1. Pelumasan
Pelumasan adalah metode yang digunakan untuk mengurangi gesekan, keausan dan panas dari bagian mesin yang bergerak relatif satu terhadap lainnya. Pelumas adalah zat yang bila dimasukkan diantara permukaan-permukaan yang bergerak, dan melumasi permukaan tersebut.
Klasifikasi pelumasan
Berdasarkan jenis aplikasi pemakaian bearing yang ada, pelumasan dapat dibagi menjadi :
a) Intermittent Lubrication.
Bearing untuk aplikasi beban ringan dan rpm lambat dapat dilumasi secara manual. Oil bisanya di masukkan ke dalam lubang pelumasan pada bearing. Oil yang digunakan biasanya adalah grease menggunakan pressure gun.
b) Limited Continous Lubrication.
Metode ini lebih baik daripada pelumasan dengan manual. Pelumasan ini berisi sumbu pelumas atau jarum pelumas. Sumbu membawa oil secara kapilar. Jika journal bearing berputar, jarum di kocok dan oli mengalir lewat dari reservoir melalui gap antara jarum dan lubang di plug bearing.
c) Continous Lubricating.
Oil di suplai secara terus menerus dan ini sangat penting untuk pelumasan hidrodinamik. Ada beberapa jenis continuous lubricating, yang pertama adalah ring oil system yaitu membuat pelumasan disekeliling bearing journal. Oil di semprot dari bearing bagian bawah dan ketika journal bearing berputar maka oil akan terangkat ke atas sehingga melumasi semua bagian journal. Yang kedua adalah splash lubrication, dimana part yang berputar direndam bersama oli dan biasanya digunakan untuk pelumasan mesin, gear-box, compressor. Contohnya pelumasan antara dinding cylinder dan piston ring, pelumsanannya menggunakan metode ini. Yang ketiga adalah in-pressure lubrication system yaitu pelumasan dengan menyemprotkan oil dengan pompa ke titi- titik pelumsan, setelah oil disemprotkan ke bagian bagian part, oli jatuh dan ditampung dan kembali masuk ke pompa dan mengalami siklus yang sama.
Pada bearing luncur atau journal bearing, sebuah poros, atau journal, berputar atau berosilasi pada suatu bearing, atau bearing, dan gerakan relatifnya adalah luncuran. Pada suatu bearing anti gesekan, gerakan relatif utama adalah gelindingan. Sebuah batang pengikut bisa menggelinding atau meluncur pada cam. Gigi-gigi roda gigi perpasangan satu terhadap yang lain dengan suatu gabungan gelindingan dan luncuran. Piston meluncur di dalam silindernya. Semua pemakaian ini memerlukan pelumasan untuk mengurangi gesekan, keausan dan panas.
Pengertian Total Prodwwtive Maintenance (TPM)
https://www.blogger.com/blogger.g?blogID=4893352573915100228#editor/target=post;postID=4982515531275785731;onPublishedMenu=allposts;onClosedMenu=allposts;postNum=0;src=link
Pengertian Total Prodwwtive Maintenance (TPM)
https://www.blogger.com/blogger.g?blogID=4893352573915100228#editor/target=post;postID=4982515531275785731;onPublishedMenu=allposts;onClosedMenu=allposts;postNum=0;src=link
Ada lima bentuk pelumasan yang dapat dikenal secara jelas, yaitu :
- Hidrodinamika
- Hidrostatika
- Elastohidrodinamika
- Batas (boundary)
- Lapisan padat tipis (solid film).
Pelumasan hidrodinamika (hydrodinamic lubrication) berarti bahwa permukaan penerima beban dari bearing dipisahkan oleh lapisan pelumas yang agak tebal, sedemikian rupa untuk menjaga persinggungan logam dengan logam, dan bahwa stabilitas yang dicapai dapat dijelaskan dengan hukum-hukum mekanika fluida.
Pelumasan hidrodinamika tidak tergantung pada pemberian pelumas dengan tekanan, walaupun hal itu mungkin terjadi tetapi yang pasti ia memerlukan penyediaan pelumas yang cukup setiap waktu. Tekanan lapisan terjadi dengan sendirinya dengan gerakan permukaan yang menarik pelumas kepada suatu zona yang berbentuk baji pada suatu kecepatan yang cukup tinggi untuk menghasilkan tekanan yang seperlunya untuk memisahkan permukaan-permukaan terhadap beban pada bearing. Pelumasan hidrodinamika disebut juga lapisan-tipis penuh (full film) atau pelumasan fluida (fluid lubrication).
Pelumasan hidrostatika (hydrostatic lubrication) didapat dengan memasukkan pelumas, yang kadang-kadang berupa udara atau air, kedalam bidang bearing beban pada suatu tekanan yang cukup untuk memisahkan permukaan-permukaan dengan suatu lapisan pelumas-tipis yang agak tebal. Sehingga, tidak seperti pelumasan hidrodinamika, gerakan dari permukaan relatif terhadap yang lain tidak diperlukan. Pelumasan hidrostatika perlu diperhatikan dalam merancang bearing dimana kecepatan putar kecil atau nol dan dimana tahanan gesekan sekecil mungkin.
Pelumasan elastohidrodinamika (elastohydrodynamic lubrication) adalah gejala yang terjadi bila suatu pelumas dimasukkan diantara permukaan-permukaan yang berkontak secara menggelinding, seperti pasangan roda gigi atau bearing rol.
Luas permukaan yang tidak memadai, suatu penurunan kecepatan dari permukaan yang bergerak, suatu pengurangan jumlah pelumas yang dimasukkan ke suatu bearing, kenaikan beban bearing, atau kenaikkan temperatur pelumas yang terjadi karena viskositas salah satu diantara hal-hal diatas dapat menjaga terbentuknya suatu lapisan-tipis (film) yang cukup tebal untuk membentuk pelumasan lapisan-tipis penuh. Bila ini terjadi, pada keadaan yang paling buruk mungkin dipisahkan oleh lapisan-tipis pelumas hanya dalam ketebalan beberapa ukuran molekul saja. Ini disebut pelumasan batas (boundary lubrication). Perubahan dari pelumasan hidrodinamika ke pelumasan batas tidaklah seluruhnya terjadi secara mendadak ataupun sesuatu yang mustahil. Mungkin bahwa suatu campuran pelumasan hidrodinamika dan pelumasan batas terjadi dulu, dan begitu permukaan bergerak saling mendekat, pelumasan jenis batas menjadi lebih berperan. Viskositas dari pelumas tidaklah terlalu penting pada pelumasan batas dibanding dengan komposisi kimiawi pelumas tersebut.
Bila bearing harus beroperasi pada temperatur yang sangat tinggi, suatu pelumas lapisan padat tipis (solid-film lubrication) seperti graphit atau molybdenum disulfida harus dipakai karena minyak mineral biasa tidak sesuai. Banyak penelitian akhir-akhir ini sedang dilakukan dalam tujuan ini, juga untuk mencari bahan campuran bearing dengan nilai keausan yang rendah dan juga koefisien gesek yang kecil.
2. Viskositas
Viskositas adalah ukuran resistensi (daya hambat) suatu fluida terhadap tegangan geser (shear). Nilai viskositas bervariasi, berbanding terbalik terhadap temperatur dan berbanding lurus terhadap tekanan tetapi keduanya dalam bentuk nonlinear. Viskositas dapat dinyatakan dalam dua bentuk yaitu viskositas absolut η dan viskositas kinematik υ dengan hubungan : (Norton, 1998 : 581) dimana ρ adalah massa jenis dari fluida. Satuan dari viskositas absolut η adalah lb-sec/in2 (reyn) dalam sistem satuan Inggris atau Pa-s dalam satuan SI. Tetapi biasanya selalu dinyatakan dalam μreyn dan mPa-s. Centipoise (cP) sama dengan 1 mPa-s. Nilai viskositas absolut pada temperatur 20°C (68°F) adalah 0,0179 cP (0,0026 μreyn) untuk udara, 1,0 cP (0,145 μreyn) untuk air dan 393 cP (57 μreyn) untuk pelumas mesin SAE 30. Pelumas atau oli yang bekerja pada bearing yang panas biasanya mempunyai viskositas antara 1 sampai 5 μreyn.
Viskositas kinematik diukur dalam suatu alat yang dinamakan viskometer, yang berbentuk rotasional atau kapiler. Viskometer kapiler mengukur laju aliran dari suatu fluida yang melewati pipa kapiler pada temperatur 40° atau 100°C. Viskometer rotasional mengukur torsi dan kecepatan putar dari suatu poros vertikal atau kerucut yang berputar dalam sebuah bearing. Satuan SI dari viskositas kinematik adalah cm2/sec (stoke) dan dalam satuan Inggris adalah in2/sec. Satuan stoke biasanya terlalu besar, maka biasanya digunakan satuan centistokes (cSt).
Viskositas absolut diperlukan dalam perhitungan tekanan dan aliran pelumas didalam bearing. Nilainya ditentukan dari viskositas kinematik yang terukur dan massa jenis fluida pada temperatur pengujian.
3. Teori Pelumasan Hidrodinamika
Journal dan bearing yang konsentrik dan poros dalam posisi vertikal. Diametral clearance cd diantara journal dan bearing sangat kecil, sekitar satu per-seribu kali dari diameter. Kita dapat memodelkannya sebagai dua buah pelat karena celah h sangat kecil dibandingkan dengan jari-jari lengkungnya. Gambar 2.6b menunjukkan dua buah pelat yang dipisahkan oleh lapisan-tipis oli dengan jarak celah sebesar h. Jika pelat paralel, lapisan-tipis oli tidak akan memberikan beban transversal. Hal ini akan berlaku untuk journal dan bearing yang konsentrik. Journal horizontal yang konsentrik akan menjadi eksentrik dari berat poros. Jika poros dalam posisi vertikal, journal dapat berputar secara konsentrik terhadap bearing selama tidak ada gaya gravitasi transversal.
Persamaan Reynold untuk Journal Bearing Eksentrik
Untuk menyokong beban transversal, pelat pada gambar 2.6b harus dibuat tidak paralel. Jika pelat bagian bawah pada gambar 2.6b diputar berlawanan arah jarum jam dan pelat bagian atas digerakkan ke arah kanan dengan kecepatan sebesar U, fluida diantara pelat akan terbawa sehingga mengurangi celah seperti yang terlihat pada gambar 2.7a, menghasilkan tekanan yang akan menyokong beban transversal P. Sudut antara pelat sama dengan variasi clearance oleh karena eksentrisitas e dari journal dan bearing pada gambar 2.7b. Ketika beban transversal diberikan pada journal, maka seharusnya akan merubah eksentrisitas dengan bearing untuk membentuk perubahan celah agar dapat menyokong beban dengan cara menaikkan tekanan lapisan-tipis.
Eksentrisitas e dan celah h untuk journal bearing dapat dilihat pada gambar 2.7b. Eksentrisitas e diukur dari titik pusat bearing Ob ke titik pusat journal Oj. Nilai maksimal e adalah sebesar cr = cd / 2 dimana cr adalah radial clearance. Eksentrisitas dapat dikonversikan dalam bentuk tak berdimensi, rasio eksentrisitas ε : yang nilainya bervariasi antara 0 pada kondisi tanpa beban sampai 1 pada kondisi beban maksimum ketika journal berkontak dengan bearing. Besarnya tebal lapisan-tipis h sebagai fungsi θ dapat diaproksimasikan sebagai :
Tebal lapisan-tipis h bernilai maksimum pada θ = 0 dan bernilai minimum pada θ =, sehingga :
Perhatikan journal bearing pada gambar 2.8. Titik pusat sistem koordinat xy dapat ditempatkan bebas misalnya pada titik O. Sumbu x bersinggungan dengan bearing, sumbu y melewati titik pusat bearing Ob dan sumbu z (tidak ditunjukkan) paralel dengan sumbu bearing. Umumnya, bearing dalam kondisi diam dan hanya journal yang berputar, tetapi dalam beberapa kasus sering terjadi kebalikkannya atau malah keduanya berputar. Lalu kecepatan tangensial bearing ditunjukkan oleh U1 begitu juga dengan kecepatan tangensial journal ditunjukkan oleh T2. Perhatikan bahwa arah keduanya (sudut) tidak sama oleh karena eksentrisitas. Kecepatan tangensial T2 untuk journal dapat dibentuk menjadi dua komponen dalam arah x dan y sebagai U2 dan V2. Sudut antara T2 dan U2 sangat kecil sehingga kosinusnya mendekati nilai 1 dan dapat dinyatakan bahwa U2 T2. Komponen V2 dalam arah y ditentukan oleh perubahan celah h ketika berputar sehingga .
Dengan menggunakan asumsi diatas, dapat ditulisakan persamaan Reynold berdasarkan perubahan ketebalan celah h, kecepatan relatif antara journal dan bearing V2 dan U1-U2 dan tekanan fluida p sebagai fungsi dua dimensional x dan z, dengan asumsi journal dan bearing paralel dalam arah z dan viskositas η adalah konstan.
Short-Bearing Solution
Long bearing kerap kali tidak digunakan lagi dalam bidang permesinan moderen karena beberapa alasan. Defleksi dan ketidaklurusan pada poros dapat mengurangi clearance sampai bernilai nol pada long bearing, sehingga orang-orang lebih memilih short bearing. Rasio l/d dari bearing moderen adalah antara ¼ sampai 1. Ovrick dan DuBois berhasil memecahkan persamaan Reynold untuk kasus yang menyertakan batas kebocoran akhir, yaitu :
Bentuk persamaan ini mengabaikan batas nilai untuk aliran keliling oli disekitar bearing dengan alasan bahwa nilainya akan kecil bila dibandingkan dengan aliran dalam arah z (kebocoran) pada short bearing. Persamaan diatas dapat diintegrasikan untuk mendapatkan nilai tekanan pada lapisan-tipis oli sebagai fungsi dari θ dan z .
Persamaan ini dikenal sebagai persamaan Ovrick atau persamaan short-bearing. Persamaan ini dievaluasi pada θ = 0 sampai , dengan asumsi tekanan adalah nol diatas setengah keliling sisanya. Gambar 2.9 memperlihatkan distribusi tekanan pada θ dan z. Pada θ = 0 posisi berada pada h = hmaks dan sumbu θ melewati Ob dan Oj. Distribusi tekanan p akibat z adalah parabola dan puncaknya pada titik tengah dari panjang bearing dan nol pada . Tekanan p bervariasi tidak linear pada θ dan puncak pada kuadran kedua. Nilai dari θmaks pada pmaks adalah :
Berdasarkan gambar 2.9, puncak tekanan terjadi pada sudut θmaks. Sudut ini diukur dari sumbu θ nol, yang merupakan sepanjang garis dari titik tengah journal dan bearing. Akan tetapi bagaimana dengan sudut dari garis eksentrisitas diantara titik tengah Ob dan Oj ? Garis aksi dari gaya P yang diaplikasikan pada journal didefinisikan sebagai faktor eksternal. Gaya P ini ditunjukkan berarah vertikal pada gambar dan sudut antara gaya ini dengan sumbu θ = ditunjukkan sebagai . Sudut dapat dicari dari :
Torsi dan Daya Hilang pada Journal Bearing
Lapisan-tipis fluida bergeser diantara journal dan bearing. Gaya geser ini membuat keduanya saling menghasilkan torsi yang berlawanan, Tr pada bagian yang berputar dan Ts pada bagian yang diam. Pasangan gaya P, pada gambar 2.9, salah satunya bekerja pada titik pusat journal Oj dan yang lainnya pada titik tengah bearing Ob, membentuk kopel , yang mana bila ditambahkan pada torsi diam Ts akan menghasilkan torsi berputar Tr. (Norton, 1998:594)
4 Perancangan Hidrodinamik Bearing
Biasanya penerapan gaya P pada bearing dianjurkan dan kecepatan putar n’ diketahui. Diameter bearing bisa diketahui bisa juga tidak, tetapi selalu bisa didefinisikan dengan tegangan geser, defleksi atau pertimbangan yang lain. Perancangan bearing memerlukan penemuan kombinasi yang cocok dari diameter bearing dan atau panjang yang akan beroperasi dengan viskositas fluida yang cocok, clearance yang benar dan mampu buat serta rasio eksentrisitas yang tidak memungkinkan logam dengan logam untuk berkontakkan pada kondisi berbeban ataupun berbeban lebih.
Faktor Beban Perancangan – Bilangan Ovrick (Ovrick Number)
Langkah yang tepat untuk mendekati masalah ini adalah menggunakan suatu faktor beban tak berdimensi berbanding dengan berbagai parameter bearing yang dapat diolah, diplot dan dibandingkan. Persamaan dapat disusun ulang dan memasukkan menjadi : (Norton, 1998:596)
Persamaan ini mengandung banyak parameter dimana perancang yang telah mengontrol dan menunjukkan banyak kombinasi dari paramter-parameter tersebut yang memberi bilangan Ovrick yang sama, akan menghasilkan rasio eksentrisitas ε yang sama. Rasio eksentrisitas memberikan sebuah indikasi bagaimana dekatnya kegagalan lapisan-tipis oli terjadi sejak .
Hubungan rasio eksentrisitas ε sebagai fungsi dari bilangan Ovrick ON dan juga menunjukkan data eksperimen dari 10 referensi untuk parameter yang sama. Sebuah kurva empirik disesuaikan dengan data yang menunjukkan bahwa teori menurunkan besarnya rasio eksentrisitas. Kurva empirik ini dapat diaproksimasikan.
Perhitungan mengenai beban, torsi, tekanan rata-rata dan tekanan maksimum lapisan-tipis oli, dan parameter-parameter bearing lainnya serta besarnya clearance dapat menggunakan persamaan-persamaan yang telah dituliskan sebelumnya.
Perbandingan dari pmaks / pavg dan Ts / To sebagai fungsi dari bilangan Ovrick untuk nilai ε teoritik dan eksperimen. Gambar 2.12 menunjukkan variasi besarnya sudut θmaks dan teoritik dan eksperimen dengan bilangan Ovrick.
Langkah-langkah Perancangan
Beban dan kecepatan umumnya diketahui. Jika poros telah dirancang berdasarkan tegangan geser dan defleksi maka diameter akan diketahui. Panjang bearing atau rasio l / d sebaiknya dipilih berdasarkan kondisi pengemasan. Semakin besar rasio l / d akan memberikan tekanan lapisan-tipis yang lebih kecil. Clearance ratio dinyatakan sebagai Cd / d. Clearance ratio biasanya bernilai antara 0,001 sampai 0,002 dan kadang-kadang sampai paling besar 0,003. Semakin besar clerance ratio akan menambah nilai ON. Semakin besar ON akan memperbesar nilai eksentrisitas, tekanan dan torsi seperti yang terlihat pada gambar 2.10 dan 2.11.
Keuntungan dari besarnya nilai clearance ratio yaitu meningkatkan besarnya aliran pelumas, yang mana akan meningkatkan kerja pendingin. Rasio l / d yang besar mungkin membutuhkan clearance ratio yang lebih tepat untuk mampu menahan defleksi poros. Bilangan Ovrick dapat dipilih dan besarnya viskositas yang dibutuhkan dapat dihitung dari persamaan. Beberapa literasi biasanya diperlukan untuk menghasilkan rancangan yang seimbang.
Pemilihan bilangan Ovrick sangat memberikan pengaruh yang signifikan dalam perancangan. G.B Dubois memberikan panduan dalam menebak harga bilangan Ovrick yaitu ON = 30 (ε = 0,82) adalah batas atas untuk beban sedang, ON = 60 (ε = 0,90) adalah batas atas untuk beban berat dan ON = 90 (ε = 0,93) adalah batas atas untuk beban yang sangat berat. Pada angka beban diatas 30, sebaiknya hati-hati untuk mengontrol toleransisi manufaktur, surface finish dan defleksi. Untuk aplikasi bearing yang umum sebaiknya digunakan ON dibawah 30.
0 komentar:
Posting Komentar