghisapan dapat

dicari dengan persamaan 3.1 (Petrovsky, 1971: 27).

( ) 092,085,0 PPa −= .........................................................................................(3.1)

Dengan :

Pa = Tekanan akhir pada langkah isap.

Po = Tekanan udara luar (diasumsikan 1 atm)

Sehingga perhitungannya:

Pa = (0,92)Po

= 0,92 x 1

= 0,92 atm

= 0,92 x 0,1013 MPa

= 0,094 MPa

Perhitungan penurunan tekanan yang terjadi dengan persamaan 3.2 (Petrovsky,

1971: 207).

∆Pa = (0,03-0,05) Po..........................................................................................(3.2)

40

Dengan :

∆Pa = Penurunan tekanan karena rugi-rugi gesekan Fluida.

∆Pa = (0,04) Po

= 0,04 x 1

= 0,04 atm

= 4,052 Kpa

Temperatur pada saat akhir langkah isap

Temperatur akhir langkah isap dihitung dengan persamaan 3.3 (Petrovsky,

1971: 207).

r

WOa

rTrTTT

.1.

γγ

++∆+

= .......................................................................................(3.3)

Dengan :

Ta = Temperatur udara saat langkah isap.

∆Tw = Peningkatan panas akibat kontak antara dinding silinder dan piston yang

panas

Besarnya ≈ 10-15 ºC ( tanpa turbocharger) (Petrovsky, 1971: 32)

dipilih 15 ºC

Tr = Temperatur gas buang. Besarnya 700-800 ºK (Petrovsky, 1971: 32) dipilih

750 ºK


035,01750035,015301

+×++=aT .

= 330,676 ºK

41

Efisiensi pengisian (efisiensi volumetrik) dan koefisien gas sisa

Efisiensi pengisian (efisiensi volumetrik) dan koefisien gas sisa dihitung

dengan persamaan 3.4 (Petrovsky, 1971: 31).

( )ra

ach

TTp

p

γεεη

+⋅⋅

−=

1

11

0

0.................................................................................(3.4)

Dengan :

Ta = Temperatur udara saat langkah isap

ε = Perbandingan kompresi

To = Temperatur udara luar (atmosfer) diasumsikan 28 ºC = 301 ºK

Γr = Koefisien gas buang. Besarnya ≈ 0,03-0,04

(Petrovsky, 1971: 29). Dipilih 0,035

Sehingga harga ηch dapat diketahui yaitu:

( )856,0

035,01301

6763,3301

192,0

12,182,18

=

+××

−=chη

Langkah kompresi

Proses kompresi merupakan lanjutan proses isap. Katup isap akan

tertutup sebelum piston mencapai TMB dan udara akan ditekan bersamaan dengan

42

gerakan piston bergerak menuju TMA. Tekanan dan temperatur udara tersebut

akan naik mencapai suhu yang lebih tinggi dari titik bakar bahan bakar, sehingga

apabila bahan bakar disemprotkan di dalamnya akan terjadi pembakaran yang

spontan.

Proses kompresi pada siklus aktual langsung secara politropis, sehingga

tekanan dan temperatur pada saat langkah kompresi di hitung berdasarkan

persamaan politropik. Dengan memperhitungkan perubahan koefisien politropik

n1 yang besarnya 1,34-1,39 (Petrovsky, 1971: 33). Eksponen politropis dicari

dengan metode trial error dari persamaan 3.5 (Petrovsky, 1971: 34).

( )1k

985,11BTA1

1ka

1

−=+ε+ − ....................................................................................(3.5)

Dengan :

K1 ≈ n1 = 1,34-1,39 koefisien politropik

A dan B = Koefisien yang ditemukan berdasarkan percobaan yang dilakukan oleh

N. M. Glagolev untuk setiap macam gas (Petrovsky, 1971: 47).

A untuk udara = 4,62

B untuk udara = 0,00053


( ) 01

985,115,18676,330105362,41

15 1 =−

−+××+ −−

kk

43

Dengan metode trial error didapatkan 377,111 =≈ nk

3.1.4. Tekanan Akhir Kompresi

Tekanan akhir kompresi dihitung dengan persamaan 3.6

(Petrovsky,1971:32).

1nac εPP ×= ........................................................................................................(3.6)

Dengan :

Pc = Tekanan akhir langkah kompresi

Pa = Tekanan akhir saat langkah isap

ε = Perbandingan kompresi

n 1= Koefisien politropik. Besarnya 1,377

Mpa 5,064Kpa 5064,25 Kpa101,349,99

atma 49,9918,292,0εPP

1,377

nac

1

==×=

=×=

×=

3.1.5. Temperatur Akhir Kompresi

Temperatur akhir kompresi dihitung dengan persamaan 3.7 (Petrovsky,

1971: 32).

11−×= nac TT ε ......................................................................................................(3.7)

Dengan :

Tc = Temperatur akhir kompresi

44


( )

K807,322,1867,303

o

1377,1

11

=

×=×=

−

−nac TT ε

Proses Pembakaran

Proses pembakaran terjadi saat piston berada beberapa derajat sebelum

TMA. Udara yang terkompresi temperaturnya mencapai titik bakar bahan bakar,

sehingga pada saat bahan bakar disemprotkan akan terbakar. Dalam proses

pembakaran ini, bahan bakar bereaksi dengan udara pada saat terbakar. Pada

proses ini terjadi pembakaran campuran bahan bakar dan udara yang unsur

utamanya adalah karbon, hidrogen dan oksigen. Udara mengandung 23% oksigen

(O2) dan 76,7% nitrogen (N2) dalam basis massa, sedangkan mengandung 21%

oksigen dan 79% nitrogen dalam basis volume. Bahan bakar yang digunakan

berupa bahan bakar cair (minyak solar) dan memiliki komposisi C = 86%; H2 =

13%; O2 = 1%.

Reaksi kimia pada pembakaran bahan bakar cair

Pada pasal ini akan dihitung jumlah udara yang dibutuhkan untuk membakar

bahan bakar dan juga jumlah hasil sisa pembakaran. Misalkan 1 kg mengandung c

kg karbon, h kg hidrogen dan o kg oksigen.

kg okghkgckg1 ++=

Reaksi pembakaran sempurna dari karbon adalah:

22 COOC =+

45

Dengan memasukkan massa atom relatif untuk karbon dan oksigen maka didapat:

22 CO kg44Okg32Ckg12 =+

maka pembakaran 1 kg C adalah:

22 CO kg1244Okg

1232Ckg1 =+

dan pembakaran c kg karbon adalah:

22 CO kg4412cOkg32

12cCkg1 =+

Jika diubah ke bentuk mol maka didapat:

22 CO mol 12cOmol

12cC1kg =+

Reaksi pembakaran kurang sempurna karbon menjadi karbon monoksida

2COO2C 2 =+

atau

CO kg5624cOkg32

24cCkgc

CO kg2456kgO

2432Ckg1

COkg56Okg32Ckg24

2

2

2

=+

=+

=+

Diubah ke bentuk mol menjadi:

CO mol 2Omol 1Ckg24 2 =+

atau untuk c kg karbon

46

CO mol12cOmol

24cCkgc 2 =+

Reaksi pembakaran sempurna gas hidrogen:

OH2OH2 222 =+

Dengan diubah ke bentuk massa maka didapat:

OHkg36Okg32Hkg4 222 =+

Maka pembakaran 1 kg hidrogen:

OHkg4

36Okg4

32Hkg1 222 =+

dan pembakaran h kg hidrogen adalah:

OHkg324hOkg32

4hHkgh 222 =+

Diubah ke bentuk mol:

OHmol 2hOmol

4hHkgh 222 =+

Jumlah teoritis udara yang dibutuhkan untuk membakar 1 kg bahan bakar

tergantung pada komposisi bahan bakar tersebut. Misalkan 1 kg bahan bakar

mengandung c kg karbon, h kg hidrogen dan o kg oksigen. Maka berdasarkan

reaksi pembakaran sempurna C dan H2 jumlah teoritis oksigen yang dibutuhkan

untuk membakar 1 kg bahan bakar adalah:

mol 32o

4h

12cO2 −+=

47

dengan 32o

adalah jumlah mol oksigen di dalam 1 kg bahan bakar. Karena bahan

bakar juga mengandung oksigen, maka sebagian oksigen diambil dari bahan bakar

(Petrovsky, 1971: 37-38).

Jumlah teoritis udara yang dibutuhkan untuk membakar 1 kg bahan bakar

adalah:

mol 32o

4h

12c

21,01

21,0OL 2'

0

−+== .................................................................(3.8)


bakarbahankgmol

L

/47,032

0,014

0,1312

0,8621,01

32o

4h

12c

21,01'

0

=

−+=

−+=

Kebutuhan udara secara aktual dihitung dari persamaan 3.9 (Petrovsky,

1971: 38).

LL' '0×= α ........................................................................................................(3.9)

Dengan:

α = koefisien excess air, perbandingan antara kebutuhan udara sesungguhnya

dengan udara yang terbakar bersama bahan bakar, untuk diesel kecepatan

tinggi harganya 1,3-1,7 (Petrovsky, 1971: 38). Dipilih 1,7.

48


bakarbahan mol/kg 0,790,471,7

LL' '0

=×=

×= α

Pembakaran 1kg bahan bakar menghasilkan:

Karbondioksida (CO 2 ) = Mco =2 molc 07,01286,0

12==

Uap air (H molhOMHO 06,0213,0

2) 22 ====

Oksigen ( ) ( ) molLoMOO 06,047,017,121,0'121,0)( 22 =−=−== α

Nitrogen ( ) ( ) ( ) molLoMNN 63,047,07,179,0'79,022 =×=×== α

Total gas hasil pembakaran 1kg bahan bakar:

Mg = M2222 NOOHCO MMM +++

= 0,07 + 0,06 + 0,06 + 0,63

= 0,82 mol/kg bahan bakar

3.1.6. Koefisien Kimia Penambahan Molar 0µ

Koefisien kimia penambahan molar dihitung dengan persamaan 3.10

(Petrovsky, 1971: 48).

49

'0 LMg=µ ……....…………………………………………..........................…(3.10)

Dengan:

Mg = total gas hasil pembakaran 1 kg bahan bakar

L’ = kebutuhan udara aktual


79,082,0

0 =µ

= 1,03

3.1.7. Koefisien Perubahan Molar Karena Adanya Gas Hasil Pembakaran

Koefisien perubahan molar karena adanya gas hasil pembakaran dihitung


r

r

γγµµ

++

=1

0 …....……………………………….............…............…………(3.11)

Dengan:

µ = koefisien perubahan molar karena adanya gas hasil pembakaran


035,01035,003,1

++=µ

= 1,02

Volume relatif hasil pembakaran:

50

76,082,063,0

07,082,006,0

07,082,006,0

08,082,007,0

22

22

22

22

===

===

===

===

MgM

V

MgMV

MgMV

MgMV

NN

OO

OHOH

COCO

3.1.8. Kapasitas Molar Rata-rata Dari Gas Volume Konstan

Kapasitas molar rata-rata dari gas volume konstan dihitung dengan

persamaan 3.12 (Petrovsky, 1971: 46).

(mCv)g = Ag + BgTz……………………....….......................………………(3.12)

Dengan:

A dan B merupakan konstanta yang diperoleh berdasarkan percobaan N.M

Glagolev (Petrovsky, 1971: 46).

Gas yang terkandung dalam udara

A B

CO 2 7,82 0,00125 H 2 O 5,79 0,000112 N 2 4,62 0,00053 O 2 4,62 0,00053

Sehingga dari persamaan di bawah ini (Petrovsky, 1971: 48) didapatkan:

Ag = 22222222 OONNOHOHCOCO AVAVAVAV ×+×+×+×

= 0,008 x 7,82 + 0,07 x 5,79 + 0,07 x 4,62 + 0,76 x 4,62

= 4,86

51

Bg = 22222222 OONNOHOHCOCO BVBVBVBV ×+×+×+×

= 0,08 x 0,00125 + 0,07 x 0,000112 + 0,07 x 0,00053 + 0,76 x 0,00053

= 6,18 x 10 4−

Sehingga:

(mCv)g = Ag + BgTz = 4,86 + 0,000618Tz

3.1.9. Kapasitas Panas Molar Isokhorik Rata-rata Udara

Kapasitas panas molar isokhorik rata-rata udara dapat dihitung dengan

persamaa di bawah ini (Petrovsky, 1971: 48)

(mCp)g = (mCv)g + 1,985

= 4,86 + 0,000618Tz + 1,985

= 6,84 + 0,000618Tz

3.1.10. Kapasitas Molar Isokhorik Udara pada Akhir Kompresi

Kapasitas molar isokhorik udara pada akhir kompresi dihitung dengan

persamaan 3.13 (Petrovsky, 1971: 48)

(mCv)α = 4,62 + 0,00053Tc………………………….............………………(3.13)


(mCv)α = 4,62 + 0,00053 x 912,27

= 5,1 kcal/mol ºC

52

3.1.11. Perhitungan Temperatur Proses Pembakaran

Temperatur proses pembakaran dihitung dengan persamaan pembakaran

untuk siklus campuran (Petrovsky, 1971: 88)

( ) ( )[ ] ( )gTzmCpTcmCvLo

Qiz

r

µλαγα

ξ =+++

× 985,11'

Dengan:

zξ = koefisien pemakaian panas pembakaran bahan bakar (0,65-0,85)

(Petrovsky, 1971: 44) dan dipilih 0,65

λ = perbandingan volume saat pembakaran

Qi = panas rendah bahan bakar (minyak solar 10.100)

(Petrovsky, 1971: 43)

Sehingga persamaan pembakaran di atas menjadi:

[ ] TzTz)000619,084,6(02,127,912985,11,5)035,01(47,0.7,1

1010065,0 +=+++

× λ

3.1.12. Tekanan Akhir Pembakaran

Tekanan akhir pembakaran dihitung dengan persamaan 3.14 (Petrovsky,

1971: 16)

Pz = λ x Pc……………………………………………......................………..(3.14)

Dari persamaan di atas diperoleh:

Pz

PzPcPz

197,0064,5

=

=

=λ

53

Berdasarkan persamaan 3.15 (Petrovsky, 1971: 50)

Pz = Pc x µ x TcTz ……………………………………..........................………(3.15)

Pz = Pc x µ x TcTz

Tz = PcTcPz

××

µ

=064,502,1

32,807×

×Pz

= 156,29Pz

Dengan mensubstitusikan persamaan-persamaan yang diperoleh di atas ke

dalam persamaan pembakaran untuk siklus campuran, maka diperoleh persamaan

kuadrat dalam bentuk Pz seperti di bawah ini:

( ) ( )[ ] ( )( )

)29,156(

29,156000619,084,602,127,912197,0985,11,5035,0147,0.7,1

1010065,0

Pz

PzPz

×

+=+++

×

15,42Pz 2 + 733,67Pz – 13156,67 = 0

Dengan rumus persamaan kuadrat diperoleh:

( )

Mpa

Pz

aacbbPz

88,1384,30

79,116167,73384,30

79,116167,73342,152

67,1315642,15467,73367,7332

4

1

2

2

2,1

=

+−=

±−=

×−××−±−

=

−±−=

Dengan memasukkan harga Pz ke dalam persamaan 3.15 maka:

54

K

KPcTcPzTz

°=×

°×=

××=

40,2169064,502,132,80788,13

µ

Sehingga dari persamaan 3.14 maka:

74,2064,588,13

=

=

=PcPzλ

3.1.13. Proses Ekspansi Awal

Setelah terjadi pembakaran bahan bakar oleh udara yang terkompresi,

maka dihasilkan tenaga yang mampu mendorong piston dari TMA menuju TMB.

Langkah ini merupakan langkah kerja yang merupakan proses perubahan energi

panas menjadi energi mekanis. Gaya yang mendorong piston kemudian diteruskan

ke poros engkol oleh batang piston. Karena gerakan piston dari TMA menuju

TMB, maka volume silinder menjadi membesar dan tekanan menurun. Proses

ekspansi berlangsung secara politropis dengan eksponen politropis n 2 dengan

mengetahui besarnya eskponen politropis, maka dapat dihitung tekanan dan

temperatur pada akhir langkah ekspansi. Setelah langkah ekspansi, kemudian

dilanjutkan langkah pembuangan. Langkah pembuangan dimulai saat katup buang

mulai terbuka beberapa saat sebelum TMB.

55

3.1.14. Perbandingan Ekspansi Awal

Perbandingan ekspansi awal dihitung dengan persamaan 3.16 (Petrovsky,

1971: 50).

TcTz

××=

λµρ …………………………………………….............................…..(3.16)


132,80774,2

40,216902,1

=°×

×=K

ρ

3.1.15. Perbandingan Ekspansi Akhir

Perbandingan ekspansi akhir dihitung dengan persamaan 3.17 (Petrovsky,

1971: 14)

ρεδ = ………………….....………………………............………...........…...(3.17)


2,181

2,18 ==δ

3.1.16. Perhitungan Tekanan dan Temperatur pada Akhir Langkah Ekspansi

Pertama kali dicari koefisien politronis n 2 yang besarnya mendekati harga

k 2 . Cara mencarinya sama dengan metode trial error persamaan di bawah ini


56

1985,1112

12 −=

++ − n

TBA nzgg δ

n 2 = 1,15-1,3 (Petrovsky, 1971: 52)

A g = 4,86

B g = 0,000618

Dengan metode trial error didapatkan harga n 2 = 1,3

Tekanan akhir ekspansi

Dihitung dengan persamaan 3.18 (Petrovsky, 1971: 52)

2n

PzPbδ

= …………………………………………..............……............……(3.18)

Dengan:

Pz = tekanan akhir pembakaran (MPa)

δ = perbandingan akhir langkah ekspansi

n 2 = koefisien politropis


Pb = 3,12,1888,13

= 0,32 Mpa

3.1.17. Temperatur Akhir Langkah Ekspansi

Temperatur akhir langkah ekspansi dihitung dengan persamaan 3.19


Tb = 12 −n

Tzδ

……………….....………………………............……...........……(3.19)

57

Dengan

Tb = temperatur akhir langkah ekspansi

Tz = temperatur akhir proses pembakaran


Tb = 13,12,1840,2169

−

°K

= K°48,908

3.2. Tekanan Indikasi Rata-rata

Tekanan indikasi rata-rata untuk harga ρ = 1 dihitung dengan persamaan

3.20 (Petrovsky, 1971: 55)

Pit =

−

−−

−

−×

− −− 1111111

1 11

121 12 nnn

Pcnn δδ

λε

………................……(3.20)

Dengan:

Pit = tekanan indikasi rata-rata

Pc = tekanan akhir langkah kompresi

δ = perbandingan ekspansi akhir

n 2 = koefisien politropis untuk langkah ekspansi

λ = perbandingan volume saat pembakaran

ε = perbandingan kompresi

n1 = koefisien politropis saat langkah isap


Pit =

−

−−

−

−×

− −− 1377,11

2,1811

13,11

2,181174,2

12,18064,5

1377,113,1

58

= 0,29 (2,74 x 0,58.3,33 – 10,66.2,65)

= 0,29 (5,29-1,74)

= 1,030 Mpa

= 1030 Kpa

3.3. Tekanan Indikasi Rata-rata Sesungguhnya

Tekanan indikasi rata-rata sesungguhnya dapat dihitung dengan

persamaan 3.21 (Petrovsky, 1971: 55)

Pi = φ x Pit…….....……………………………………........………...........…(3.21)

Dengan:

φ = faktor koreksi diagram indikator, besarnya antara 0,95-0,97

(Petrovsky, 1971: 55). Diambil 0,97.


Pi = 0.97 x 10,50

= 10,18 kg/cm 2

=998,35 KPa

3.4. Kerja Indikasi

Kerja indikasi dapat dihitung dengan persamaan di bawah ini (Petrovsky,

1971: 57).

Wi = Pi x Vd

Dengan:

Vd = volume langkah piston

59


Wi = 10,18 x 0,00069

= 7,02.10 3− kg. Cm

= 687,96 Joule

3.5 Daya Indikasi Horsepower

Daya indikasi Horsepower dapat dihitung dengan persamaan 3.22


Ni = 9,0

inVdPi ××× ……………………………............………………(3.22)

Dengan:

Ni = daya indikasi Horse Power

Vd = volume langkah piston

n = putaran mesin

i = jumlah silinder


Ni = 9,0

4360000069,018,10 ×××

= 112,38 Hp

= 83,84 kW

Dari data spesifikasi diketahui Nb = 77 Hp = 56,595 kW

60

Torsi yang dihasilkan

Torsi yang dihasilkan (Sularso, 1998: 7) dihitung dengan dengan:

T = 9,74 x 10n

Nb5

T = 9,74 x 31,153600

59,56105 = kg m

Sehingga efsiensi mekanis dapat dihitung dengan persamaan 3.23 (Petrovsky,

1971: 60).

NiNb

m =η ………………………………………...........……............…………(3.23)

38,11277=mη

= 0,69

= 69%

3.6. Tekanan Efektif Rata-rata

Tekanan efektif rata-rata dihitung dengan persamaan 3.24 (Petrovsky,

1971: 61).

PiP me ×=η ……………………………………..............……...…………….(3.24)


P e = 0,69 x 10,18

= 7,02 kg/cm 2

= 688,45 KPa

61

3.7. Kebutuhan Bahar Bakar

Kebutuhan udara teoritis dalam mol/kg bahan bakar untuk pembakaran 1

kg bahan bakar, Lo’ = 0,47 mol/kg bahan bakar.

Dalam satuan berat (Petrovsky, 1971: 37) menjadi:

Lo” = 28,95 x Lo’

= 28,95 x 0,47

= 13,6 kg/kg bahan bakar

Di mana: 28,9 kg/mol adalah berat molekul udara.

Dalam satuan volumetrik (Petrovsky, 1971: 37) menjadi:

Lo’” = "288

LoPo

To ×

Dengan:

To = suhu udara luar

Po = tekanan udara luar (1 atm)

Lo” = kebutuhan udara untuk pembakaran 1 kg bahan bakar dalam satuan berat


Lo’” = 6,131.288

301 ×

= 14,21 m 3 /kg bahan bakar

3.8. Kebutuhan Bahan Bakar Tiap Jam

Kebutuhan bahan bakar tiap jam dihitung dengan persamaan 3.25


62

"'260

LoiVdF ch

h ×××××=

αη …………………………………............…...........……(3.25)

Dengan:

Fh = kebutuhan bahan bakar tiap jam

chη = efisiensi pengisian pada langkah isap


Fh = 21,147,12

4603600855,000069,0××

××××

= 10,55 kg/jam

Massa jenis bahan bakar (minyak solar) 0,85 kg/L.

Sehingga kebutuhan bahan bakar dalam liter per jam = 85,055,10 = 12,41 L/jam

Kebutuhan bahan bakar tiap silinder:

Fs = 63,2455,10

4==Fh kg/jam

Sehingga panas yang dihasilkan pembakaran bahan bakar pada tiap silinder

adalah:

q = Fs x Qi

= 2,63 x 10100

= 26.563 kkal/jam

= 111,29 kJ/jam

3.9. Kebutuhan Bahan Bakar Spesifik Berdasarkan Brake Horsepower

Kebutuhan bahan bakar spesifik berdasarkan Brake Horsepower dihitung


63

F =NbFh …………………………......……………………............…………(3.26)

Dengan:

F = kebutuhan bahan bakar spesifik berdasarkan Brake Horsepower

hF = kebutuhan bahan bakar tiap jam

bN = daya


F =77

41,12

= 0,161 L/Hp jam

= 0,120 L/kW. jam

3.10. Konsumsi Bahan Bakar Indikasi Spesifik

Konsumsi bahan bakar indikasi spesifik dihitung dengan persamaan 3.27


Fi = NiFh …………………………..........…………………………............…..(3.27)

Dengan:

Fi = konsumsi bahan bakar indikasi spesifik

Fh = kebutuhan bahan bakar tiap jam

Ni = daya indikasi horsepower

64


Fi = 38,11241,12

= 0,11 L/Hp jam

= 0,082 L/kW. jam

3.11. Efisiensi Panas Indikasi

Efisiensi panas indikasi menunjukkan derajat pemakaian panas yang

dihasilkan selama pembakaran bahan bakar untuk memperoleh daya indikasi pada

mesin (Ni). Efisiensi panas indikasi dihitung dengan persamaan 3.28 (Petrovsky,

1971: 62).

QiFii ×= 632η ………………………………………..............………....…….(3.28)


1010011,0632×

=iη

= 0,5688

= 56,9

3.12. Kebutuhan Bahan Bakar Spesifiknya

Kebutuhan bahan bakar spesifik (Petrovsky, 1971: 63) dihitung dengan

persamaan 3.28.

F =m

Fiη

……………………………………….............…………............…..(3.28)

65

Dengan:

F = kebutuhan bahan bakar spesifiknya

Fi = konsumsi bahan bakar indikasi spesifik

mη = efisiensi mekanis (untuk mesin diesel empat langkah 0,78-0,83)



F =83,011,0

= 0,132 L/Hp jam

= 0,098 L/kW. jam

3.13. Brake Termal Eficiency

Brake termal efficiency dihitung dengan persamaan 3.29 (Petrovsky, 1971:

62).

ηi =QiF ×

632 ……………………………………………...…………………(3.29)


10100132,0632×

=iη

= 0,474

= 47,4%

66

BAB IV

PERHITUNGAN ELEMEN MESIN

4.1. Silinder dan Kepala Silinder

Silinder adalah bagian dari motor bakar yang berfungsi sebagai rumah

piston dan merupakan tempat piston bergerak bolak balik. Seluruh proses siklus

motor bakar berlangsung di dalam ruang antara silinder dan kepala silinder.

Silinder dibuat dari besi tuang yang dicetak bersusun sederet segaris (in-line).

Konstruksi silinder terdiri dari silinder liner dan rongga air pendingin (water

jacket) yang dicetak menjadi satu kesatuan untuk keempat silinder yang berjajar

segaris dan disebut silinder blok. Yang perlu diperhatikan dalam perancangan

silinder:

1. Suhu pembakaran

2. Tekanan pembakaran

3. Gaya-gaya yang bekerja

Bahan yang digunakan untuk membuat silinder mesin adalah besi tuang

abu-abu atau besi nikel yang sering disebut juga semi baja dengan σ b = 25.000 Psi

–50.000 Psi dan elastisitas bahan antara 10.000 Psi–30.000 Psi (Maleev, 1964:

405).

4.1.1 Tebal Dinding Silinder

Tebal dinding silinder dihitung dengan persamaan empiris 4.1 (Lichty,

1965: 531)

67

b = 0,045D + 1/16…………………………………...……………...…………(4.1)

Dengan:

D = diameter silinder yaitu D piston + clear ence

b = 0,045(3,663) + 1/16

= 0,227 inci

= 5,7 mm

4.1.2 Tebal Dinding Mantel Air Pendingin

Tebal dinding mantel air pendingin dihitung dengan persamaan 4.2

(Maleev, 1964: 411)

+=141032,01 Db ……………………………………...……………………(4.2)

Dengan:

1b = tebal dinding mantel air pendingin

D = diameter dinding dalam silinder

Sehingga perhiutngannya:

1b = 0,032 (3,663) + 141

= 0,188 inci

= 4,77 mm

4.1.3. Tebal Rongga Antara Silinder Linier dengan Dinding Mantel Air

Tebal rongga antara silinder linier dengan dinding mantel air dihitung

dengan persamaan 4.3 (Maleev, 1964: 411).

68

C = 0,08 D +41 …………………………………..................................………(4.3)

Dengan:

C = tebal rongga silinder linier dengan dinding mantel air (m)

D = diameter dinding dalam silinder


C = 0,08 (3,663) + 41

= 0,538 inci

= 13,66 mm

4.2 Tegangan pada Dinding Silinder

4.2.1. Tegangan Tangensial

Tegangan Tangensial dihitung dengan persamaan 4.4 (Maleev, 1964: 409).

( ) ( )[ ]22

22 11

io

oiz

ddddPS

−++−

=µµ

………………........................……............……(4.4)

Dengan:

Pz = tekanan maksimal dalam silinder

µ = Poison ratio (0,27)

d i = diameter dalam silinder

d o = diameter luar silinder

Dari perhitungan kerja siklus diperoleh:

Pz = 13,88 Mpa = 13880 Kpa = Psi895,6

13880 = 2013,05 Psi

69

Angka keamanan yaitu perbandingan antara batas elastisitas dengan tegangan

tangensial.


( ) ( )[ ]22

22

663,3742,3742,327,01663,327,0105,2013

−++−=S

= 94.900,19 Psi

= 6927,71 kg/m 2

= 679, 4 MPa

4.2.2. Tegangan karena perbedaan suhu

Tegangan karena perbedaan suhu dihitung dengan persamaan 4.5 (Maleev,

1964: 400).

( )µ

α

−

−

=12

31..

k

mbqESo ……....………...........................……............…………..(4.5)

Dengan:

oS = tegangan pada permukaan luar silinder (Psi)

α = koefisien muai linier (ºF)

E = modulus elastisitas bahan (Psi)

q = jumlah panas yang lewat dinding silinder (kkal/jam)

= 10100 x 7,1

= 71710 kkal/jam

b = tebal dinding silinder (inci)

70

m = 1−

i

o

dd

K = angka konduktif rata-rata


( )27,0132023

0213,012273,071710101310065,0

6

4

−×

−××××

= −xSo

= 2927,106 Psi

= 20,18 MPa

4.2.3. Tegangan pada bagian dalam silinder

Tegangan pada bagian dalam silinder dihitung dengan persamaan 4.6

(Maleev, 1964: 400).

( )µ

α

−

+

=12

31..

K

mbqESi ……………………….........................................………(4.6)


( )( )

Psi

Si

96,296827,013202

3/0213,0102273,07171010.1310.065,0 64

=−××

+××××=−

= 20,46 MPa

4.2.4. Tegangan karena tekanan gas silinder

Tegangan karena tekanan gas silinder dihitung dengan persamaan 4.7 dan

4.8 (Petrovsky, 1971: 391)

71

( )2

12

0

21

20

rrrrPz

maks ++

=σ ……………………………….......................................….(4.7)


Psi

maks

05.2013663,3742,3663,3742,305.2013 22

22

=

++×=σ

Dengan:

Pz = tekanan maksimal (Psi)

0r = jari K luar silinder (inci)

1r = jari k dalam silinder (inci)

21

20

2

min2

rrrP iz

+=σ ……………………………………...........................................(4.8)


Psi1,1970

05.2013663,3742,3

663,3222

2

min

=

×+

×=σ

= 13,59 MPa

4.2.5 Tegangan total pada permukaan dalam silinder

Tegangan total pada permukaan dalam silinder dihitung dengan persamaan

4.9 (Petrovsky, 1971: 391).

( )MPa

silinderPsi

Simakstotal

35,34102,4982

7,296805,2013)9.4......(..........................................................................................

==

+=+=σσ

72

4.2.6. Tegangan total pada permukaan luar silinder

Tegangan total pada permukaan luar silinder dihitung dengan persamaan

4.10 (Petrovsky, 1971: 391).

( )

MPaPsi

Stotal

76,332,4897

1,9271,197010.4...............................................................................................0min

==

+=+= σσ

4.3. Kepala Silinder

Kepala silinder dengan pendingin air dibuat dari bahan alumunium untuk

mendapatkan koefisien perpindahan panas yang tinggi, dan masih dapat menerima

perbandingan kompresi yang tinggi tanpa terjadi detonasi. Di dalam kepala

silinder sering terjadi kegagalan dalam servis dan pembuatannya, karena terdapat

katup masuk dan katup buang yang dianggap sulit dalam pengerjaannya.

Penyebab utama dalam kegagalan adalah:

1. Kekuatan yang berlebih tidak memungkinkan terjadinya ekspansi dari aliran

gas buang yang mengakibatkan keretakan pada plat bawah karena panas.

2. Lubang-lubang kecil yang inti memberikan akses yang kecil pula untuk

memindahkan endapan.

3. Pada mesin diesel terdapat dinding tipis yang tidak terdinginkan antara ceruk

bahan bakar dan katup buang, karena akan menimbulkan retak ketika mesin

kelebihan beban.

73

4.3.1. Tebal kepala silinder

Tebal kepala silinder dihitung dengan persamaan 4.11 (Kovakh, 1979:

419).

th = 0,09 D………………………………………...............………........…….(4.11)


th = 0,09 x 93

= 0,33 inci

= 8,37 mm

4.3.2. Tegangan karena tekanan gas

Tegangan karena tekanan gas dihiutng dengan persamaan 4.12 (Maleev,

1964: 412).

zh

d PtDCS

2

.

= ……………………………...........................…............……(4.12)

Dengan:

C = konstanta = 0,31


05,201333,0

663,331,02

×

×=dS

= 23022,63 Psi

= 158,71 MPa

74

4.3.3. Tegangan karena perbedaan suhu

Tegangan karena perbedaan suhu dihitung dengan persamaan 4.13

(Maleev, 1964: 415).

( )( )µ

α−−

=12

ie ttES ……………………………….......................................……(4.13)

Dengan:

a = koefisian linier ekspansi (14,1 x 10 6− / ºF)

E = modulus elastisitas bahan (10 x 10 6 )

µ = Poisson ratio (0,33) (Maleev, 1964: 377)

( )ie tt − = perbedaan suhu antara bagian luar dan dalam silinder

(250 ºC)


( )Psi

S

97,2630533,012

2501010101,14 66

=−

××××=−

= 181,35 MPa

4.3.4. Tegangan total

Tegangan total dihitung dengan persamaan 4.14.

SSS dtotal += ……………………………….............................................…..(4.14)

= 23022,63 + 26305,97

= 49328,6 Psi

= 347,07 Mpa

75

4.4. Piston Dan Perlengkapan

4.4.1. Perhitungan Piston

tσ = tegangan tarik maksimal 20.000 Psi (Maleev, 1964: 362)

pσ = tegangan lengkung yang diijinkan 5500 Psi (Maleev, 1964: 499)

qσ = tegangan permukaan yang diijinkan =350 kg/cm 2 (Petrovsky, 1971: 373)

∆T = perbedaan suhu puncak tengah piston (T1 = 400ºC) dengan suhu pinggir

piston (T 2 = 250ºC) = 150 ºC = 212,4 ºF (Arismunandar, 2002: 161)

E = 6 x 10 6 Psi (Petrovsky, 1971: 371)

4.4.1.1 Diameter Kepala Piston

Diameter kepala piston dihitung dengan persamaan 4.15 (Petrovsky, 1971:

371).

( )DD 01,011 −= ……………………………………..……………………….(4.15)

Dengan:

D = Diameter Silinder (mm)


1D = (1-0,01) x93,06

= 92,13 mm

4.4.1.2. Diameter Badan Piston

Diameter badan piston dihitung dengan persamaan 4.16 (Petrovsky, 1971:

76

371).

( )DD 0018,012 −= ……………………........................................…………..(4.16)

= (1-0,0018) x 93.06

= 92,89 mm

4.4.1.3. Tebal Kepala Piston

Tebal kepala piston dihitung dengan persamaan 4.17 (Lichty, 1965: 539).

11 /1,0 σzPDt = ………………………................................................…….(4.17)

Sehingga perhitungannya.

mminci

t

57,177,0

550005,20131,0663,31

==

××=

4.4.1.4. Tebal Sirip-sirip di dalam Torak

Tebal sirip-sirip di dalam torak dihitung dengan persamaan 4.18 (Lichty,

1965: 539).

12 21

31 tt

−= ………………………………………………………..……….(4.18)

Dipilih 12 31 tt =

= 1/3 x 17,57 mm

= 5,856 mm

77

4.4.1.5. Tebal Dinding Beralur Untuk Cincin Piston

Tebal dinding beralur untuk cincin piston dihitung dengan persamaan 4.19

(Maleev, 1964: 501)

( ) bDt ++= 03,018,03 ………………….............................................……….(4.19)

Dengan:

3t = tebal dinding beralur untuk cincin piston (mm)

b = kedalaman alur cincin piston

= +641 tebal cincin

= +641 0,078

= 0,0933 inci


t. = 0,18 + (0,03 x 3,663) +0,093

= 0,382 inci

= 9,695 mm

4.4.1.6. Tebal Dinding Bagian Badan Piston

Tebal dinding bagian badan piston dihitung dengan persamaan 4.20

(Maleev, 1964: 501).

( ) 3

34

25,0)3,025,0(

ttt

=−=

…………………………..............................…............…..(4.20)

= 0,25 x 9,695

= 2,423 mm

78

Dengan:

4t = tebal dinding bagian badan piston (mm)

3t = tebal dinding beralur untuk cincin piston (mm)

4.4.1.7. Tinggi Piston

Tinggi piston dihitung dengan persamaan 4.21 (Kovach, 1979: 438).

H = (0,9-1,3)D

= (1,3)D……....………………………………………………...............….(4.21)

Dengan:

H = tinggi piston (mm)

D = diameter


H = 1,3 x 3,663

= 4,76 inci

= 120,97 mm

4.4.1.8 Jarak Sumber Pena Piston dengan Alas Piston

Jarak sumber pena piston dengan alas piston dihitung dengan persamaan

4.22 (Kovakh, 1979: 439).

( )HH 61,041,01 −= ……………............................……………............…….(4.22)

Dengan:

1H = jarak sumber pena piston dengan alas piston (mm)

H = tinggi piston (mm)

79


1H = 0,5 x 120,97

= 60,48 mm

4.4.1.9. Tinggi Badan Torak

Tinggi badan torak dihitung dengan persamaan 4.23 (Kovakh, 1979: 439)

( )HH 74,068,02 −= ……………………………........................................…(4.23)

Dengan:

2H = 0,71 x 120,97

= 85,88 mm

4.4.1.10. Tinggi Land Teratas

Tinggi land teratas dihitung dengan persamaan 4.24 (Kovakh, 1979: 439).

h = (0,06-0,09)D……………………………….......................................……(4.24)

Dengan:

h = tinggi land teratas (mm)

D = diameter dalam silinder


h = 0,08 x 93,06

= 7,38 mm

4.4.1.11. Jarak Cincin yang Satu dengan yang lain

Jarak cincin yang satu dengan yang lain dihitung dengan persamaan 4.25

(Kovakh, 1979: 439).

80

( )Dh 05,003,01 −= …………………………….........................................…..(4.25)

Dengan:

1h = jarak cincin yang satu dengan yang lain (mm)

D = diameter silinder


mmh

6,406,9305,01

=×=

4.4.2. Cincin Piston

Antara piston dan silinder terdapat kelonggaran (clearance) agar piston

dapat bergerak bolak-balik secara bebas. Namun karena tekanan pembakaran yang

tinggi memungkinkan gas hasil pembakaran menerobos masuk di antara sela-sela

piston dan silinder, maka diperlukan cincin piston yang berfungsi:

1. Sebagai penyekat sehingga tidak terjadi kebocoran tekanan di dalam ruang

bakar.

2. Sebagai penyekat minyak pelumas agar minyak pelumas tidak masuk ke

dalam ruang bakar dan ikut terbakar.

Macam macam jenis cincin yang terdapat pada piston:

a. Cincin Kompresi

b. Cincin Pelumas

Menurut Sularso (1998), cincin piston SC-42 dengan:

PsiEdanPsimmkg

Psimmkg

b

a

66

2

2

10446,28102

,86,59767/42

29869/21

×=×=

==

==

σ

σ

81

4.4.2.1. Lebar cincin piston

Lebar cincin piston dihitung dengan persamaan 4.26 (Maleev, 1964: 506).

2/1)3(a

wPDb

σ×= ………………………............................................………..(4.26)

Dengan :

wP = Tekanan antara cincin piston dengan dinding silinder.

= antara 3,5-6 Psi, diambil 5 Psi.

aσ = Tegangan lentur bahan cincin piston (17067,96 Psi)

2/1

298695,3663,3

×=b

mminci

06,2082,0

==

4.4.2.2. Tebal cincin piston

Tebal cincin piston dihitung dengan persamaan 4.27 (Maleev, 1964: 506)

h = 0,7 b……………………………………........................................………(4.27)


h = 0,7 x 2,06

= 1,44 mm

4.4.2.3. Jarak sela cincin piston pada saat sebelum terpasang dan pada saat

terpasang

Jarak sela cincin piston pada saat sebelum terpasang dan pada saat

terpasang dihitung dalam persamaan 4.28 (Maleev, 1964: 506).

82

i = 4b…………………………………………..........................................…..(4.28)


i = 4 x 2,06

= 8,24 mm

Pada saat terpasang

i = 0,002 . D

= 0,002 x 3,663

= 0,0073 inci

= 0,184 mm

4.4.2.4. Cincin piston pelumas

Lebar celah ujung cincin piston pelumas i 2 = 0,08-0,12 mm dan dipilih 0,1

mm.Tebal cincin ini diperbesar karena adanya lubang lubang pada arah tebal

sehingga dipilih tebal cincin pelumas h1 = 5 mm

4.4.2.5. Pena Piston.

Pena piston berfungsi untuk menghubungkan piston dengan batang piston,

sehingga daya dorong yang dialami piston akan diteruskan ke batang piston

dengan perantara pena piston. Melihat sistem kerja tersebut maka pena piston

akan mengalami beban yang besar sesuai dengan besarnya gaya yang terjadi

setelah langkah pembakaran. Pena piston harus mampu menahan tegangan geser

yang timbul.

83

4.4.2.6. Diameter luar Pena

Diameter luar pena dihitung dengan persamaan 4.29 (Kovakh, 1979: 459).

Ddo ×= 26,0 ………………………………………............………....……..(4.29)

= 0,26 x 3,663

= 0,952 inci

= 24,1 mm

4.4.2.7. Perbandingan diameter luar dan dalam Pena

Perubahan diameter luar dan dalam pena dihitung dalam persamaan 4.30

( Kovakh, 1979: 459).

o

id d

dR = …………………………………..........................................……….(4.30)

mmd

ddd

R

i

i

o

id

38,16

68,01,24

68,0

=

==

==

4.4.2.8. Panjang Pena Piston

Panjang pena piston dihitung dengan persamaan 4.31 (Kovakh, 1979:

459).

lpp = 0,8 D........................................................................................................(4.31)

= 0,8 x 93,06

= 74,45 mm

84

4.4.2.9. Gaya yang diterima oleh Pena Piston akibat Tekanan Gas Hasil Pembakaran

Gaya yang diterima oleh pena piston akibat tekanan gas hasil pembakaran

dihitung dalam persamaan 4.32 ( Petrovsky, 1971: 372).

APzFpp ×= …………………………………........................................……(4.32)

Dengan :

ppF = gaya yang diterima oleh pena piston akibat tekanan gas hasil pembakaran

(lb/in)

Pz = Tekanan akhir langkah pembakaran

A = Piston Diplacement


ppF = Pz x A

= 2013,05 x 3,14 x 3,663 2

= 21203,03 lb

= 21203,03 x 4,448

= 94311,1 N

4.4.2.10. Momen maksimum yang bekerja

Momen maksimum yang bekerja dihitung dengan persamaan 4.33

(Petrovsky, 1971: 372).

−+=

42221

maxllF

M pp …………………….......................................………(4.33)

85

Dengan:

maxM = momen maksimum yang bekerja

ppF = gaya yang diterima oleh pena piston akibat tekanan gas hasil pembakaran

(lb/in)

L1 = Jarak antara pertengahan dudukan dengan pena piston

= 52 mm = 2,05 inci

L 2 = Jarak bagian dalam antara dua dudukan

= 34 mm = 1,33 inci

−×=

42221

maxLLF

M pp

−×=

433,1

205,2

221203

maxM

= 7341,54 lb.in

= 835,46 Joule

4.4.2.11. Modulus penampang pena piston

Modulus penampang pena piston dihitung dengan persamaan 4.34

(Petrovsky, 1971: 372).

3

3

44

44

83,10840662,0

952,065,0952,0

3214,3

)34.4..(..........................................................................................32

mmin

ddd

Wo

io

=

=

−×=

−×= π

86

4.4.2.12. Tegangan lengkung yang terjadi

Tegangan lengkung yang terjadi dihitung dengan persamaan 4.35

MPainlb

WM

b

65,764/94,110898

0662,054,7341

)35.4....(....................................................................................................

2

max

==

=

=σ

4.4.3. Conecting rod

Untuk meneruskan daya dari piston ke poros engkol digunakan batang

piston, gerak bolak-balik piston diubah oleh batang piston menjadi gerak putar

pada poros engkol.

Gaya yang bekerja adalah:

a. Gaya karena tekanan gas pembakaran.

b. Gaya inersia dari bagian yang bergerak bolak-balik.

c. Gaya sentrifugal dari bagian-bagian yang berputar.

Semakin tinggi putaran mesin maka semakin tinggi pula gaya inersia dan

sentrifugalnya.

4.4.3.1. Diameter Pena engkol

Diameter pena engkol dihitung dengan persamaan 4.36 (Maleev, 1964:

499).

31

2

=

SSPLDadcp …………………………….............................……………(4.36)

87

Dengan:

D = diameter silinder (3,6 inci)

P = tekanan pembakaran (1712,8 Psi)

SS = tegangan yang diijinkan untuk baja paduan (18.000 Psi) (Maleev, 1964: 527)

R = jari-jari engkol (1,81 inci = 46 mm)

a = koefisien pena ( Maleev, 1964: 527 )

S/L = 1 ; L = S = 3,68 inci maka, a = 1,25 mm

mminci

dcp

17,5726,2

1800062,305,2013663,325,1

3/12

==

××=

4.4.3.2. Perhitungan Batang Piston

Panjang batang piston adalah jarak antara sumbu pena engkol sampai

dengan sumbu pena. Batang piston dihitung dengan rumus empiris (Petrovsky,

1971: 43).Untuk ukuran mesin diesel dengan kapasitas kecil dan menengah R/I =

3-4 diambil R/I = 3,3, sehingga:

I = 3,3 x 1,81

= 5,94 inci

= 150,87 mm

4.4.3.3. Diameter Lubang Engkol

Diameter luar pena d o = 0,97 inci = 27 mm

Diameter lubang besar d cp = 57,17 mm

Asumsi tebal palang engkol t = 71,87 mm

88

4.4.3.4. Panjang Pena Engkol Besar

l cp = (1,25 – 1,5) d cp , dipilih 1,375

= 1,375 x 57,17

= 78,61 mm

4.4.4. Perhitungan Mekanisme Katup dan Perlengkapannya

Dalam operasinya, khususnya sebuah mesin motor bakar piston 4 (empat)

langkah dengan bahan bakar solar, membutuhkan saluran masuk untuk campuran

udara dan bahan bakar segar, dan saluran keluar untuk mengeluarkan gas hasil

pembakaran. Pemasukan campuran dan pengeluaran hasil pembuangan

berlangsung pada saat tertentu, hal tersebut diatur oleh kinerja katup masuk

(hisap) dan katup buang yang di pasang pada kepala silinder, atau biasa disebut

dengan Over Head Cam (OHV).

Sebagai penggerak poros kem digunakan timming gear dan digerakkan

oleh poros engkol dengan perbandingan transmisi setengah. Jadi putaran poros

kem adalah setengah dari putaran poros engkol.Sesuai dengan fungsinya sebagai

pembuka dan penutup saluran masuk dan saluran buang maka katup harus presisi

dan rapat. Bahan untuk pembuatan katup dipilih dengan Baja paduan SNCM-2

yang memiliki tegangan lengkung 2/12001000 cmkgb −=σ .

89

4.4.4.1. Katup

Kecepatan masuk katup isap adalah 50-130 m/s.

Diameter throat katup isap:

( thid ) max = 71,14 mm = 2,8 inci

min = 35 mm = 1,37 inci

( thbd ) max = 6,25 mm = 2,48 inci

min = 30 mm = 1,18 inci

Diasumsikan ukuran diameter katup diambil:

Diameter throat katup isap ( thid ) = 40 mm

Diameter throat katup buang ( thbd ) = 35 mm

Kecepatan udara melalui katup hisap dihitung dari persamaan 4.37 (Petrovsky,

1971: 414).

)/(max

sma

ACW mm

×= ……....…......................……………............…………(4.37)

Dengan :

A = luas lubang silinder (0,0069 m 2 )

C m = kecepatan piston rata-rata pada putaran tinggi

sm

ns

/04,1160

3600092,0260

2

=

××=

××=

n = putaran maksimal (3600 rpm)

a max = luas lubang isap maksimum

90

W m = 50-130 m/s untuk mesin diesel

Tinggi Angkat Katub

Tinggi angkat katub dihitung dengan persamaan 4.38 (Kovakh, 1979: 89).

αcos4maxthidh = …………………......................………………............…….(4.38)

Dengan:

α = sudut dudukan katub isap (45º) (Arismunandar, 2002: 68)


cmmm

h

4,11,14

45cos440

max

==

°=

Luas lubang isap dihitung dengan:

απ cosmaxmax ×××= hda thi

= 3,14 x 4 x 1,4 x cos 45

= 12,4 cm 2

Maka kecepatan udara pada saluran masuk adalah

sm

Wm

/43,614,12

6904,11

=

×=

Ukuran dari katup yang lain dihitung dengan persamaan empiris (Kovakh, 1979:

523).

91

Diameter Kepala minimum

1). Masuk

thili dd )16,195,0( −= , dipilih 1,055

= 1,055 x 40

= 42,2 mm

2). Keluar

thrlr dd )16,195,0( −= , dipilih 1,055

= 1,055 x 35

= 36,9 mm

Diameter kepala maksimum

1). Masuk

( ) thizi dd 16,106,1 −= , dipilih 1,11

= 1,11 x 40

= 44,4 mm

2). Keluar

( ) thir dd 16,106,12 −= , dipilih 1,11

= 1,11 x 35

= 38,85 mm

Tinggi Bahu Kepala Minimal

1). Masuk

( ) thili dh 045,0025,0 −= , dipilih 0,035

= 0,035 x 40

=1,5 mm

92

2). Keluar

( ) thilr dh 035,0025,0 −= , dipilih 0,035

= 0,035 x 35

= 1,225 mm

Tinggi Bahu Kepala Maksimum

1). Masuk

( ) thii dh 13,01,02 −= , dipilih 0,115

= 0,115 x 40

= 4,6 mm

2). Keluar

( ) thir dh 13,01,02 −= , dipilih 0,115

= 0,115 x 35

= 4,025 mm

Diameter Tangkai Katup

1). Isap

( ) thiins dd ×= 205,0

= 0,205 x 40

= 8,2 mm

2). Buang

( ) threxs dd ×= 205,0

= 0,205 x 35

= 7,2 mm

93

Tinggi Dudukan Katup

1). Isap

thisi dh 215,0=

= 0,215 x 40

= 8,6 mm

2). Buang

thrsr dh 215,0=

= 0,215 x 35

= 7,5 mm

Diameter Dudukan Katup

1). Isap

( ) thieis dd 23,1=

= 1,23 x 40

= 49,2 mm

2). Buang

( ) thrers dd 23,1=

= 1,23 x 35

= 43,05 mm

Panjang Bush

1). Isap

( )insbui dl 9=

= 9 x 8,2 = 73,8 mm

94

2). Buang

( )exsbur dl 9=

= 9 x 7,2

= 64,8 mm

Diameter Luar Bush

1). Isap

( ) ( )insuib dd 5,1=

= 1,5 x 8,2

= 12,3 mm

2). Buang

( ) ( )exsurs dd 5,1=

= 1,5 x 7,2

= 10,8 mm

Diameter alur tempat kunci

1). Hisap

( ) ( )inskik dd 7,0=

= 0,7 x 8,2

= 5,74 mm

2). Buang

( ) ( )exskrk dd 7,0=

= 0,7 x 7,2 = 5,04 mm

95

Tebal Piringan Katup Isap

Pz = 2.013,05 Psi

= 2.013,05 x 6,895 KPa

= 13.879,98 KPa

1). Hisap

mm

Pdb

zthii

17,71100

53,141405,0

5,0

=

×=

×=σ

δ

2). Buang

mm

Pdb

zthrr

27,61100

53,141355,0

5,0

=

×=

×=σ

δ

Tinggi Angkat maksimal

1). Hisap

( )

mm

dh thii

1,1445cos4

40cos4max

=

=

=α

96

2). Buang

( )

mm

dh thrr

4,1245cos4

35cos4max

=

=

=α

4.4.4.2. Pegas Katup

Pegas katup berfungsi untuk merapatkan katup pada dudukannya agar

tangkai katup selalu berhubungan dengan tuas katup, sehingga tidak terjadi

pukulan pada tangkai katup yang dapat menimbulkan suara ketukan. Untuk

menghindari ketukan pada saat mesin beroperasi, maka pada saat pemasangan

pegas diberikan simpangan awal pegas atau beban awal sehingga katup akan

selalu menutup.

Diameter lingkaran pegas

( )

mm

dDdD

thipi

thip

28407,0

7,0

7,06,0

=×=

×=

−=

mm

dD thrpr

5,24357,0

7,0

=×=

×=

97

Diameter kawat pegas

( )

mm

Dd

ddD

pp

p

pp

4

287171

7

104

=

×=

=

=

−=

4.4.5. Perhitungan Kem

Kem adalah suatu bagian dari mesin yang berfungsi untuk mengatur saat

katup membuka dan saat katup menutup. Kem mengubah gerak putar menjadi

gerak lurus pada katup. Dalam merencanakan kem, waktu pembukaan dan

penutupan katup harus diketahui.

Diameter Poros Kem

D = 93 mm

( )

mm

Ddcs

3,2993315,0

35,025,0

=×=−=

4.4.6. Poros Engkol

Poros engkol berfungsi mengubah gaya bolak-balik piston menjadi gerak

putar yang kemudian dihubungkan dengan rangkaian transmisi roda gigi dalam

operasinya poros engkol mengalami gaya-gaya dan momen yang menghasilkan

tegangan-teganagan hasil dari gaya inersia gas hasil pembakaran.

98

Tegangan yang bekerja pada poros engkol tergantung pada:

a. Ukuran-ukuran bentuk bagian-bagian poros engkol meliputi tap utama, pena

engkol, dan pipi engkol.

b. Faktor-faktor yang merugikan konsentrasi tegangan dalam fillet (lokasi antara

pena dan pipi engkol) dan letak lubang pelumas pada pena engkol.

c. Karakteristik tegangan dari bahan poros engkol seperti batas luluh, batas

lengkung, alternatif batas lelah karena puntiran.

d. Metode tegangan mekanis, perlakuan panel, termodinamika.

e. Ketidaklurusan dukungan pada dudukan poros engkol.

Diketahui:

Diameter pena engkol

mmdcp 77,52=

Panjang pena engkol

mmlcp 87,71=

Jari-jari engkol

R = 46 mm

Diameter poros dibuat sama dengan diameter pena engkol yaitu 52,77 mm.

Tebal dan lebar pipi

( )

( )2...............................

.

1..........................4,04,0.

2

3

32

2

3

32

wdt

dwtt

dw

dwt

=

=

=

=

99

Persamaan 2 dimasukkan ke persamaan 1.

32

2

34,0 dt

dt =

33

64,0 dtd =

mmcm

dt

388,3

4,0227,54,033

==

×=×=

2

3

2

3

)8,3()227,5(4,0

4,0

=

=t

dw

= 3,9 cm

= 39 mm

Panjang poros dudukan poros duduk 1 sama dengan panjang poros engkol.

( )mm

tllLll

cp

cp

74,21938287,7187,71

2

87,71

=++=

++=

==

4.4.7. Roda Gila

Roda gila adalah suatu bagian mesin yang berfungsi untuk menjaga

keseimbangan putaran mesin dengan jalan meredam tenaga yang berlebihan pada

langkah ekspansi dan kemudian memberikan lagi pada saat langkah isap dan

kompresi.

100

Perhitungan tenaga yang terjadi dengan persamaan (Maleev, 1971: 553)

neihpE ∆××=∆

3300

Dengan:

Ihp = gaya indikasi = daya yang diindikasikan (Ni/eff mekanis)

= 88,86/0,83 = 107,06

Ni = 88,86 HP, ef mekanis mesin diesel = 0,7-0,85 dipilih 0,83

n = putaran motor rata-rata (2800 rpm)

∆e = konstanta kelebihan tenaga (dilihat dari tabel = 0,03-0,04 (tipe of engine

single acting) vertikal 180º dan 90º dipilih 0,035)

Konstanta ∆e (Maleev, 1971: 553) dapat dilihat pada tabel 4.1 yang terdapat

dalam lampiran.

ftlb

E

.2,442800

035,006,1073300

=

××=∆

Karena adanya fluktuasi kecepatan (Maleev, 1971: 553) maka perubahan tenaga

piston sebesar:

( )mnkwE

2935.. 22

=∆

Dengan:

w = berat roda gila

k = jari girasi

n = putaran motor

m = koefisien kestabilan (dari tabel = 100 (kecepatan normal mesin otomotif))

101

ftlb

kw

.65,12800

2,441002935. 22

=

××=

Koefisien kestabilan (Maleev, hal. 554) dapat dilihat pada tabel 4.2 yang terdapat

dalam lampiran.

Jika diameter roda gila direncanakan ( )rgd =15 ln maka:

Maka:

Kglb

w

59,1037,23

)3125,0(32,2

2

==

=

Jika berat jenis bahan = 450 lb/ft 2 (Alfred, 1991: 305) maka tebal roda gila:

( )

mmft

pAwt

13643,0

45025,74

37,23.

2

==

×

=

=

π

mmft

dk rg

25,953125,0

ln75,34

154

===

=

=

102

BAB V

PENUTUP

Berdasarkan perhitungan yang telah dilakukan pada bab III, hasil yang dapat

diambil adalah:

Tekanan pada akhir langkah hisap (∆Pa) = 0,096 Mpa

Temperatur pada akhir langkah hisap (Ta) = 330,676 ºK

Efisiensi pengisian pada langkah hisap (ηch) = 0,856

Tekanan akhir kompresi (Pc) = 5,064 Mpa

Kebutuhan udara secara aktual (L’) = 0,76 mol/kg bahan bakar.

Tekanan akhir pembakaran (Pz) = 13,88 Mpa

Temperatur akhir pembakaran (Tz)= 2169,4 °K

Tekanan akhir ekspansi (Pb) = 0,32 Mpa

Temperatur akhir ekspansi (Tb) = 988,48 °K

Tekanan indikasi rata-rata (Pit) = 1,03 MPa

Tekanan indikasi rata-rata sesungguhnya (Pi) = 998,35 kPa

Kerja indikasi (Wi) = 687,96 Joule

Daya indikasi HP (Ni) = 83,84 kW

Torsi yang dihasilkan (T) = 147 kW

Efisiensi mekanis (µm) = 69 %

Tekanan efektif rata-rata (Pe) = 688,45 kPa

Kebutuhan bahan bakar (Lo”) = 14,21 m³/kg bahan bakar

Kebutuhan bahan bakar tiap jam (Fh) = 5,86 kg/hr

103

Kebutuhan bahan bakar tiap silinder (Fs) = 1,46 kg/jam

Panas yang dihasilkan tiap silinder (q) = 111,29 kJ/jam

Kebutuhan bahan bakar spesifik (F) = 0,12 L/kWh

Konsumsi bahan bakar indikasi spesifik (Fi) = 0,082 L/kWh

Efisiensi panas indikasi (µi) = 56,9

Kebutuhan bahan bakar spesifiknya (F) = 0,073

Brake termal efficiency (µb) = 85,70%

103

DAFTAR PUSTAKA

Alfred, J. 1991. Applied Strength of Materials. Jakarta: Erlangga

Arismunandar, Wiranto. 2002. Motor Diesel Putaran Tinggi. Jakarta: Erlangga

Astra Izusu Training Center. Informasi Perawatan Otomotif

Bismoko, Dr. J. 2004. Pedoman Penyusunan Skripsi. Yogyakarta: UniversitasSanata Dharma

Buku Pedoman Perbaikan Kendaraan Izusu ELF PT. Pantja Motor Izusu MotorsLimited

Hey Wood, John B. 1988. Internal Combustion Engine Fundamental. Singapore:Mc Graw Hills Book Company

Kovakh, M. 1979. Motor Vehicle Engine (Edisi Kedua). California: Mc GrawHills

Lichty. Internal Combustion Engine

Maleev, V.L., M.E., Dr. A. M. 1964. Internal Combustion Engine: Theory andDesign. Moscow: MIR Publisher

Petrovsky, M. 1971. Marine Internal Combustion Engine. Moscow: MIRPublisher

Priambodo, Bambang. 1995. Operasi dan Pemeliharaan Mesin Diesel. Jakarta:Erlangga

Sularso dan Kiyokatsu Suga. 1997. Dasar Perencanaan dan PemeliharaanElemen Mesin (Cetakan Ke-Sembilan). Jakarta: Pradnya Paramitha

MOTOR DIESEL 2800 CC DENGAN INJEKSI LANGSUNG

Documents