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4. DISEÑO, CÁLCULO Y SELECCIÓN DEL PROTOTIPO DE PLANTA
PROCESADORA DE FRUTAS
4.1 DISEÑO Y CÁLCULO DEL SISTEMA DE DESPULPADO DE FRUTA
La función principal es separar la pulpa de las frutas, de las semillas y otros elementos
que no hacen parte de pulpa, esto se logra con un movimiento rotativo generado por un
conjunto de paletas unidas a un eje (rotor) y este a su vez a un elemento de transmisión
de potencia (polea y correa), cuya función principal es reducir las revoluciones por
minuto que vienen del motor. Este movimiento rotativo genera una fuerza centrífuga
sobre la fruta, que comprime la fruta sobre un tamiz cuya función es dejar pasar la pulpa
por unos orificios de tamaño regulado que no deja pasar las semillas y otros elementos
diferentes de la pulpa, estos son conducidos por dentro del tamiz a un recipiente y la
pulpa que sale por los orificios del tamiz caen por la parte inferior de la despulpadora a
otro recipiente para su disposición.
A continuación se calculan las fuerzas que están involucradas en el diseño, para esto se
estableció que la cantidad de frutos máximos que caben en el rotor tomando la guayaba
como referencia, por ser la fruta con mayor dimensión (6 cm de diámetro), serian ocho
guayabas aproximadamente.
4.1.1 Cálculo de fuerzas que intervienen en el proceso de despulpado
Las fuerzas que intervienen en este proceso son la fuerza centrífuga que es la
componente radial y la fuerza de arrastre ( fricción entre un objeto sólido y fluido o un
líquido y gas) que se tomara como la componente transversal, para este cálculo se hacen
aproximaciones y suposiciones con el objetivo de realizar un cálculo aproximado de la
potencia necesaria que requiere el sistema, de otra parte las suposiciones generan un
cálculo más conservativo con el fin que la potencia y los esfuerzos de los materiales
estén por encima de la real, para evitar posibles atascamientos por factores que no son
cuantificables y que deben ser tenidos en cuenta.
Velocidad angular del rotor
Esta fuerza es la encargada de mantener en permanente contacto la fruta con la
superficie interna del tamiz.
En el punto más alto dentro del tamiz la fuerza centrífuga tiene que ser mayor al peso de la guayaba:
Fc=m× ac=m v2
REc .1
Fc=Fuerzacentrífuga [ N ]
m=Masa [ Kg ]
ac=Aceleracióncentrífuga ms2
R=Radio de trayectoria [ m ]
V=Velocidad lineal [ms ]
Velocidad lineal
v=2 πFR ; Ec .2
Donde
F=frecuenciade rotación [rpm ]
mg=m v2
R
Reemplazando la velocidad
mg=m 4 π2 f 2 R2
R
g=4 π2 f 2 R
Frecuencia de rotación
f =√ g4 π2 R
Ec .3
Donde
g=gravedad (9.81 ms2 )
Sustituyendo valores
f =√ 9.814 π2 0.09
=1.66 revs
x 60 sm
=99.6 rpm
La anterior velocidad angular es la mínima para que la guayaba permanezca en la periferia interna del tamiz durante todo su recorrido, esta velocidad angular no garantiza que la fruta pase por los agujeros del tamiz puesto que se necesita una fuerza adicional que se denominara fuerza de empuje (Fe) para forzar la fruta a pasar por los agujeros, también se debe tener en cuenta que la masa y el radio están permanentemente cambiando.
Desplazamiento de la guayaba dentro del tamiz.
El rotor gira con una velocidad angular constante ωo al pasar el tiempo vamos a suponer que el punto A se acerca al tamiz cambiando el radio de giro y su masa.
Velocidad y aceleración en coordenadas polares
Posición de la guayaba en coordenadas polares
La rapidez con que se mueve el punto A en la guayaba en dirección radial hacia el tamiz
es la razón de cambio de rdrdt
=v, y la velocidad angular del rotor es la razón de cambio
de θ, ω=ω0la velocidad de la guayaba en el tamiz es:
drdt
er+rω eθ=v0 er+r ω0eθ Ec .4
Las componentes de la velocidad son la componente radial se debe al avance del punto
A hacia el tamiz en dirección radial y la transversal se debe al giro del rotor. La rapidez
de la guayaba representada en el punto A v0=drdt es constante, por lo que d2r
d t 2 =0, La
velocidad angular del rotorω0=dθ
dt, también es constante entoncesd2θ
d t2 =0
La componente radial de la aceleración, denominada aceleración centrípeta es:
ar=d2 rd t 2 −r ω2=−r ω0
2
La componente transversal es:
aθ=ra+2 drdt
ω=2v0 ω
Reemplazando la aceleración centrifuga en la ecuación de la fuerza centrífuga se
obtiene:
F c=m ac=−mr ω02
Donde
M=masa de la guayaba (kg)
R=Radio del centro al punto A (m)
ω0=Velocidad angular del rotor (rpm)
Para que la guayaba pase por el tamiz hay que ejercer una fuerza adicional llamada
fuerza de empuje (Fe), esta es de magnitud constante 23N (2,038Kg) fuerza que
suponemos necesaria para que la pulpa pase por los orificios del tamiz:
Fc+Fe=mg
F c=m ac Y ac=−r ω2
Sustituyendo y despejando ω:
ω=√ mg−Fe−mr
Ec .5
De la tabla abajo entonces:
m=0.2 kg
g=9.81 ms2
Fe=23 N
r=0.04 m(Radiodel rotor menos diámetro de guayaba)
ω=√ 0.2× 9.81−23−0.2 ×0.04
=51.28 rads
ω=490rpm
Rpm para inicio de despulpado
Esta velocidad angular es la necesaria para empezar a pasar la pulpa, pero como la masa
y el radio cambian en el tiempo vamos a suponer el radio máximo r=0.01 m y una
mínima masa m= 0.025 Kg que son las condiciones críticas, con estas condiciones
garantizaremos que funcione en cada instante.
De la tabla abajo entonces:
ω=√ 0.025× 9.81−23−0.025 × 0.1
=95.4 rads
ω=911rpm
A estas rpm se garantiza el correcto funcionamiento hasta terminar la masa de la fruta.
Rpm al final del despulpado
Fuerza centrífuga
Fc=mg
×[ 2× π × N60 ]
2
× R [ kg ] Ec .6
Donde; De la tabla abajo entonces
Fuerza centrífuga producida por una guayaba
m = masa promedio guayaba. [m=0.2 Kg]
N= revoluciones del motor. [N= 911 RPM]
r =radio del estator [R=0.1cm]
g = gravedad [g = 9.81ms2 ]
Se reemplazan los datos en la respectiva ecuación para obtener la fuerza centrífuga.
Fc=0.29.8
×[ 2 × π ×91160 ]
2
×0.10
Fc=18.55 kg
Fuerza centrífuga producida por una guayaba.
4.1.2 Cálculo de esfuerzos sobre el estator.
El estator es el que contiene al rotor y está compuesto por las tapas laterales de la
despulpadora y el tamiz.
Análisis de fuerzas y esfuerzos a los que está sometido el tamiz, esfuerzo que tiende a
separar el estator en dos partes iguales.
Fuerzas que actúan en tamiz
σ= Fn2× A
; [ kgcm2 ]Ec .7
Fn=∑ Fcx
A=π × R × e
Donde
σ=Esfuerzo que actúa sobre el estator
R: radio del estator (cilindro tamiz; R=0.1m)
e: espesor del tamiz (lamina calibre 16; e=1.52mm)
A=área de la sección transversal del estator que resiste el esfuerzo.
Fn=fuerza neta en dirección vertical.
m =peso de la fruta. [m=0.2Kg]
Fcx=fuerza centrífuga que actúa sobre cada fruta.
Cálculo del esfuerzo de tracción (G).
Fc=18.55Kg.
Fcx=18.55*sen45
Fcx = 12.82Kg
Sumando toda la fuerza (para ocho frutas) en la mitad del estator se tiene:
Esfuerzo en el tamiz
Entonces:
Fn=102.56Kg
A=5cm2
σ=102.562× 5 [ kg
cm2 ]σ=10.256 (Kg/cm2)
El valor del esfuerzo de tracción que se obtuvo es muy pequeño comparado con el valor
del esfuerzo admisible del material Sy=1832Kg/cm2
Cálculo de esfuerzos que actúan sobre las paletase inercia queproducenen el eje.
Calculo de esfuerzos que actúan en las paletas.
Las paletas son los elementos que transmiten a las frutas el movimiento rotativo.Las paletas se consideran como una viga con carga en forma distribuida soportada en dos apoyos.
Para el cálculo de las cargas y reacciones se necesita saber que la fuerza neta esta soportada por cada paleta con base en la distribución asumida en la siguiente figura.
Fuerzas que actúan en cada paleta y su sección transversal
Fuerzas que actúan en el estator
FN=fuerza normal
Ff=fuerza de fricción
FA=fuerza de arrastre
La fuerza de arrastre neta es igual a la fuerza de arrastre de una guayaba por elnúmero
de guayabas que van en la paleta durante el funcionamiento en máximacapacidad.
Cálculo de la fuerza de arrastre
FA-Ff=0
FA= µ (m+Fc)
FN=Fc-m
µ=0.035(coeficiente de fricción promedio verificado experimentalmente)
Fc=18.55Kg.
m=0.2Kg.
FA=0.6415Kg.
El valor de la fuerza de arrastre obtenido corresponde a una sola fruta (guayaba para el
caso), el valor total de la fuerza de arrastre es equivalente a FAT=5.132Kg que es el
resultado de la sumatoria de todas las FA presentes en la fruta (un total de ocho
guayabas que participan del modelo planteado). La fuerza que soporta cada paleta es [
F AP].
F AP=5.132
4=1.283 kg
El esfuerzo de flexión máximo soportado por la paleta viene dado por.
σ= M × cI
Donde:
σ =esfuerzo de flexión máximo [Nm2]
M=momento máximo [N.m]
I=momento de inercia de la sección [m4]
c=fibra más alejada [m]
Momento de inercia de la sección
I=b ×a3
12
a=0.317cm
b=3.81cm
W 1=7.427 KNm
Por simetría
Ra=WL/2
Ra=Rb
Ra=0.6415Kg
Calculo del esfuerzo de flexión máximo.
M=5.94 KN.m
I= 1.0162 x10-6 m4
C=1.6 mm
σ =4676.245 KN/m2= 50.368 Kg/cm2
Comparado con el Ssy (resistencia al corte) del material está sobrado (resistencia
a la fluencia Sy=2960Kg/cm2) para un acero AISI 1045 HR entonces Ssy=0.5Sy;
Ssy=1480Kg/ cm2
Esfuerzo en la paleta
Cálculo del momento de inercia que producen las paletas en el eje.
Dimensiones de la paleta
Utilizando el teorema de los ejes paralelos
I eje−Paleta=I para4 paletas∗4+ I∗4 Ec .9
I Paleta=mp( a2+b2
12 )Donde
I Paleta=Momentode inercia producido por las paletasenel eje de la despulpadora
I=Momentode inerciade las paletas con respcto asucentro
M P=Masade la paleta [ Kg ]
R=Distancia del centrodel eje al punto cespecificado en la figura 13
a=Ancho de la paleta
b=Longitud de la paleta
I=(mpaleta∗R2c →centro eje)
mP=P∗ρ
R=( D2
−(s+ a2 ))
V=a∗e∗I
Donde
D=Diámetro externo del tamiz(D=20 [ cm ])
S=Medida separación deltamiz conel borde de la paletas (s=3 [ mm ])e=Espesor de la paleta ¿
ρ=Densidaddel acero (ρ=0.00785 [ Kgcm3 ])
Reemplazando los valores en las respectivas ecuaciones
V=19.354 [cm3 ]mP=0.1521 [ Kg ] ,( parauna paleta)
R=7.795 [ cm ]
I=(9.24 × 4 [ Kg. cm2 ] )
I=36.96 [ Kg .cm2 ]
I Paletas=3.428∗4 [ Kg. cm2 ]
I Paletas=13.712 [ Kg .cm2 ]
I eje−Paleta=50.68 [ Kg .cm2 ] Esfuerzos que actúan sobre los brazos soporte de las paletas y momento de inercia que
produce en el eje.
Esfuerzos que actúan sobre los brazos soporte de las paletas.
Los brazos son considerados como vigas empotradas soportando una carga en su extremo, la
cual es la causa del momento flector sobre él.
Analizamos un brazo, la fuerza que soporta se puede observar en la siguiente figura.
El esfuerzo de flexión soportado por el brazo viene dado por:
σ= M × cI
Donde:
σ =esfuerzo de flexión máximo [Nm2]
M=momento máximo [N.m]
I=momento de inercia de la sección [m4]
c=fibra más alejada [m]
M=R × F A
M=7cm ×0.6415 kg
M=4.49 kg . cm
C=0.63 cm
I=0.22cm4
σ =12.86 Kg/cm2
Comparado con el Ssy (resistencia al corte) del material está sobrado (resistencia
a la fluencia Sy=2960Kg/cm2) para un acero AISI 1045 HR entonces Ssy=0.5Sy;
Ssy=1480Kg/ cm2
Momento de inercia que produce el brazo soporte de las paletas en el eje.
Medidas del brazo y el eje
I eje−Paleta=I soporte∗8+ I∗8 Ec .11
Donde:
I soporte=Momento de inercia de los ochosoportesconrespecto a su propio eje .
I=Momentode inerciadel brazo conrespectoal centro deleje
I soporte=msoporte (a2+b2
12 )×8
a=1.27 cm
b= 7.2cm
msoporte=12.9 cm3∗0.007861[ Kgcm ]
msoporte=0.1014 [ kg ]
R=Dcollarín
2+ b
2
R=5.1cm
I soporte=0.451kg .cm2
I eje− soporte=0.415∗8+0.1014∗5.12∗8
I eje− soporte=24.704 [ Kg . cm2 ] Diseño y cálculo del eje.
Para el dimensionamiento del eje se toma el criterio de diseño por resistencia a la
fatiga para fisura progresiva (criterio de falla de Mises-Goodman).
Potencia requerida por el sistema para su funcionamiento.
Con los valores obtenidos, se puede calcular la potencia necesaria para el funcionamiento de la
despulpadora a máxima capacidad.
P=F AT × R × N
63000; [ Hp ] Ec .12
F AT =Fuerza total necesaria para arrastrar la fruta (8 guayabas)
F AT × 8=5.132 [ Kg ]
R=Radio de girodel rotor 9.5 cm
N=Revoluciones delrotor 911rpm
Reemplazando
P=0.7 Hp
Potencia total normalizada
La potencia requerida por el sistema es 0.7 Hp mas la potencia para vencer la
inercia (Pi). Los parámetros de cálculo son los siguientes:
Velocidad de trabajo 911 RPM
Potencia consumida por la inercia del rotor.
Para vencer la inercia del rotor sin considerar la polea se necesita una potencia
que viene dada por:
P=I × E ×W ; [ Kg .m2
s3 ];Ec .13
Donde:
P=Potencia ;[ Kg.m2
s3 ]I=Momentode Inercia [ Kg.m2 ]
E=Aceleración angular [ rads2 ]
W =Velocidad angular [ rads ]
Inercia Total del Rotor
I T=I paletas+ I soportes+ I eje Ec .14
I para4 paletas=51kg . cm2
I para8 soportes=24.704 kg . cm2
I eje=12
.mR2 ;(asumiendo un diámetro de2 cmde diámetro yuna longitud de 30cm)
I=Momentode Inercia [ Kg.m2 ]Masa del Eje
Diagramas de cortante y momento del eje Plano X-Z
∑ M A=0
RB× 30−FPB ×37=0
RB=24.666 [kg ]
∑ FY=0
−RA+RB−F PB=0
RA=4.666 [kg]
Diagramas de cortante y momento del eje Plano Y-Z
W rotor=W paletas+W soporte−rotor
W rotor=0.6084 kg+0.8114 kg
W rotor=1.4198 kg
W polea=0.4 kg
W eje=0.9137 kg
∑ M A=0
RB× 30−W polea×37−W rotor
2×20=0
−W eje × 18.5−W rotor
2× 10=0
RB=2.5[kg ]
∑ FY=0
RB× RA−W rotor−W eje−W polea=0
RA=0.8335[kg ]
Conclusión: Punto B es crítico
Momento resultante en B
M RC=√72+1402
M RC=140.175[kg−cm ]
Momento de inercia del eje
I= 12
mr 2 Ec .27
Masa y volumen del eje
m=V ρ ;V =π r2 L
Donde
m=peso del eje (Kg)
r=radio del eje (cm)
L=longitud del eje (cm)
ρ= Densidad del material (0.00786 Kg/cm3)
V=volumen del eje [cm¿¿3]¿
V=π ×12 ×37
V=116.238 cm3
m=0.007861 ×116.238
m=0.914 kg
I=12
0.914 ×12=0.457[kg−cm2]
Formas dinámicas como se presentan las fuerzas, momentos, torques, fuerzas de
corte y sus respectivas consecuencias como son los esfuerzos normales (σ) y los
esfuerzos transversales (τ).
Formas dinámicas como se presentan los esfuerzos
σ=M a×C
I [ kgcm2 ]Ec .28
I=π × d4
64[cm4 ] Ec .29
Donde
σ = Esfuerzo causado por el momento flector.
M a = Momento máximo o resultante
C = Fibra más alejada [ d2=1 cm ]
I= Momento de inercia geométrico de la sección transversal del eje
Entonces
σ=78.476[ kgcm2 ]
σ=2538.53[ lbplg2 ]
Límite de resistencia a la fatiga
Se
Sut=0.5
Donde
Sut = Esfuerzo ultimo a tracción 92.4517Kpsi
Se =Resistencia o límite de fatiga para especímenes ideales [46.226 kpsi]
τT=T B ×C
J [ kgcm2 ]Ec . 30
τT = Esfuerzo cortante producido por el torque [Kg/cm^2]
T B = Torque máximo [118.56 kg-cm]
J=Momento de inercia geométrico [cm^4]
C= fibra más alejada [ d2=1 cm ]
J= π ×d4
32[cm4 ] Ec .31
J= π ×24
32
J=1.5708 [cm4 ]
τT=118.56×1
1.5708
τT=75.47 [ kgcm2 ]
τT=715.694 [ lbplg2 ]
σ max=σm=2538.53[ lbplg2 ]
σ min=σm=−2538.53[ lbplg2 ]
τ max=τmin=715.694[ lbplg2 ]
Historia clínica de esfuerzos en la sección critica.
Historia clínica de esfuerzos en la sección critica
ESFUERZOS ALTERNOS Y MEDIOS (τ;σ)
σ m=σmax+σmin
2 [ lbplg2 ] Ec .32
σ m=2538.53+ (−2538.53 )
2=0
σ m=0
σ a=σmax−σ min
2 [ lbplg2 ]Ec . 33
σ a=2538.53−(−2538.53 )
2=2538.53[ lb
pl g2 ]σ a=2538.53[ lb
pl g2 ]τ m=
τmax+ τmin
2 [ lbplg2 ] Ec .34
τ m=715.694+(715.694)
2=715.694[ lb
plg2 ]τ m=715.694 [ lb
plg2 ]τ a=
τmax−τmin
2 [ lbplg2 ]Ec . 35
τ a=715.694−(715.694)
2=0
τ a=0
Cálculo de Se´
Se´=Se × K L × K S× Kd × KC × KT × Km
Donde
Se´ = Resistencia o límite de endurancia o fatiga para especímenes afectados.
K L= Factor de carga (axial, flectora, torsional)
KS= Factor de acabado superficial
Kd= Factor de tamaño.
KC= Factor de confiabilidad.
KT= Factor de temperatura.
Km= Factor de efectos misceláneos
Cálculo de K L
K L= 0.57; Carga simple o combinada que produzca esfuerzos reversibles donde
el esfuerzo medio es ≤ 0.5 del esfuerzo alterno.
K L=0.8; Para torsión pura
Cálculo de KS
K S=0.58; Para laminado en caliente con Sut=92.45Kpsi
Cálculo de Kd
Sección transversal del eje
dequivalente=2cm=0.7874 plg
0.4 ≤ d ≤ 2´
Kd=0.9
Cálculo de KC
Confiabilidad de 90%
KC=0.897
Cálculo de KT
Operación bajo condiciones ambiente T < 71ºC
KT=1.0
Cálculo de Km
Km=1
Cálculo de K t
Donde
Km=Factor de concentración de esfuerzos
Según Peterson tomar para d ≤ 6.5¨
Dimensiones del cuñero en el eje de la despulpadora
t=0.12 d
d=0.7874 plg
r B=rC=0.0208 d→ r B=rC=0.01637 plg
b=0.25 d →b=0.1968 plg
r A=0.5d →r A=0.394 plg
Para eles estándares
Si d ≤ 6.5 plg
Para cuñeros sometidos a flexión
K tA=1.6
K tB=2.15 → Crítico para flexión
K tc=1.3
Para cuñeros sometidos a torsión
K tSA=1.7
K tSB=1
K tSC=3→Crítico para torsión
Escogemos el K t más crítico en flexión del cuñero y el prisionero.
K t=2.15
Cálculo de la sensibilidad a la entalladura (q)
q= 1
1+ √a√r
; Ec .36
Donde
a = Constante empírica para el cálculo de q, para r > 0.16 plg
r = Radio crítico del cuñero [0.01637 plg]
√a=0.07 → Flexión
√a=0.04 →Torsión
q t=0.326→ Flexión
q tS=0.3901 →Torsión
k f=Factor concentrador de esfuerzos para fatiga
K f =1+0.326 (2.15−1 )=1.3749
K fS=1+0.3901 (3−1 )=1.7802
Se´=46.226 kpsi× 0.57 ×0.58 × 0.9× 0.897 ×1×1.1
Se´=13.5712 kpsi
Ses´ =19.0472 kpsi
1N =[(1.3749× 2.585
13.5712 )2
+3(2× 0.715719.0472 )
2]12
N=5.5 ------ Factor de seguridad (eje de la despulpadora)
Los valores de la formula anterior fueron tomados de la siguiente tabla que fueron
calculados
Factor de seguridad eje de la despulpadora
Cálculo de la chaveta que va en el cuñero
Para el eje utilizamos un acero AISI 1045 HR (hot-rolled) –laminado en caliente con
una resistencia a las fluencia de Syt = 42Kpsi con un diámetro de 2cm y gira a 911 con
un torque de T B=79.04 [ kg−cm ] óT B=68.45 [ lb−plg ]
Fuerza F en la superficie del eje
F=T B
r[ lb ] ; Ec .37
Donde
T B = Torque que produce la correa [Lb-in]
R = radio del eje [in]
F=68.45lb∗plg0.39 plg
F=175.5 [lb ]
Resistencia al corte
Ssy=0.577 Ssyt
Ssy=22.5 kipplg
La falla por corte a través del área (ab) origina un esfuerzo τ=FtL sustituyendo la
resistencia dividida entre el factor de seguridad en vez de τ.
Ssy
n= F
tL; Ec . 38
22.5 (10 )3
3.54= 175.5
0.188 L
L= 0.146 m; Longitud mínima del cuñero.
4.2 TORNILLO ALIMENTADOR
Este sistema es formado por un tornillo de transporte y un ducto (artesa), cuya función
es la de llevar la fruta desde el ducto que sale de la marmita hasta la despulpador, con
una longitud de 25 cm y un paso de tornillo de 6.77cm, el ducto está hecho con un tubo
galvanizado calibre 14 de cinco pulgadas de diámetro interior un cuyo extremo esta
atornillado un conjunto de rodamiento y soporte donde se apoya el eje del tornillo, en la
parte de la entrada el tornillo va apoyado en un cojinete que está firmemente atornillado
a la tapa de la artesa, en la entrada del tornillo por la parte lateral se encuentra un hueco
que conecta con el ducto que sale de la marmita y en la salida de la artesa una tapa que
une la artesa con la despulpadora, esta tiene un hueco que permite el paso de la fruta de
un lado a otro.
4.2.1 Selección del tornillo alimentador
Selección del tornillo alimentador
Fuente: catálogo de Martin
Por motivo de flujo de material y su naturaleza (Fruta blanda) y requerimientos de
diseño seleccionamos de 4” a 30% A de la tabla anterior. Este tornillo contribuye al
fraccionamiento de la fruta.
Para el cálculo de las rpm de operación
n=C requerido
C tabla[ rpm ] ; Ec .39
C tabla=0.41 →dela tabla anterior
Cálculo de la capacidad requerida
H pf=ln Fd Fb
1000000; Potencia sin carga Ec .40
H pm=CLW F f Fm Fp
1000000;Potencia con carga Ec .41
H P total=( HPf +H pm ) F0
e; Ec .42
Donde
L=Longitud total del tornillo (L=0.82Ft; por diseño)
N=Velocidad de operación (N=35 rpm)
Fd= Factor de diámetro (Fd= 12; Tabla 1-12 ver anexo)
Fb= Factor de rendimiento (Fb = 2; Tabla 1-13 ver anexo)
C=Capacidad (C=6.232 pi e3
h)
W=Peso del material (W=63.67 lb
pi e3 )
F f=Factor de vuelo (F f =1; 30% standard; Tabla 1-14 ver anexo)
Fm=Factor de material (Fm=2; Tabla 1-2 ver anexo)
FP=Factor de impulso, cuando sea necesario (FP =1.29; Tabla 1-15 ver anexo)
F0=Factor de sobrecarga (F0 =3; Tabla 1-16 ver anexo)
e=eficiencia (e=0.87; Tabla 1-17 ver anexo)
Reemplazando en las ecuaciones 40, 41,42
H Pf=0.000708 Hp
H Pm=0.000708 Hp
H Ptotal=0.0015476 Hp
Por motivos que la fruta va a ser fraccionada por el tornillo y la potencia que requiere
para vencer la inercia del sistema colocamos un motor de 0.5 hp, este motor también
nos facilita la reducción de velocidades y el montaje ya que es el más común en la
industria y su costo es relativamente bajo.
4.2.2 Cálculo de distancia entre centros del eje dado y el eje del tornillo alimentador.
Tomamos una correa Tipo A18 y poleas de 2,5” esto se da por motivos de diseño.
A184
L=19,291plg; Selección por diseño
D1=2,5plg; Polea conductora eje tornillo alimentador
D2=2,5plg; Polea conducida eje dado
Calculando C por L estándar
C=B+√B2−32 ( D2−D1 )2
16
B=4 L−6.28 ( D2+D1 )B=45.765 plg
C=45.765+√(45.765)2−32 (2.5−2.5 )2
16
C=5.72 plg
Distancia entre centro de las poleas del eje del tornillo y el eje cuadrado
4.2.3 Selección del acople que une el eje de salida del moto reductor con el eje de entrada del tornillo alimentador
Los acople se usan para unir dos ejes uno motriz y otro receptor, la función básica de este acople en transmitir torque, para nuestro caso vamos a utilizar un acople flexible (acoplamiento de cruceta), capaz de amortiguar carcas torsionales o de cargas de impulso, que se puedan originar durante la transmisión.
Acoplamiento flexible
Fuente: Catalogo Martin (Sección acoplamientos)
4.2.4 Selección del rodamiento que va en el tornillo helicoidal en el lado de la salida de material.
El rodamiento seleccionado es rígido de bolas (Axil), Diámetro 20 mm
Fuente: FAG Rodamientos rígidos de bolas
ANEXOS
Capacidad del tornillo
Factores Ff, Fp y Fo
Factor Fb y Fd
Medidas del tornillo
Medidas del acople
Denominación del rodamiento
Medidas internas y externas del rodamiento
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