trabajo de rueda de ginebra
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CAPÍTULO 4
DISEÑO DETALLADO
4 1 Int roducción
Con la elección previa del diseño a desarrollar y a construir finalmente, surge la fase
de diseño detallado del proyecto. En esta etapa se genera y recopila la información
necesaria que dará forma a la máquina peladora de tunas, para que a su vez valiéndose de la
información obtenida en el presente capítulo,se alcance la fase siguiente del proyecto que
consiste en la construcción del proyecto diseñado.
El diseño detallado presentado a continuación,se sustenta con la generación de
cálculos y decisiones de diseño sobre los componentes de la máquina a construir. Para el
caso del diseño de los componentes en que se consideró importante y necesaria la
sustentación detallada, se presentan los mismos por medio de análisis y cálculos. En el
caso de los componentes en los que no se presenta un análisis mediante cálculos, la
justificación de los mismos se basa en decisiones de diseño conforme a evaluación de su
funcionalidad y a la situación mínima de fuerzas y esfuerzos a los que se encontrarán
sometidos con respecto a las propiedades mecánicas que proporcionan los materiales de los
que estarán elaborados respectivamente.
A partir de las dimensiones obtenidas mediante los cálculos y el diseño para los
componentes, se tratará de acoplar el diseño a las medidas y formas estándares comerciales
con el fin de simplificar el diseño y construcción de la máquina.
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4 2 Diseño de la navaja de pelado
Una vez decidido el método de torneado para el proceso de pelado de la tuna, el
diseño de la forma de la navaja resulta necesario para comenzar el diseño detallado.La herramienta de corte para el proceso de torneado, en este caso una navaja de
pelado debe cumplir las siguientes características:
1. Ser capaz de cortar la cáscara de la tuna en espiras conforme avanza a lo largo del
eje longitudinal por la superficie del fruto.
2. Desprender la cáscara de la pulpa conforme avanza la herramienta.
3. La navaja debe penetrar completamente el espesor de la cáscara.
4. El material de la navaja debe ser de grado sanitario.
Con estos cuatro requerimientos planteados para el diseño de la navaja, se obtuvo
por medio de pruebas de prototipos construidos y probados en el taller mecánico la forma
más funcional para el diseño final de la navaja. El diseño final de la navaja de pelado se
presenta a continuación (Figura 4.1):
Figura 4.1 Navaja de pelado.
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La forma consiste en una navaja con filos laterales y una punta plana a 45º (Plano
PT-01-00-09), el filo se encuentra a lo largo de toda la arista inferior de cada lado (Figura
4.2). Estos dos filos en la navaja, son los que penetran completamente el espesor de la
cáscara y corta la tuna en forma de espiras conforme avanza sobre la misma. La otra parte
que compone la navaja es la punta con filo (Plano PT-01-00-10) que se ensambla sobre la
punta plana a 45º (Figura 4.3), dicha forma tiene como propósito el desprendimiento y
desalojo de la cáscara previamente cortada en espiras y cuenta con un filo en su arista
inferior que es la que esta en contacto con la cáscara. El proceso conjunto de pelado con
esta navaja consiste en cortar la cáscara de la tuna en una espira con ayuda de los filos
laterales de la navaja, desprender y desalojar la espira de cáscara cortada con ayuda de la
punta con filo a 45º (Figura 4.4).Este proceso se repite consecutivamente por cada giro
completo de la tuna mientras la navaja avanza desde el polo mayor con dirección al polo
menor del fruto.
Figura 4.2 Filo de la navaja.
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Figura 4.3 Punta de la navaja a 45º.
Figura 4.4 Bosquejo del proceso de pelado de la navaja.
El material con el que se pretende fabricar la navaja es acero inoxidable AISI 304
debido a la conveniencia de dicho material para la fabricación de instrumental con filo y a
que cuenta con el grado sanitario requerido, sus características se presentan en el apéndice
A-1.El espesor de la hoja de acero inoxidable AISI 304 es de 1/16 in.
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4 3 Determinación de la fuerza de corte
Para continuar con el desarrollo del diseño detallado fue necesaria la obtención de
un parámetro fundamental para el diseño de la máquina peladora de tunas. Este parámetro
es la fuerza de corte de la navaja necesaria para penetrar el espesor de la cáscara de la tuna.
En primer lugar, para determinar la distancia que la navaja debía penetrar dentro de
la cáscara para asegurar el corte y pelado de cualquier espesor, se recurrió a la medición de
espesor de cáscara realizada durante el capítulo 2 en la fase de caracterización del fruto
(Tabla 2.4. Fuerzas de corte y espesor de cáscara).
Como espesor promedio de cáscara se obtuvo 6.20 mm. Sin embargo al ser un valor
promedio el espesor real de alguna tuna puede estar por encima o por debajo de este valor,
para el caso de los espesores por debajo del promedio no se presenta problema para el
pelado, para espesores mayores que sin duda pueden existir el problema que se puede
presentar es que la navaja no atraviese todo la cáscara. Para asegurar que la distancia de
penetración sea adecuada a esta distancia se le sumaron tres desviaciones estándares es
decir 3*0.39 mm, obteniendo así una distancia de penetración necesaria de 7.37 mm y se
decidió considerarla como 7.4 mm.
Para la obtención de la fuerza de corte para la penetración de 7.4 mm de la navaja,
se construyó un prototipo del mango en madera y de la navaja en hoja de acero de 1/16 de
pulgada (Figura 4.5).
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Figura 4.5 Prototipo Navaja.
La tuna se torneó a 120 rpm y a los lados de la navaja se marcó la distancia de
penetración y mediante la aplicación de peso sobre el mango se determinó
experimentalmente el peso requerido para dicha operación, obteniendo una masa necesaria
de 0.88 kg que equivale a un peso de 8.63 N (Figura 4.6).
Figura 4.6 Prueba del prototipo.
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En un inicio al no tener el peso requerido para el pelado, en el caso en el que el peso
era demasiado se llegó a dañar el fruto, pues la tuna se cortaba por completo o se
seccionaba parte importante de su pulpa. En el caso en el que el peso era menor,únicamente se deslizaba la navaja por la superficie de la tuna o comenzaba a pelar y
después no penetraba el resto de la cáscara.
Finalmente cuando se logró encontrar el peso requerido, al realizar el pelado se
pudo observar que independientemente del espesor de la cáscara se realizaba un buen
trabajo, pues en el caso en el que el espesor de cáscara era menor a los 7.4 mm la cáscara se
desprendía correctamente y la navaja no dañaba el fruto sólo marcaba su paso sobre la
pulpa y en ocasiones desprendía una cantidad muy poco considerable de la misma por lo
que aproximadamente en su caso se desprendían de 1 a 2 mm de pulpa.
En total para obtener el peso requerido fue necesario emplear aproximadamente 15
kg de fruto, lo equivalente a 70 pruebas aproximadamente. El proceso resultó ser largo ya
que todas las tunas se dañaban. En las que se excedía el peso resultaron destruídas y
aquellas en las que el peso no era el suficiente no se podía repetir la prueba con ellas pues
su cáscara se dañaba un poco. Finalmente cuando se logró encontrar el peso adecuado, se
pelaron 5 tunas elegidas al azar en cuanto a tamaño. El pelado durante estas pruebas resultó
ser satisfactorio pues, con este peso, el desplazamiento de la navaja a lo largo de la
superficie de la tuna conforme iba realizando el pelando se acoplaba al perfil irregular de la
tuna y la cáscara se desprendía y desalojaba al mismo tiempo.
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4 3 1 Análisis para la obtención de la fuerza de corte
Con el fin de obtener el valor en N de la fuerza de corte requerida para penetrar la
distancia suficiente para el pelado, se realizó un análisis estático del prototipo compuesto
por el mango en madera y la navaja de acero, tomando en consideración las fuerzas y
reacciones que actúan sobre ellos.
El diagrama de cuerpo libre de la navaja con el mango se muestra a continuación
(Figura 4.7):
Figura 4.7 Diagrama de cuerpo libre de la navaja.
La fuerza indicada de 1.62 N corresponde al peso del mango y la navaja, la fuerza
de magnitud de 8.63 N corresponde al peso requerido obtenido experimentalmente para la
penetración de los 7.37 mm.
Para la obtención de la fuerza de corte en el punto de contacto con el fruto, se
analizaron las fuerzas actuando a lo largo de los ejes “x” y “y”, además de una suma de
momentos en A. Los cálculos se presentan a continuación:
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Realizando sumatoria de fuerzas:
0
0
=
=åFx
Fx
063.862.1
0
=--+
=å NNFyFc
Fy
Suma de momentos en A para obtener Fc
NF
NNm
F
mNmNmF
M
C
C
C
A
21.7
21.7232.0
67.1
0)167.0(63.8)142.0(62.1)232.0(
0
=
==
=--
=å
Con la magnitud de Fc se obtiene Fy
NFy
NNNFy
FcNFy
Fy
04.3
04.321.725.10
25.10
0
=
=-=
-=
=å
La fuerza final de corte requerida es de 7.21 N.
A continuación se obtiene la potencia requerida del motor para realizar la operación
de pelado de acuerdo a la fórmula para la obtención de la potencia en el torneado (Acosta,
2006).
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)*60*1000(
)***(
Ef
VsaKsP = (4.1)
donde:
P = Potencia requerida , [kW]
Ks = esfuerzo específico de corte , [2 mm
N ]
a = espesor de la viruta, [mm]
s = ancho de la viruta, [mm]
V = velocidad de corte ,[min
m ]
Ef = eficiencia de la transmisión en este caso tomada como 0.75
El valor de la eficiencia de la transmisión se tomo como 0.75 ya que de acuerdo a los parámetros dependientes del torneado, éste valor está entre el rango de (0.6-0.85) y se elige
una eficiencia baja para asegurar que los cálculos arrojen un valor de potencia con un grado
de seguridad para llevarlo a la práctica.
Para la conocer la velocidad de corte se aplica la siguiente fórmula (Acosta, 2006). ,
1000
** ndV
p = (4.2)
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con rpmn 120 = y d = 72.9 mm que es el diámetro máximo de la tuna, el Ks se
obtiene de:
q
Fc
Ks = (4.3)
donde q es la sección transversal de la viruta en mm2 es decir:
asq * = (4.4)
y se tiene s = ancho de la cáscara, que en este caso es el avance, y a = espesor de la cáscara
calculado para penetrar todo el espesor.
2
2
6.42
6.42)40.7)(75.5(
40.7
75.5
mmq
mmmmrev
mmq
mma
mms
=
==
=
=
sustituyendo los valores:
)75.0*60*1000(
1000
120*9.72**75.5*40.7*
6.42
21.72 ÷
ø
öçè
æ÷ ø
öçè
æ
=
rpmmm
rev
mmmm
mm
N
P
p
WkWP 40.410*40.4 3 == -
-
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HPHPHPP
HPHPW
HPW
WHP
33
3
10*7.1701773.03*10*91.5
10*91.500591.07.745140.4
7.7451
--
-
===
==÷ ø öç
èæ
=
La potencia requerida para el proceso es de 0.00591 HP y multiplicándola por un
factor de 3 se obtuvo una potencia requerida de 0.0177 HP.
El torque generado sobre el motor con esta potencia se obtuvo de la siguiente
manera (Mott,1992):
n
PT
*63000 = (4.5)
Donde:
T = torque generado en, lb-in
P = potencia requerida en, HP
n = rpm
N.m1.03
08.9
08.90825.9120
01773.0*63000
=
-=
-=-==
T
inlbT
inlbinlbrpm
HPT
-
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4 4 Elección del motor del por tatunas
Con los requerimientos obtenidos para el pelado, se buscó un motorreductor;
debido a las bajas rpm necesarias para acoplarse al portatunas (Plano PT-03-03-00) que
hará girar a la tuna pues se encontrará montada en él.
Los requerimientos principales eran:
- 120 rpm
- 0.0177 hp como potencia mínima
- 9.08 lb-in como torque mínimo
Por razones de disponibilidad comercial y de costo mínimo, se seleccionó un motor
cuyas características principales se muestran a continuación, demás características en
apéndice B1 :
- Marca Dayton
- Modelo V00323AF14
- 185 rpm
- 1/20 hp de potencia
- 12 lb-in de torque
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4 5 Diseño de los br azos giratorios
Como se explicó en el diseño conceptual, la estructura principal consta de cuatro
brazos distribuidos a 90º entre ellos (Plano PT-03-01-00) y sujetados sobre una flecha
central que les transmitirá el movimiento giratorio (Figura 4.8). Como dimensiones
principales para este ensamble, se decidió que la circunferencia que dibujarán los cuatro
brazos en su movimiento giratorio intermitente tenga un diámetro de 1.0 m, y su altura
desde la base donde será montado hasta el punto medio de la sección rectangular del brazo
sea de 1.05 m. Esta altura se decidió pues en ese punto se colocará el centro del portatunas
que es donde el fruto será montado por el operario y se consideró una altura adecuada de
trabajo.
Figura 4.8 Brazos y Flecha.
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El diseño detallado del brazo que soporta el motor y el portatunas se basó en las
propiedades mecánicas del material seleccionado para el mismo, debido a su costo y la
disponibilidad en el mercado. El material seleccionado es un acero ASTM A500 grado B y
sus propiedades físicas y mecánicas se presentan en el apéndice A-2.
El perfil elegido es un perfil rectangular PTR de 2.5 in de ancho por 3.0 in de alto,
con un espesor nominal “t” de 1/8 in., las dimensiones están dadas en pulgadas debido a
que así es como se encuentra comercialmente. El brazo tiene un largo de 468.25 mm para
que junto con en el bloque sobre el que estará soldado se logren los 500 mm de radio para
la circunferencia que dibujarán los brazos. Para sustentar su elección se debió asegurar que
los esfuerzos actuando sobre él no fueran críticos.
Se comenzó realizando un diagrama de cuerpo libre del brazo junto con su motor,
porta-tunas y fruto (Figura 4.9), en él se observan las distancias que se tomaron como
referencia para localizar las fuerzas.
Figura 4.9 Diagrama superior del brazo.
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En el la figura 4.10 se muestra un diagrama del mismo brazo donde se puede apreciar de
mejor manera el punto de aplicación de las fuerzas para su análisis.
Figura 4.10 Diagrama uno del brazo.
La fuerza de 26.5 N corresponde al peso del motor Pm y la fuerza Ft de 12.1 N a la
suma de la fuerza de corte Fc requerida más lamasa de la tuna Ftuna, considerado como 0.5
kg. El punto de aplicación de la fuerza para ambos casos se consideró en el punto más
lejano al eje longitudinal del brazo, de acuerdo a la geometría del motor y la tuna, para
someter al mismo al momento máximo ocasionado por ambas fuerzas.
Al realizar el análisis estático del brazo para la obtención del esfuerzo máximo
actuando en el mismo, se establecieron sus condiciones de frontera empotrándolo en un
extremo y aplicando las fuerzas en el otro como se muestra en la figura 4.11, donde ahora
Fr equivale a la suma de Ft y Pm y es igual a 38.6 N :
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Figura 4.11 Diagrama dos del brazo.
El torque resultante TR a lo largo del eje “x” sobre el brazo se obtuvo de la siguientemanera:
Considerando momento positivo aquel en sentido contrario a las manecillas del reloj,
mNmNmNT
mPmmFtT
R
R
.6084.0)12065.0*49.26()2135.0*12.12(
)12065.0()2135.0(
=+-=
+-=
Se obtiene el esfuerzo cortante con (Mott,1992),
N
Syd
5.0 = t (4.6)
Donde:
d t = esfuerzo de corte, [MPa]
Sy = Resistencia máxima a la cadencia, [MPa] N = factor de seguridad
MPaMPaMPa
N
Syd 8.7875.782
315*5.05.0 ==== t
y obteniendo el torque equivalente Te
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con
TMTe
22 +=
RTM = , [N.m]
)(xFT R = , [N.m]
x = 0.459 m que es el largo del brazo
mNT
mNNmTMT
mNmNmFT
e
e
R
.8.17
.8.1777.1776.176084.0
.76.17459.0*61.38)459.0(
2222
=
==+=+=
===
A continuación se calcula el espesor de pared del PTR despejando de la fórmula para
torsión en piezas que tienen secciones transversales no circulares(Mott,1992),
Q
Ted = t
(4.7)
donde:
d t = esfuerzo de corte por torsión en, MPa
Te = torque equivalente en, N.m
Q = módulo de sección polar en m3
donde Q para una sección rectangular hueca (Apéndice C1) es igual a
AmtQ *2 = (4.8)
siendo Am = área media en m2
t = espesor de pared en m
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( ) )( tbtaAm --=
con “a” como altura y “b” la base, sustituyendo estas formulas finalmente se obtiene el
espesor “t” para el perfil rectangular resolviendo la ecuación siguiente,
mt
mt
mt
mtmtmt
MPa
NmtAm
tAm
Ted
0763.0
0634.0
10*3334.2
10*83.112)0635.0)(0762.0(
75.78*2
8.17
2
3
2
51
9
=
=
=
=--
=
=
-
-
t
De las 3 posibles soluciones para la ecuación, se elige t1 pues es el espesor mínimo que
soporta el esfuerzo por torsión, por lo tanto el espesor necesario es:
mt 51
10*3334.2 -=
Con este espesor mínimo necesario de pared, resulta adecuado el elegido en un inicio, el
cual es un perfil rectangular con dimensiones de 2.0 in por 3.0 in y con espesor de 3.033
mm.
Analizando también las posibles deflexiones, se realizaron los siguientes cálculos para
obtener el valor de deflexión máxima en el brazo:
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Figura 4.12 Brazo en cantiliver.
De acuerdo a la condición de carga de la figura 4.12, el valor de la deflexión máxima
(Mott, 1992) esta dado por (ver apéndice C2):
EI
PL y
3
3
max -= (4.9)
Donde:ymax = deflexión máxima, [m]
P = carga aplicada [N]
L = longitud del brazo [m]
E = Modulo de elasticidad [Pa]
I = Momento de inercia del brazo [mm4]
Se sustituyen los valores:
=-
-=---- )))))10*134.70)(10*34.57(())10*2.76)(10*5.63((()(10*200(3
)4599.0)( N38.6(333333
1219
3
max mmmmPa
m y
-
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m y 000009.0max -=
4 6 Análisis de soldadura
Una vez confirmadas las dimensiones de cada uno de los brazos es necesario
especificar la manera en la que serán montados, en este caso se propone soldar cada brazo a
un bloque de acero de 2.5 in x 2.5 in x 3.0 in (Plano PT-03-01-01) y este bloque a su vez
soldarlo a la flecha que transmitirá el movimiento (Figura 4.13).
Figura 4.13 Unión del brazo.
La soldadura se aplicará sobre los cuatro lados del perfil rectangular y estará
sometida a cargas de tipo cortante vertical directo, flexión y torsión como se muestra en lafigura 4.14.
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Figura 4.14 Fuerzas sobre la soldadura.
Para este tipo de cargas las fórmulas para fuerza por pulgada de soldadura son:
Tensión directa o compresión AVf = (4.10)
Corte vertical directo Z
Mf = (4.11)
Torsión J
Tcf = (4.12)
Los factores de geometría para el análisis de soldadura (Mott,1992), para este caso
son (Apéndice C-3):
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dbAw 22 +=
3
2 dbdZw +=
6
)( 3 dbJ w
+=
Sustituyendo en este caso para b = 0.0635 m y para d = 0.0762 m,
36363
33332
10*45410*4.4546
)0762.00635.0(
10*18.610*1828.63
)0635.0()0762.0)(0635.0(
279.02794.0)0762.0(2)0635.0(2
mmJ
mmZ
mmA
w
w
w
--
--
==+
=
==+=
==+=
se obtiene la fuerza por pulgada en cada caso identificando el sentido de la misma,
( ) ym
N
m
N
A
Ff
w
V -=== 19.1382794.0
61.38
)(6.287210*18.6
)459.0)(61.38(23
xm
N
m
mN
Z
Fd
Z
Mf
ww
F ==== -
-
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)(58.56
)(01.5110*4.454
)0381.0)(6084.0(36
y
m
N
J
Tf
zm
N
m
mNm
J
Tf
w
ChTv
w
CvTh
-==
===-
sumando resultantes y combinando las fuerzas vectorialmente el los puntos
superiores de las esquinas que es donde alcanzan un máximo se obtiene la resultante f R ,
m
Nf
m
Nf
m
N
m
Nf
m
Nf
R
z
y
x
6.2879)6.2872()77.194()01.51(
01.51
77.194)58.5619.138(
6.2872
222 =++=
=
-=+-=
=
finalmente, se calcula el tamaño de lado que se requiere para la soldadura dividiendo la
fuerza máxima en la soldadura entre la fuerza permisible por pulgada de lado de la
soldadura, en este caso al ser un acero ASTM A500 se toma como referencia un tipo de
electrodo E60 cuya fuerza permisible por pulgada de lado es 9600 lb/ in ó 1.68122*106
N/m.
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mmw
m
m
Nm
N
w
71.1
001713.010*68122.1
2880
6
=
==
De acuerdo a éste análisis, el espesor de soldadura mínimo requerido es de 1.71
mm, sin embargo en virtud de las demandas del equipo no se requiere un análisis tan
detallado y en su lugar se pueden emplear especificaciones o códigos como los empleados
para este diseño que son de acuerdo a las especificaciones de la AISC (American Institute
of Steel Construction) y al código de soldadura de la AWS (American Welding Society),
los cuales establecen un espesor mínimo para el cordón soldadura en función de los
espesores de las partes a soldar (Apéndice C-4).
Como los espesores de las partes a soldar de ésta máquina no exceden ¼ in, de
acuerdo al código anterior se emplearán espesores de cordón de soldadura de 1/8 in. La
confiabilidad de éste espesor del cordón de soldadura se confirma al ser mayor que el
espesor mínimo calculado.
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4 7 Determinación de esfuerzos sobr e la flecha
Para el diseño de la flecha sobre la que irán montados los brazos, se decidió emplear
también un acero ASTM A500 grado B. Esta flecha estará acoplada a una rueda de Ginebra
en su base por medio de la cual transmitirá el movimiento intermitente a los brazos.
En este caso se decidió emplear un tubo de diámetro de 2 in con un espesor nominal
“t” de 2.978 mm (Plano PT-03-00-04).
Para asegurar que las dimensiones de la flecha son correctas para los esfuerzos a los
que estará sometida, se realizó un análisis de la misma sujeta en primer caso a compresión
por la carga de los motores en forma vertical (Figura 4.15). En estas condiciones se obtiene
la fuerza aplicada por acción de los 4 motores y el peso de las tunas , así como el momento
flexionante que esta fuerza ocasiona, trasladando las cuatro fuerzas Fr a un solo brazo para
simular una condición de esfuerzo máximo.
Figura 4.15 Fuerzas actuando sobre los brazos.
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La fuerza Fr en cada brazo es de 38.6 N, multiplicándolo por 4 que son el número
de brazos y además por un factor de seguridad de 2 se obtiene F1, (Figura 4.16):
Figura 4.16 Diagrama vertical de la flecha.
2**41 dFrF =
ahora se obtiene el momento flexionante,
mNM
mNmNM
dFrM
.142
.08.1422*)4599.0)(61.38(4
2**4
0
0
0
=
==
=
-
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En segundo caso se analiza a flexión ocasionada por la misma carga anterior, pero
analizando la flecha en posición horizontal y empotrándola para simular una condición de
esfuerzo máximo (Figura 4.17).
Figura 4.17 Análisis Horizontal.
En este caso se obtiene un momento flexionante M1
mNmNM .44.154)0.1)(44.154(1 ==
Por último se considera que el torque mínimo T necesario para mover la flecha sea
igual al provocado por F1.
Ahora para simular una situación de esfuerzos máximos y así asegurar que la pieza
no fallará, se hace un análisis de esfuerzos combinados empotrando la flecha en posición
-
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29/91
horizontal aplicando F1, M0, M1 y T y se analiza un punto ubicado en el extremo empotrado
(Figura 4.18).
Figura 4.18 Esfuerzos combinados.
=+=
+=
mNmNMx
MMMx
.08.142.44.154
01
mNMx .52.296 =
´ y yI
Mc ss +=
(4.13)
( ) ( )=
--±
--=
-- 23243441 )10*978.20254.0()0254.0(
)44.154(2
)10*978.20254.0()0254.0(
)0254.0)(.52.296(
mmm
N
mmm
mmN y
pps
Se obtiene sólo el esfuerzo mayor,
-
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30/91
Ahora se calcula el esfuerzo cortante provocado por T en el mismo punto,
J
Tcxy = t (4.14)
MPa
MPam
mmN
J
Tc
xy
xy
1.14
052.142*)10*635.1(
)0254.0)(.08.142(47
=
===-
t
pt
Se obtiene el esfuerzo máximo y mínimo,
xy yx yx 2
2
minmax,
22 t
sssss +
÷
÷
ø
ö
ç
ç
è
æ +±
+= (4.15)
MPa
MPakPaMPa
m
N
m
mN
y
y
y
3.59
341.59446.690651.58
)10*424.1(
88.308
)10*635.1(
.126.302447
2
=
=+=
+=--
s
s
pps
-
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22
minmax, 052.142
441.59
2
341.59 MPa
MPaMPa +÷
ø
öçè
æ -±= s
MPa
MPaMPaMPa
MPa
MPaMPaMPa
1585.3
1585.3829.326705.29
5.62
4995.62829.326705.29
min
min
max
max
-=
-=-=
=
=+=
s
s
s
s
Aplicando el criterio de máxima energía de distorsión siendo a s el esfuerzo máximo y b s el
mínimo:
222
.. ÷÷ ø
öççè
æ=+-
SF
y
bbaa
sssss (4.16)
MPaMPa
SF
MPaMPaMPaMPaMPa
y 25.248062
315..
56.4113)1585.3()1585.3)(4955.62()4955.62(
22
22
=÷ ø öç
èæ=÷÷
ø
öççè
æ
=-+--
s
MPaMPa 25.2480656.4113
-
8/16/2019 Trabajo de Rueda de Ginebra
32/91
También se realizó un análisis de deformación en la flecha para conocer el valor de
deflexión máxima de la misma.
De acuerdo a la condición de carga de la figura 4.19 , el valor de la deflexión máxima
esta dado por (ver apéndice C-2):
Figura 4.19 Flecha empotrada.
EI
PL y
3
3
max -=
Donde
ymax = deflexión máxima, [m]
P = carga aplicada, [N]
L = longitud de la flecha, [m]
E = Modulo de elasticidad, [Pa]
I = Momento de inercia de la flecha, [m4]
-
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Se sustituyen los valores:
( )=
---=
- 434419
3
max )10*978.20254.0()0254.0()(10*200(3
)0.1)(44.154(
mmmPa
mN y
p
m y 002005.0max -=
Es decir, se tiene una deflexión máxima de:
mm y 0.2max -=
4 8 Transmisión de potencia a la flecha
Como se describió en el diseño conceptual, la flecha acoplada a los brazos
giratorios, debe girar intermitentemente para que la tuna pase por cada una de las cuatro
estaciones y tenga una pausa en cada una de ellas. En esta sección se describen y explican
los elementos que se decidieron emplear para la transmisión de movimiento a la flecha con
los brazos. El mecanismo completo de transmisión se muestra en la figura 4.20.
-
8/16/2019 Trabajo de Rueda de Ginebra
34/91
Figura 4.20 Mecanismo de transmisión de la flecha.
Como se puede observar, el mecanismo consta de tres elementos principales, el
primero es la rueda de Ginebra la cual es necesaria pues se requiere que los brazos de la
flecha giren de manera intermitente es decir, un brazo debe girar 90º y detenerse un tiempo,
después girar otros 90º y detenerse nuevamente así hasta completar las cuatro pausas de las
cuatro estaciones de la máquina. El segundo elemento es un mecanismo de poleas y banda
en V para lograr la transmisión de movimiento del motor hacia la rueda de Ginebra, y el
tercer elemento es el motor principal.
4 8 1 Rueda de Ginebra
Ante la necesidad de generar un giro pausado de los brazos para que se detengan en
las cuatro estaciones el tiempo requerido, se recurrió a un mecanismo de rueda de Ginebra
que irá acoplado a la flecha que soporta los cuatro brazos (Figura 4.21). Este mecanismo
-
8/16/2019 Trabajo de Rueda de Ginebra
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también se eligió para permitir al motor principal trabajar de manera constante sin el
inconveniente de encender y apagar para generar las pausas.
Figura 4.21 Rueda de Ginebra
La geometría de ambos componentes del mecanismo de rueda de Ginebra se
presentan en su planos respectivos (Plano PT-04-00-17 y PT-04-00-18). Como dimensiones
generales, la rueda que impulsa a la cruz tiene un diámetro de 381 mm y un espesor de
19.05 mm, la cruz impulsada tiene un diámetro de 320 mm y un espesor también de 19.05
mm. Estas dimensiones se consideraron suficientes para trabajar en el espacio libre dentro
del marco de la base y también adecuadas para impulsar a la flecha. El material de la rueda
de Ginebra será Nylamid NSM elegido por su ligereza, maquinabilidad y propiedades
autolubricantes. Las características y propiedades específicas de este material se muestran
en el apéndice A-3.
-
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4 8 1 1 Cálculo de la velocidad de giro para la rueda de Ginebra
Un mecanismo de rueda de Ginebra como se observa en la figura 4.21, funciona con
dos componentes, una rueda que gira con velocidad constante y que por medio de una cuña
transmite un giro intermitente a una cruz cada vez que ambos entran en contacto. Al ser una
rueda de Ginebra de 4 estaciones, la cuña entra en contacto con la cruz durante una cuarta
parte del giro de la rueda, es decir de los 360º que recorre la cuña a velocidad constante,
únicamente entra en contacto con la cruz 90º, y por ende la cruz sólo se desplaza 90º sobre
su eje por cada 360º que gira la rueda.
Para el cálculo de las rpm de la rueda que gira a velocidad constante se realizó el
siguiente análisis:
En primer lugar se debía determinar el tiempo de pausa en el giro para la flecha y
los brazos, este tiempo sería determinado por el tiempo que la tuna estaría en la estación de
pelado que es el proceso más largo. Como se muestra en la sección 4.9 el pelado se
realizará desplazando una navaja con ayuda de un tornillo de potencia, y el tiempo en el
que la navaja hace su recorrido hacia adelante es de 6 s, en cuanto termine su recorrido
hacia adelante, el tornillo girará en sentido contrario para regresar la navaja por lo que el
tiempo que le llevará la navaja regresar a su posición inicial es de 12 s.
Se decidió tener una pausa de 10 s por estación, es decir que la flecha acoplada a la
cruz que gira de manera intermitente se detenga 10 s y después gire 90º únicamente para
volver a parar 10 s, esto para que la navaja pele la tuna en 6 s, y realice su regreso con 4 s
-
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restantes de pausa del brazo y con 3.33 s más que es el tiempo en el que el siguiente brazo
se desplaza entre estaciones.
Los cálculos para las rpm son los siguientes:
Al ser una rueda de Ginebra para 4 estaciones, quiere decir que la rueda que gira a
velocidad constante impulsará a la cruz para que gire una cuarta parte de de los 360º
únicamente y la pausa de giro se de a lo largo de 270º por lo que a partir del momento en
que se detiene la rueda de Ginebra, le toma 10 s a la flecha el comenzar a moverse,
La rueda a velocidad constante gira 270º en 10 s, ahora se busca el tiempo en el que se
recorren los 360º. Se hace una relación en donde se tiene que el tiempo que le tarda recorrer
los 270º ó2
3p rad es 10 s, entonces se busca el tiempo “t” en que se recorren los 360º ó
p 2 rad:
2
310*2
2
102
3
p
p
p
p
st
tenrecorrense
senrecorrense
=
( )
st
st
33.133
403202
=
== p
p
-
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entonces la rueda tiene una pausa de 10 s y le toma 3.33 s recorrer los 90º de giro. A
continuación se calcula la velocidad angular que deberá tener la rueda que gira a velocidad
constante y que impulsa a la cruz.
(4.17)
Esta velocidad de 4.5 rpm es la que se le deberá transmitir a la rueda de Ginebra por medio
del motor principal.
4 8 1 2 Cálculo de la potencia requerida
Teniendo la magnitud del torque necesario es decir 154.4 N.m, y las rpm que se
deben aplicar a la rueda de Ginebra calculados en las secciones 4.7 y 4.8.1.1
respectivamente, se requiere calcular la potencia necesaria para buscar un motor con dichas
características.Obteniendo la potencia (Mott,1992),
63000
* nTP =
Donde :
P = Potencia requerida, [hp]
T = Torque requerido, [ lb.in ]
rpmw
rpmrevrads
s
rad
stw
5.4
5.42
1
min9
40
360
min1
60
40
62
340
=
=÷ ø
öçè
æ==÷
ø
öçè
æ===
pp
pppq
-
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n = rpm
entonces,
WP
hpP
revinlb
P
rpmn
mNT
66.95
089786.0
63000
min5.4).51.1257(
5.4
lb.in1257.515.08.142
=
=
=
÷ ø
öçè
æ
=
=
==
4 8 1 3 Elección del motor para la rueda de Ginebra
Para seleccionar el motor adecuado para acoplarse a la rueda de Ginebra, se debía
buscar un motor con las siguientes características:
- 154.5 N.m de torque mínimo.
- 0.09 hp de potencia mínima.
- 4.5 rpm.
El buscar un motor con estos requerimientos exactos resultó muy complicado en
especial por las rpm a las que debía trabajar, por lo que se recurrió a la búsqueda de un
motorreductor.
-
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El motorreductor que se eligió (Apéndice B-2) por contar con las características más
cercanas a las requeridas es el siguiente:
- Marca Dayton.
- Modelo 014-484-7095
- Par de torsión a Plena Carga 1017 lb-in
- Potencia 1/3 hp.
- 18 rpm.
Al contar con el motorreductor que trabaja a 18 rpm en lugar de las 4.5 rpm
necesarias, se recurrió a un mecanismo de reducción de velocidad que se presenta a
continuación.
4 8 2 Mecanismo de reducción de velocidad
Para lograr transmitir al mecanismo de rueda de Ginebra las 4.5 rpm necesarias, se
decidió emplear un sistema de reducción de velocidad mediante poleas y una banda en V.
Se eligió este mecanismo para reducir costos en comparación con mecanismos con cadenas
o engranes, además de que con el uso de poleas,la lubricación no es necesaria.
Para calcular los diámetros de las dos poleas necesarias se obtuvo su relación de la
siguiente manera:
45.4
18 =
rpm
rpm
-
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Al requerirse una relación entre diámetros de 4, se propusieron los siguientes
diámetros:
4
2
8 =
in
in
Con estos diámetros propuestos, la polea menor para acoplarse al motor elegido y la
mayor para acoplarse a la rueda de Ginebra, se calculó la longitud de banda necesaria
(Mott,1992):
Longitud de Banda
DDDDCL
4
)(*)(57.12
212
12
-++= (4.18)
Donde:
L = longitud de banda, [in]
C= distancia entre centros, [in]
D2= diámetro polea mayor, [in]
D1= diámetro polea menor, [in]
para calcular la distancia entre centros, se empleó la siguiente consideración (Mott,1992):
)1(3 22 DDCD +
-
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inL
inininL
in
inininL
in
inininininL
5947.36
8947.17.150.19
19
367.150.19
)5.9(4
)28()28(57.1)5.9(2
2
=
++=
++=
-+++=
Con esta distancia final, se decidió emplear una banda en V 3L de longitud de 37.0
in.
El ensamble compuesto por motor, sistema de poleas y rueda de Ginebra se muestra
a continuación (Figura 4.22):
Figura 4.22 Mecanismo de Poleas.
-
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4 9 Tornillo de potencia para el pelador y tronzador
El proceso de pelado se realizará por medio de una navaja cuyas características se
presentaron anteriormente. El movimiento de avance de la navaja y el mango se realizarámoviendo la base sobre la cual está sujetada por medio de un tornillo de potencia (Figura
4.23) que al girar en los dos sentidos hará avanzar o retroceder el pelador. El giro
bidireccional del tornillo para el pelador y el tronzador, se logará controlando el encendido
y apagado de sus respectivos motores; que al ser reversibles y poder trabajar de manera
intermitente, se encenderán un ciclo en un sentido para avanzar, se apagarán y encenderán
en el sentido opuesto para hacerlo retroceder.
Figura 4.23 Navaja y tornillo de potencia.
Para realizar las pruebas iniciales de pelado con el torno del taller mecánico se
empleó un tornillo ACME de diámetro de ½ in con 10 hilos por pulgada con las siguientes
características:
-
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10
lg
á
21
=
=
=
=
n
ada pu porhilosn
inD
tornillodelmetrodiD
p= paso del tornillo
mm p
inn
p
54.2
1.010
11
=
===
al considerar necesario un ancho aproximado de 5 mm para la cáscara que se corta y
desprende de la tuna, se consideró en un inicio necesaria una relación de velocidades
angulares al menos de 2 entre la tuna y el tornillo, para que cuando la tuna de un giro
entero, el tornillo gire dos veces es decir avance 5.08 mm que es dos veces el paso que
tiene, entocnes se requiere que:
2óRe == tuna
tornillo
rpm
rpmsvelocidadenlaci
con lo cual el ancho propuesto de la cáscara pelada resultaría el avance del tornillo
con relación a los giros de la tuna es decir:
revmmavance 08.5 =
-
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Al obtener el avance de 5.08 mm/rev, considerando la longitud máxima de una tuna
como 150 mm y proponiendo en un inicio un tiempo de pelado de 2.5 s obtenemos la
velocidad lineal de pelado
mmL 150max =
t
LV = (4.20)
Donde:
V = velocidad de pelado, [mm/s]
L = longitud máxima de la tuna, [mm]
t = tiempo de pelado,[s]
smm
pelados
mmV 60
5.2
150 ==
con esta velocidad lineal, se calcula la velocidad angular en rev/s y después en rpm,
revmm
smm
pelado
a
V
08.5
60
=
=
a
Vn = (4.21)
Donde:
n = velocidad angular, [rev/s]
V = velocidad de pelado, [mm/s]
a = avance, [mm/rev]
-
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rpmn
a
Vn
srev
revmm
smm
6.708
81.1108.5
60
=
===
Se decide emplear un tornillo de potencia ACME con las mismas características del
empleado durante las pruebas (Ver pág. 98 y Apéndice B-3).
La variación entre el tornillo de potencia del pelador (Plano PT-01-00-04) y del
tronzador (Plano PT-02-00-06) es la longitud de la cuerda, ya que para el proceso de pelado
se requiere un desplazamiento de la navaja de 150 mm y para el tronzado uno de 40 mm.
El material del cual estarán fabricados los tornillos se plantea sea Nylamid NSM
debido a su ligereza y su buena maquinabilidad.
4 9 1 Determinación del torque necesario en el tornillo de potencia
Para poder determinar el torque que se debe aplicar al tornillo para lograr el avance
de la carga en primer lugar se debe calcular la fuerza de corte longitudinal sobre la navaja.
Esta se obtiene de la siguiente manera:
En el torneado, la fuerza de corte longitudinal FCL equivale a 0.4 veces la fuerza de
corte FC por lo tanto,
NFc 21.7 =
-
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FcFCL 4.0 =
(4.22)
NNNFcFCL 65.83*884.2)21.7(4.04.0 ====
La fuerza de corte longitudinal requerida se multiplicó por un factor de seguridad de
3 obteniéndose así el valor final de 8.65 N
Con esta fuerza se calculó el torque necesario TU en un tornillo de potencia para
mover la carga (Mott, 1992):
÷÷ ø
öççè
æ
-
+=
lf
lf
tancos
tan*cos
2 f
fFDT Pu (4.23)
donde
F = fuerza que se requiere mover, [N]
PD = diámetro de paso, [m]
f = ángulo de cuerda, [º]
l = ángulo de desplazamiento, [º]
f = coeficiente de fricción,
para la obtención de l se empleó la siguiente fórmula:
Dp
L
pl 1tan -= (4.24)
los valores de los demás parámetros se muestran en seguida:
F = 8.65N
-
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PD = 0.4306 in, es el diámetro de paso especifico para el tornillo ACME de ½ in
(ver apéndice B3).
f = 14.5º, es el ángulo de la cuerda para un tornillo de potencia ACME.
f = 0.15, coeficiente de fricción empleado comúnmente para cálculos con tornillos
de acero que actúan sobre tuercas de acero (Mott, 1992). Sin embargo al emplear en
este caso Nylamid NSM que es un material autolubricado y con buenas propiedades
de friccion, se consideró adecuado este valor para asegurar los resutlados.
n pL
1 == = 0.1 in
º2277.4)4306.0(
1.0tan 1 =÷÷
ø
öççè
æ= -
pl
Finalmente se calcula TU
÷÷ ø
öççè
æ
-
+÷÷ ø
öççè
æ=
-
)º2277.4)(tan15.0()º5.14cos(
15.0)º2277.4tan(*)º5.14cos(
2
10*9372.10)(652.8( 3 mNTu
mNTu .10*945.103 -=
inlbTu .10*95112.96
3 -=
Este valor corresponde al torque necesario para desplazar la navaja del pelador. La
navaja del pelador aplicará la fuerza sobre la tuna mediante un contrapeso montado sobre
ella como se describirá en la sección 4.11, por ello para el desplazamiento del mecanismo
de tronzado se asume un torque menor pues en ese mecanismo, la navaja no tendrá el
-
8/16/2019 Trabajo de Rueda de Ginebra
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contrapeso que origina la fuerza de corte de 7.21 N, sin embargo se decidió mantener el
mismo valor de torque necesario para ambos procesos.
4 10 Elección de los motores para el pelador y tronzador
El motor encargado de transmitir el movimiento al tornillo de potencia de los
mecanismos de pelado y tronzado de acuerdo a los cálculos anteriores debe cumplir con
las siguientes características:
- 709 rpm.
- Motor reversible.
- inlbTu -=-310*95112.96 como torque mínimo.
Al emplearse velocidades relativamente bajas, se decidió la búsqueda de
motorreductores. De acuerdo a los motorreductores disponibles comercialmente y al
precio de los mismos se encontraron dos distintos motorreductores cuyas características se
presentan a continuación:
Opción 1
- 300 rpm.
- 0.6 lb-in de torque.
Opción 2
-
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- 600 rpm.
- 0.3 lb-in de torque.
Al considerarse ambos como opciones viables en cuanto a costo, dimensiones y
peso, además de cumplir con el torque requerido, se realizó un análisis de ambas
velocidades para determinar el tiempo de pelado y en base a eso decidir la opción más
viable.
Motor con 300 rpm
Como el motor que hará girar la tuna lo hará a 185 rpm la relación entre ambos es:
62.1185
300ónRe ===
rpm
rpm
n
nsvelocidadelaci
tuna
tornillo
con esta relación y el paso ya establecido por el tornillo ACME de 1/2 in con 10 hilos por
pulgada, se calcula el avance en mm/rev,
mmmmin 54.24.25*1.0 =
ahora la velocidad lineal,
srevrpm 5300 =
-
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smm
smm
srev
V
mmanV
7.12
7.12)54.2)(5(*
=
===
dividiendo el largo máximo del fruto establecido como 150 mm entre la velocidad
lineal se obtiene el tiempo de pelado
st
smm
ts
mm
811.11
811..117.12
150
=
==
El mismo procedimiento se sigue para el motor que proporciona 600 rpm:
La relación entre ambas velocidades angulares:
24.3185
600ónRe ===
rpm
rpm
n
nsvelocidadelaci
tuna
tornillo
el avance en mm del tornillo de potencia,
mm 54.24.25*1.0 =
su velocidad lineal,
-
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srevrpm 10600 =
s
mm
smm
srev
V
mmanV
4.25
4.25)54.2)(10(*
=
===
finalmente el tiempo de pelado con esa velocidad,
st
smm
ts
mm
91.5
9055.54.25
150
=
==
Al comparar ambos tiempos de pelado, resulta conveniente la elección del motor
que proporciona la velocidad más alta pues el tiempo final de pelado de 5.91 segundos se
acerca mucho más al tiempo de pelado establecido inicialmente que era de 2.5 s.
Las características principales del motor seleccionado para los mecanismos de
pelado y tronzado son las siguientes, sus demás características se presentan en el apéndice
B-4:
- Marca HURST
- Modelo 4005-001
- 600 rpm
- 0.3 lb-in de torque.
Como se puede observar, el tiempo de pelado se incrementó con respecto al
estipulado en un principio. Esto debido a las siguientes razones:
-
8/16/2019 Trabajo de Rueda de Ginebra
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- El paso del tornillo seleccionado (ACME ½ in de diámetro) es de 0.1 in, es decir
2.54 mm, y el ancho mínimo que se considera necesario para la espira de cáscara cortada y
pelada es de 5.0 mm y máximo de 9.0 mm, por lo que con ese paso se requiere una relación
de velocidades entre motor del portatunas y motor del pelador, mínimo de 2.
- La velocidad lineal de pelado necesaria para recorrer los 150 mm estipulados para el
pelado de la tuna más larga en un tiempo de 2.5 s es de 60 mm/s, un valor cercano a esta
velocidad arrojaría también un tiempo de pelado cerca de los 3 segundos.
Sin embargo para obtener esta velocidad lineal se requiere tener un paso de 5.08 mm/ rev
en el tornillo de potencia y un tornillo con ese paso resulta demasiado grande y pesado para
el ensamble planeado, pues se requeriría un tornillo de potencia ACME con diámetro
nominal de 1.0 in y con un paso de 0.2 in. Los cálculos de sus velocidades y tiempo se
presentan a continuación:
smm
smm
srev
V
mmanV
8.50
8.50)08.5)(10(*
=
===
st
smm
ts
mm
95.2
8.50
150
=
==
- La razón mas importante es que aún empleando el tornillo de potencia ACME de
1.0 in de diámetro para el pelador, resultaría muy poco conveniente pues la relación de
-
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54/91
velocidades entre tuna y pelador en este caso tendría que ser de 1 o 1.5. El ancho de cáscara
que una relación de 1.5 arrojaría sería de 7.62 mm. Para esta relación, la tuna debería girar
a 400 rpm y estas velocidades resultan ser demasiado altas para un pelado adecuado, pues
se correría el riesgo de dañar el fruto o destruirlo debido a sus características físicas
propias.
Debido a estas razones se decidió mantener la elección del segundo motorreductor
que gira a 600 rpm y el del portatunas a 185 rpm, para conservar la relación de 3.24 y así
con el paso de 2.54 mm obtener un ancho de espira de 8.22 mm, el cual es un ancho que se
cosidera adecuado.
Finalmente el tiempo total en el que el tonillo de potencia realiza su ciclo entero de
recorrer los 150 mm para pelar la tuna y regresar la misma distancia para iniciar otro ciclo
es de:
st
ssmm
ts
mm
8.11
81.112*9055.54.25
150
=
===
4 11 Ensamble del mecanismo de pelado
La fuerza requerida para el pelado calculada en la sección 4.3, se logrará ejercer
sobre la tuna mediante la aplicación de un contrapeso (PLANOPT-01-00-16) sobre el
mango de la navaja. La masa aplicada ejerce una fuerza de 7.21 N en la navaja, que es la
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parte en contacto con el fruto. El material que se decidió emplear para el bloque que servirá
de contrapeso se decidió sea acero inoxidable debido a que por su densidad sus
dimensiones se reducen en comparación a otros materiales además de contar con el grado
sanitario.
El ensamble final del mecanismo de pelado (Plano PT-01-00-00), se presenta a
continuación (Figura 4.24):
Figura 4.24 Ensamble del mecanismo de pelado.
La base central móvil (Plano PT-01-00-05) que sostiene el mango de la navaja
(Plano PT-01-00-08) se encuentra acoplada al tornillo de potencia (Plano PT-01-00-04)
debido a que cuenta con una rosca interna para que pueda ser desplazada por acción del
tornillo. El largo total del tornillo de potencia es de 260 mm y la distancia roscada de 180
mm. Los dos rieles paralelos al tornillo (Plano PT-01-00-03) cumplen la función de
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sostener y dar estabilidad a la base móvil de la navaja a lo largo de todo el recorrido además
de unir las dos bases fijas del ensamble (Plano PT-01-00-02).
La navaja se encuentra montada en un mango que a su vez está acoplado a un perno
liso (Plano PT-01-00-07) que le permite moverse hacia abajo o arriba. El movimiento hacia
abajo de la navaja es debido a la acción de la fuerza que ocasiona el contrapeso conforme
avanza sobre el perfil de la tuna y al momento de culminar su recorrido es necesario elevar
la navaja 40.0 mm para permitir el giro y el paso del brazo con la tuna y el motor (Figura
4.25). El mecanismo de elevación del mango de la navaja se describirá mas adelante en la
sección 4.12 y es el mismo que determinará la posición de reposo de la navaja.
Figura 4.25 Elevación de la navaja.
Para garantizar que la navaja en su movimiento hacia abajo no rebase el eje de latuna y por ende quede atrapada entre el contrapunto al momento de su elevación, fue
necesario montar un tope sobre la base central (Figura 4.26), que consiste en un perno liso
(Plano PT-01-00-07) para permitir descender a la navaja únicamente por encima del eje de
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la tuna. El motor se acopla al tornillo de potencia por medio de un cople rígido para flecha
de 1/4 in, el cual se seleccionó en base al diámetro de la flecha y al diámetro del tornillo de
potencia, pues la torsión que se debe transmitir es baja en comparación a las 70 lb.in que
soporta el cople de acuerdo a sus especificaciones que se presentan en el apéndice B-5.
Figura 4.26 Tope para la navaja.
El material elegido para las bases, el tornillo de potencia y los rieles es un Nylamid
NSM debido a que con este material se elimina la necesidad de lubricación. El mango de la
navaja de pelado y de tronzado será fabricado a base de un Nylamid M que cuenta con
grado alimenticio y sus propiedades se presentan en el apéndice A-4.
Todo el ensamble estará montado sobre una base (Plano P T-01-01-00) que consiste
en una placa rectangular de acero ASTM A36 de 370 mm x 120 mm con un espesor de ¼
in y que a su vez se montará en su posición final sobre la estructura base (Figura 4.27).
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Figura 4.27 Posición del ensamble del mecanismo de pelado.
4 12 Mecanismo de elevación de la navaja
Como se explicó anteriormente, es necesario elevar el mango de la navaja cuando
finaliza el pelado una distancia de 40.0 mm hacia arriba de su punto más bajo para permitir
el giro y el avance de la tuna y los brazos. El movimiento debe ser cíclico pues cuando la
tuna llega a la estación de pelado, la navaja debe caer sobre la misma y comenzar a pelar.
Una vez terminado el pelado, la navaja debe subir y mantenerse arriba hasta que por acción
del tornillo de potencia regresa a su posición inicial. Este ciclo se repetirá para cada tuna
que se deba pelar.
El desplazamiento hacia arriba y hacia abajo de la navaja se logrará mediante un
mecanismo de leva y seguidor que se presenta en la figura 4.28.
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Figura 4.28 Mecanismo de elevación de la navaja.
Como se puede observar, el mecanismo consiste en un motor eléctrico que hace
girar una leva (Plano PT-01-00-15) acoplada al mismo, cuya geometría y giro provoca laelevación y descenso del seguidor a rodillo (PT-01-00-13 y PT-01-00-14) que a su vez
esta acoplado a un riel largo (PT-01-00-11) sobre el que se deslizará el mango de la navaja.
4 12 1 Análisis de movimiento de la leva
La geometría de la leva se presenta en el plano PT-01-00-15. Como se observa en la
figura 4.29, la leva tendrá dos posiciones de reposo, una es cuando mantiene al seguidor en
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su punto más bajo, y la segunda es cuando al girar eleva al seguidor hasta el punto más alto
que son 40 mm arriba.
Figura 4.29 Posiciones de la leva.
Debido a que el tiempo total de un ciclo de pelado es de 13.3 s y el tiempo que le
toma a la navaja avanzar y retroceder es de 12 s, el único tiempo libre restante son 1.3 s,
por ello el tiempo estipulado para descender o elevar el seguidor se planteó de 0.25 s.El
diagrama desplazamiento-tiempo de la leva se muestra en el apéndice B-6.
El movimiento para elevar el seguidor desde su punto más bajo al punto más alto
debe darse en 0.25 s, esto quiere decir que la leva debe girar 180º en ese tiempo.
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Inicialmente se planteó emplear un motor con 120 rpm, que equivalen a dos
revoluciones por segundo:
s
revrpm 2120 =
Lo que quiere decir que la leva gira 720º en un segundo,
s 1720 ®o
Por lo tanto para girar 180º la leva requiere 0.25 s
s 25.0180 ®o
La posición de reposo de la navaja es cuando por acción de la leva, el seguidor y el
riel se encuentran arriba y por ende la navaja también se encuentra en su punto más alto, en
el extremo inicial del tornillo de potencia lista para iniciar su avance (Figura 4.30). En esta
posición el motor que mueve a la leva, se encuentra apagado y la leva está estática.
Figura 4.30 Posición de reposo e inicio de la navaja.
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El motor se sincronizará para que se encienda en el momento en el que la tuna
llegue a la estación de pelado y con medio giro de la leva haga descender el mango de la
navaja. En ese momento, el motor se apaga y la leva mantiene la posición del seguidor y el
riel en su altura más baja, para permitir a la navaja descender libremente gracias a la acción
del contrapeso a lo largo del perfil de la tuna (Figura 4.31).
Figura 4.31 Desplazamiento hacia abajo.
En el momento en el que la navaja detiene su avance, el motor de la leva vuelve a
encenderse para permitir otro medio giro de la leva y así levantar el mango de la navaja
(Figura 4.32).Completado este medio giro, el motor vuelve a apagarse y la leva se detiene
en el punto en el que el seguidor y el riel se encuentran arriba, entonces por acción del
tornillo de potencia, la navaja regresa al inicio de su desplazamiento hasta la posición
inicial.
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Figura 4.32 Desplazamiento hacia arriba.
El material con el que se decidió trabajar para los componentes de este mecanismo
es Nylamid NSM.
4 12 2 Elección del motor par a la leva
Para poder elegir el motor necesario para mover la leva acoplada al seguidor, se
buscó un motor a 120 rpm y que además pudiera levantar el peso del mango de la navaja.
Se eligió un motor con las siguientes características principales, sus demás
características se encuentran en el apéndice B-7:
- Marca Dayton
- Modelo V00212AK11
- 120 rpm.
- Potencia 1/120 hp.
- Carga suspendida que soporta 50 lb.
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El motor elegido,al contar con la capacidad de carga suspendida de 50 lb, puede
levantar la carga del mango de la navaja que son 7.21 N y equivale a 1.62 lb.
4 13 Ensamble del mecanismo de tronzado
El ensamble final para el mecanismo de tronzado (Plano PT-02-00-00) es muy
similar al ensamble de pelado y se presenta a continuación (Figura 4.33):
.
Figura 4.33. Ensamble del mecanismo de tronzado.
Las diferencias con el ensamble de pelado son el largo del tornillo de potencia y la
dirección en la que estará montado debido a que el proceso de tronzado se realiza en el
mismo sentido en el que avanza la base cuchilla de tonzado (Plano PT-02-00-05). Otra
diferencia es el diseño de la cuchilla de tronzado cuyos detalles se especifican en la sección
4.13.1.
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El tornillo de potencia del tronzador (Plano PT-02-00-06) tiene un largo total de 175
mm y una distancia de roscado de 100 mm. El motor estará acoplado al tornillo de potencia
mediante un cople rígido para flecha de 1/4 in cuyas características son las mismas al
empleado en el mecanismo de pelado y se presentan en el apéndice B-5. Todo el ensamble
se montará sobre una placa de acero ASTM A36 (PT-02-01-01) de 320 mm x 170 mm con
un espesor de ¼ in.
La posición final del ensamble es sobre la estructura base en la segunda estación
(Figura 4.34).
Figura 4.34. Posición del ensamble del mecanismo de tronzado.
4 13 1 Cuchilla de tronzado
La herramienta para realizar en tronzado una vez pelado el fruto, consiste en una
cuchilla en forma de “Y” (Plano PT-02-00-08), con filo en la parte interna de su arco
(Figura 4.35). Esta cuchilla tiene un espesor de 1/8 de pulgada. y el material del que estará
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fabricada es un acero inoxidable AISI 304. El radio interno de la cuchilla es de 40.0 mm y
estará sujetada a un mango rectangular como se muestra en el ensamble del mecanismo de
tronzado.
Figura 4.35. Cuchilla de tronzado.
4 14 Diseño del contrapunto
El proceso de pelado como se explicó anteriormente se realizará haciendo girar el
fruto que estará montado en el portatunas y la navaja con contrapeso caerá sobre la tuna e
irá avanzando sobre ella al mismo tiempo que la irá pelando. Cuando la navaja se acerca al
extremo del polo menor, existe la posibilidad de que por la fuerza aplicada en ese punto se
genere un momento que pueda hacer desprender la base de la tuna del portatunas y hacer
caer el fruto entero. Para tratar de evitar esta situación se planteó la necesidad de un
elemento que le diera estabilidad y soporte al fruto.
El elemento que se decidió emplear es un contrapunto (Plano PT-03-02-00) como el
empleado en un proceso de torneado normal, con la diferencia de que en lugar de tener una
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geometría cónica este cuenta con una geometría circular y cóncava para poderse acoplar a
los diversos diámetros de los polos menores de la tuna y al mismo tiempo permitir su libre
giro.
Debido a que la tuna no está en un solo lugar sino que se desplaza a través de las
cuatro estaciones, es necesario acoplar el contrapunto al brazo. Para esto se diseñó un
ensamble del contrapunto cuyos componentes se muestran a continuación (Figura 4.36):
Figura 4.36. Ensamble del contrapunto.
El soporte cóncavo estará montado mediante un perno a una placa (Plano PT-03-02-
04) de 1/4 in de espesor, que a su vez estará soldada al brazo móvil del ensamble (Plano
PT-03-02-03), este brazo es un perfil cuadrado con dimensiones de 15.0 mm de lado, un
largo total de 145 mm y un espesor de 0.487 mm y se encuentra dentro del brazo fijo del
ensamble (Plano PT-03-02-02) que consiste en un perfil cuadrado con 20.0 mm de lado, un
largo de 100 mm y un espesor de 1.285 mm. El perfil de 20.0 mm de lado se encuentra
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soldado a un bloque de perfil rectangular que soporta todo el ensamble (Plano PT-03-02-
01), éste cuenta con dimensiones de 60.0 mm de alto por 80.0 mm de largo y un ancho de
80.0 mm con un espesor de pared de 1.285 mm. El elemento que genera la fuerza de
compresión sobre la tuna es un resorte de extensión que se encuentra montado sobre el
perfil rectangular y se conecta al brazo movible para que a lo largo de su desplazamiento
hacia fuera, genere una fuerza de compresión sobre la tuna por medio del soporte cóncavo y
así la mantenga sujeta y en posición durante el proceso de pelado.
Los componentes de este mecanismo serán de acero inoxidable AISI 304 debido a
que entran en contacto directo con el fruto.
La distancia mínima para la tuna es la posición de reposo del contrapunto y es de
70.0 mm. Esta distancia se consideró para que aún sobre la tuna más pequeña que de
acuerdo a las mediciones del capítulo dos fue de 78.0 mm, se ejerza una fuerza de
compresión. El desplazamiento hacia afuera del brazo movible puede alcanzar junto con la
distancia del brazo fijo 170 mm. Esta distancia se debe a que se consideró una longitud
máxima de la tuna como 150 mm y además para facilitar la colocación del fruto por el
operario.
4 15 Diseño de la pa lanca de expulsión
En la cuarta estación del proceso de pelado, una vez tronzado el fruto, es necesario
desalojar el polo mayor que hasta ese punto se encuentra aún sujeto por el porta-tunas.
El mecanismo con el cual se logra la expulsión del polo se presenta en la siguiente
figura (Figura 4.37):
-
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Figura 4.37. Mecanismo de la palanca de expulsión.
Consiste en una palanca rectangular en forma de “L” colocada por delante del brazo
giratorio con respecto al sentido de giro de todo el mecanismo. En un extremo su geometría
tiene la forma de una “C” invertida con un espesor delgado y posicionada sobre la
superficie del porta-tunas sin llegar a tocarla. La finalidad de esta geometría es acoplarse a
la geometría del portatunas y a tener una superficie de contacto con la superficie del polo
mayor desde el momento en que la tuna es clavada en el portatunas. La palanca se
encuentra sujetada en su parte media con la ayuda de un perno (Plano PT-03-00-05) que le
permite girar sobre el eje del mismo. En el otro extremo la palanca tiene una extensión de
material hacia abajo que completa la forma de “L” cuya finalidad es impactarse ligeramente
con un tope (Plano PT-04-07-00) que se encuentra fijo y debido al movimiento continuo de
los brazos giratorios y de todo el conjunto en sí, se fuerza a la palanca a continuar con su
movimiento deslizándose sobre el tope (Figura 4.38).
-
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Figura 4.38. Expulsión del polo mayor.
Como se aprecia en la figura 4.38, al momento de encontrarse la extensión del
brazo con el tope, se provoca una fuerza que comprime el resorte y hace moverse el
extremo en forma de “C” invertida hacia fuera, expulsando con ese movimiento el polo
clavado en el portatunas. La finalidad del resorte de compresión es regresar a la palanca a
su posición inicial es decir con la superficie en forma de “C” alineada con la superficie del
portatunas. Cada vez que se encuentra la palanca con el tope, se comprime el resorte y
provoca el movimiento de la palanca y por ende la expulsión del polo mayor.
Como la palanca estará en contacto con el fruto desde el momento en el que es
incrustada en el portatunas por el operario, se decidió emplear para su manufactura
Nylamid M que es un material que cuenta con grado sanitario además de ser conveniente
por su peso ligero para el movimiento de la palanca.
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La geometría y dimensiones de la palanca de expulsión se presentan en su plano
respectivo (Plano PT-03-00-06).
4 15 1 Diseño del resorte de compresión par a la palanca de expulsión
En este caso la finalidad del resorte es mantener la posición inicial de la palanca, es
decir una vez comprimido el resorte y expulsado el polo mayor, regresar la palanca a su
posición correcta para poder incrustar una nueva tuna sobre el portatunas. Para lograr este
movimiento se requiere un resorte helicoidal de compresión y su diseño se describe a
continuación.
En primer lugar es necesario establecer la fuerza en longitud instalado Fi, y la fuerza
en longitud de operación Fo, así como las distancias o longitudes de instalación Li y la
longitud de operación Lo que se obtuvieron en base la distancia libre entre el brazo
giratorio y la palanca de expulsión, además de la distancia necesaria de desplazamiento
para asegurar el desalojo del polo. Dichas distancias son:
mL
mL
i
o
029.0
015.0
=
=
Para Fi se decidió establecer un valor de 0 N, y como Fo un valor de 9.81 N de fuerza
por lo que los parámetros para el diseño quedaron como a continuación:
-
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NF
NF
o
i
81.9
0
=
=
como diámetro medio en base al ancho de la palanca de expulsión, se propuso:
mD 0254.0 =
longitud a comprimirse,
mx 014.0 =
y como consideración para diseño la temperatura de operación no será mayor a 121 º C.
El siguiente paso es obtener la constante k del resorte
oi
io
LL
FFk
-
-= (4.25)
m
Nk 701 =
como longitud libre se propone la misma longitud de instalación,
mLL if 029.0 ==
El siguiente parámetro es establecer el esfuerzo de diseño inicial d t en base al material
seleccionado y al tipo de servicio planeado. Para este caso se decidió emplear un acero
ASTM A231 con aleación cromo y vanadio debido a su buena resistencia a la fatiga, por lo
tanto de la gráfica Esfuerzo de diseño, alambre de acero ASTM A231, con aleación de
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cromo y vanadio, calidad de resorte para válvulas , presentada en el apéndice C-5, de la
curva para servicio severo se obtuvo un esfuerzo inicial 550 = d t MPa.
A continuación, de la fórmula para calcular el esfuerzo cortante máximot que se presenta
en la superficie interna del alambre (Mott, 1992):
3
8
w
mo
D
DKF
pt = (4.26)
donde:
[ ]
[ ]
[ ]
malambredelmetroDiD
mmediometroDiD
WhaldeFactorK
MPatecorEsfuerzo
w
m
,á
,á
,tan
=
=
=
= t
se despeja el diámetro de alambre Dw, introduciendo un valor inicial de 1.2 para el factor
de Whal K pues es un valor promedio y los valores reales se acercan mucho a este, además
se recalcula posteriormente.
-
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mD
mPa
mNDKFD
DKFD
w
o
mo
w
o
mow
0011.0
10*1145.1)10*550(
0254.0*81.9*2.1*88
8
33
1
63
1
3
1
=
=÷÷ ø öçç
èæ=÷÷
ø öçç
èæ=
÷÷ ø
öççè
æ=
-
ppt
pt
Con este diámetro se selecciona del apéndice Calibres de alambre y diámetros para
resortes (Apéndice B-8), un diámetro estándar que se aproxime al valor obtenido. En este
caso se seleccionó un diámetro de 1.6 mm o su correspondiente en pulgadas de 0.0625in.
Conociendo ya el diámetro del alambre, una vez más de la gráfica Esfuerzo de diseño,
alambre de acero ASTM A231, con aleación de cromo y vanadio, calidad de resorte para
válvulas, presentada en el apéndice C-5, se lee el valor de esfuerzo de diseño
correspondiente a un diámetro de alambre de 0.0625 in para servicio severo.
825 = d t MPa
También se calcula el índice del resorte C y el factor de Whal K
w
m
D
DC = (4.27)
16
160015875.0
0254.0
=
==
C
m
mC
-
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CC
CK
615.0
44
14 +
-
-=
(4.28)
088.1
0884375.116
615.0
4)16(4
1)16(4615.0
44
14
=
=+-
-==+
-
-=
K
KCC
CK
Una vez recalculados estos parámetros, se obtiene el esfuerzo real o t que se espera debido a
la fuerza de operación Fo,
MPa
Pam
mN
D
DKF
o
w
mo
o
173
8.1726255720015875.0*
0254.0*81.9*0884375.1*8833
=
===
t
ppt
Al comparar el esfuerzo real con el esfuerzo de diseño,
MPaMPao 825173
-
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Donde f
Fk = , por lo tanto, (4.30)
33 88 kC
GD
FC
fGDN wwa ==
[ ]
[ ]
resortedelndiceC
mNresortedelteconsk
malambredelmetroDiD
ParesortedelduloMG
w
í
,tan
,á
,ó
=
úûùêë
é=
=
=
38.5
33764.5)16)(7.700(8
)0015875.0)(10*2.77(
8 3
9
3
=
===
a
mN
wa
N
mPa
kC
GDN
La configuración de los extremos del resorte es con ambos extremos cerrados.
Después se obtiene la longitud del resorte comprimido Ls, la fuerza del resorte comprimido
Fs y el esfuerzo máximo que recibirá el resorte s t .
)2( += aws NDL (4.31)
mL
mNDL
s
aws
012.0
01187767.0)2482.5(0015875.0)2(
=
=+=+=
-
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)( sfs LLkF -=
(4.32)
NF
NmmLLkF
s
mN
sfs
0.12
99761663.11)01187767.0029.0(7.700)(
=
=-=-=
÷÷ ø
öççè
æ=
o
sos
F
F )(tt
(4.33)
MPaMPa
MPa
Pa
N
NPa
F
F
s
s
o
sos
825211
211
3.211120840
81.9
99761663.11)8.172625572()(
-
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mID
mmmDDID wm
024.0
0238125.00015875.00254.0
=
=-=-=
El espaciamiento entre bobinas p, se calculó de la siguiente manera,
waf D pNL 3 +=
(4.36)
m p
mmm
N
DL p
N
DL
p
a
wf
a
wf
3
3
10*42.4
10*421287851.4482.5
)0015875.0(3029.03
3
-
-
=
=-
=-
=
-
=
y el margen de bobina que es el espaciamiento entre espiras una vez comprimido el resorte,
a
so
N
LLcc
)( -= (4.37)
mcc
mmm
N
LLcc
a
so
310*12.3
00312233.0482.5
)01187767.0015.0()(
-=
=-
=-
=
Se verifica que de acuerdo a la recomendación para resortes,
-
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mm
Dcc w
43
10*5875.110*12.3
10
--
>
>
Finalmente se verifica la última recomendación relacionada con la deflexión total del
resorte
mm
mmmm
LLLL sfso
0025683495.000312233.0
)01187767.0029.0(15.0)01187767.0015.0(
)(15.0)(
>
->-
->-
Las características finales del resorte se muestran a continuación:
Lo = 0.015 m
Li = 0.029 m
k = 701 N/m
OD = 0.027 m
ID = 0.024 m
Dw = 0.0016 m
4 16 Diseño de la estructura base
La estructura base (Plano PT-04-00-00) sobre la cual se montarán todos los
componentes descritos anteriormente y que servirá de estructura principal y soporte
-
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consiste en una estructura cuadrada armada con segmentos de perfil cuadrado PTR de 1 ½
pulgadas de lado, con un espesor de 2.0 mm.
Como se muestra en la figura 4.39, la parte inferior forma un cuadro y sirve como
la base que se apoyará en el piso. Tiene una longitud de 1210 mm de lado. Estos cuatro
perfiles (Plano PT-04-00-11) se mantendrán unidos mediante cuatro escuadras externas
(Plano PT-04-02-00) y cuatro internas (Plano PT-04-03-00) que con ayuda de cuatro
tornillos por lado asegurarán su unión. Se decidió unir los cuatro perfiles con ayuda de las
escuadras en lugar de soldadura en este caso para facilitar su ensamble y traslado.
Figura 4.39. Estructura base.
Como se puede observar, sobre cada uno de los cuatro segmentos de la base se
encuentra un perfil posicionado en forma vertical, estos segmentos del mismo perfil serán
-
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soldados en su base y soportados por ambos extremos con barras de acero de 1/4 in (Plano
PT-04-00-16). Los tres segmentos verticales cuentan con 92.0 mm de altura.
Sobre el extremo del primer perfil vertical (Plano PT-04-00-10) se encuentra
soldada una placa de acero ASTM A36 de 1/4 in de espesor sobre la cual se montará el
ensamble del pelador, sobre el segundo extremo otra placa de acero ASTM A36 soldada al
mismo sostendrá el ensamble de tronzado y el tercer perfil vertical contará con un brazo
soldado que servirá de tope al paso del brazo del mecanismo de expulsión descrito
anteriormente.
El cuarto perfil que es más pequeño (Plano PT-04-00-12), éste servirá de soporte
para el motor que mueve a al rueda de Ginebra. Como se observa en la figura 4.40, este
motor estará montado sobre una placa de acero de ¼ de pulgada (Plano PT-04-00-09) que
a su vez esta soldada al perfil vertical.
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Figura 4.40 Cuatro estaciones sobre la estructura base.
En la parte inferior media del cuadro de la base se encuentra montada una placa de
acero de ¼ de pulgada de espesor, 240 mm de ancho y que cruza todo el ensamble deextremo a extremo (Plano PT-04-00-13). Esta placa tiene la función de soportar la flecha
con los brazos y al mecanismo de rueda de Ginebra que se encuentra acoplado al motor por
medio de las poleas.
4 17 Soporte de la flecha y brazos giratorios
Como se describió anteriormente, la flecha que hace girar a los brazos estará
montada sobre la placa de acero ASTM A36 sobre la estructura base, sin embargo para
garantizar su posición y su libre giro es necesario montarla con ayuda de dos rodamientos
que soporten cargas axiales. Para este caso se decidió emplear dos unidades de rodamientos
cuadradas, una en la base de la flecha (Figura 4.41) que es la que soportará el peso de la
misma, y otra mas a 70.0 mm para asegurar su posición vertical, esta ultima está montada
con ayuda de un soporte (Plano PT-04-05-00) y reforzada a base de tirantes (Plano PT-04-
06-00) que consisten en barras de acero de 1/4 in de espesor acopladas a la estructura base.
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Figura 4.41. Soporte de la flecha y brazos giratorios.Las especificaciones de las unidades de rodamiento se presentan en el apéndice
anexo (Apéndice B-9), básicamente se eligieron en base al diámetro de la flecha es decir
2.0 in, y tipo de carga que en este caso es axial.De acuerdo la capacidad de carga que
resiste 9800 lbf y la velocidad limite de operación 3600, resulta adecuada pues las
condiciones de operación para este caso son mucho menores a estos valores.
4 18 Soporte de la rueda de Ginebr a y polea
El acoplamiento del motor a la flecha principal se logra con ayuda del sistema de
poleas y la rueda de Ginebra. Para permitir el libre giro de la flecha que acopla la rueda de
Ginebra con la polea mayor también es necesario emplear dos rodamientos que soportan
cargas axiales. Al igual que en el caso de la flecha principal , se emplean dos unidades de
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rodamientos cuadradas cuyas especificaciones se presentan en el apéndice B-10 y que se
eligieron en base al diámetro necesario es decir ¾ in, se montará una en la base de la flecha
que soportará el peso de la rueda de Ginebra y la polea , y otra en el extremo superior para
asegurar su giro sin desplazamientos laterales(Figura 4.42).
Figura 4.42. Soporte de la rueda de Ginebra y polea. 4 19 Ensamble final
Una vez mostrados y explicados los componentes y mecanismos de la máquina
peladora de tunas, se presenta un ensamble final (Plano PT-00-00-00) de la máquina en la
figura 4.43.
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Figura 4.43. Ensamble final.
En resumen, la máquina peladora de tunas trabaja a base de cuatro estaciones, en la
primera la estación, la de alimentación, un operario coloca una tuna en el portatunas y el
contrapunto, para que después el fruto se desplace a la segunda estación, la de pelado, en
esta estación, el trabajo se realiza por medio del mecanismo de pelado (Plano PT-01-00-00)
el cual es impulsado por un motor acoplado a un tornillo de potencia que hace avanzar y
retroceder la navaja de pelado. En la tercera estación, la estación de tronzado, la tuna una
vez pelada llega y por medio del mecanismo de tronzado (Plano PT-02-00-00), se corta el
fruto pelado, esto se logra haciendo avanzar una cuchilla de tronzado con ayuda de otro
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tornillo de potencia. En la cuarta estación, el polo mayor del fruto que hasta ese momento
se encuentra aún sobre el portatunas es expulsado por medio del mecanismo de expulsión.
Este ciclo se repite para cada tuna pelada.
El desplazamiento de la tuna se logra haciendo girar el ensamble flecha y brazos
giratorios (Plano PT-03-00-00) en cuyos extremos se encuentra un portatunas acoplado a un
motorreductor que lo hace girar. Cada uno de los brazos pasa por cada una de las cuatro
estaciones con una pausa de 10 s la cual se logra mediante un mecanismo de rueda de
Ginebra. La rueda de Ginebra recibe movimiento de un sistema de dos poleas acopladas
una al eje de la rueda, y la segunda acoplada a la flecha del motor principal que le transmite
el giro.
Todos los componentes se encuentran montados sobre la estructura que da soporte al
ensamble de los mismos. Esta estructura esta hecha a base de perfil cuadrado PTR y placas
de acero. En el ensamble general (Plano PT-00-00-00) se muestran todos los sub-ensambles
de la maquina peladora de tunas.
A continuación se muestra una tabla que indica tanto los valores teóricos de los motores así
como los implementados, los cuales se obtuvieron de motores comerciales.
Tabla 4.1 Parámetros calculados para selección de motores y motores seleccionados.
MOTOR DEL PORTATUNAS
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Valores teóricos calculados:- 120 rpm- 0.0177 hp como potencia mínima- 9.08 lb-in como torque mínimo
Características del motor:- 185 rpm- 1/20 hp de potencia- 12 lb-in de torque
MOTOR PARA LA RUEDA DE GINEBRAValores teóricos calculados:- 4.5 rpm- 0.09 hp de potencia mínima- 154.5 N.m de torque mínimo
Características del motor:- 18 rpm- 1/3 hp de potencia- 1017 lb-in
MOTOR PARA LOS MECANISMOS DE PELADO Y TRONZADOValores teóricos calculados:
- 709 rpm- 96.9 x 10-3 lb-in de torque mínimo- Motor reversible
Características del motor:- 600 rpm- 0.3 lb-in- Motor reversible
MOTOR PARA LA LEVAValores teóricos calculados:- 120 rpm
Características del motor:- 120 rpm- Carga suspendida que soporta 50 lb- 1/120 hp de potencia
Una vez finalizado el diseño detallado correspondiente a la máquina peladora de tunas,
surge la necesidad de sincronizar y controlar el funcionamiento de todo lo antes
mencionado. Sin embargo debido a que este diseño no se construirá por razones
posteriormente descritas, sólo se menciona la solucion general planteada para dicha
sincronización que deberá realizarse y detallarse en una etapa futura.
Para poder realizar lo anteriormente planteado fue neces