Veículo nº 62
Relatório de Projeto XVI Competição Baja SAE Brasil – Petrobras Bruno H. de Sant’Anna, Caio F. Giasson, Elvis Bertoti, Gustavo G. Kutianski, Gustavo O. Scheffer, Gustavo V. Santos, Havner L. Berton, Heloise N. Okura, Ivo A. Strano, Juliano Rataiczyk, Kianny A. T. Vicente, Lincoln A. A. de Almeida(C), Lucas N. Viana, Luís H. Fontana, Luiz R. M. Nauiack, Nicolas Finger, Ramom E. G. Baduy, Thiago C. Rocha, Thiago C. Batista Universidade Tecnológica Federal do Paraná - UTFPR
Professor Antônio Kozlik Junior Departamento Acadêmico de Mecânica da UTFPR Copyright © 2010 Society of Automotive Engineers, Inc
RESUMO
MATERIAIS
O protótipo da equipe Bajaguara UTFPR consiste de um veículo off-road, monoposto, equipado com motor de 10HP de potência, estrutura tubular em aço SAE 1020, dotado de suspensões independentes do tipo “duplo A”, sistema de direção “pinhão-cremalheira”, transmissão por meio da combinação de CVT (Transmissão Continuamente Variável) e reduções efetuadas por correntes, sistema de freios dotado de três discos com duplo circuito e sistema de aquisição de dados eletrônico.
Este subprojeto teve como objetivo definir a escolha de materiais a serem usados em peças chaves do carro, baseado principalmente na definição de soluções simples e de baixo custo. Assim, foram buscadas soluções que agregassem economia de peso combinada com facilidades de fabricação e de produção em massa, aliado a um baixo custo de matéria-prima e processos de fabricação.
INTRODUÇÃO O projeto Mini-baja, promovido pela SAE (Sociedade dos Engenheiros da Mobilidade), objetiva o crescimento pessoal e profissional de alunos de engenharia através do desenvolvimento e construção de um protótipo off-road, monoposto, robusto e versátil com viabilidade de comercialização e produção em massa. Dentro deste escopo, a equipe Bajaguara UTFPR, criada em setembro de 2008, traz o seu primeiro protótipo para a competição Baja SAE Brasil. Construído tendo-se como base a experiência adquirida com a participação na etapa Baja SAE sul 2009, sobre este primeiro projeto desenvolveu-se um novo, revendo os pontos problemáticos e repetindo e avançando as experiências que prosperaram. Por questões organizacionais, a equipe foi divida em oito grupos, denominados subprojetos, que são: administrativo (responsável pelas relações internas/externas, financeiro, patrocínios, promoção e eventos); materiais; estrutura; suspensão; transmissão; freios; direção e elétrico. Este relatório irá expor os principais pontos trabalhados em cada um dos subprojetos, seus objetivos específicos e os resultados obtidos com o desenvolvimento deste novo protótipo.
Foram definidos alguns padrões a serem seguidos por toda a equipe, de forma a se ter uma relação organizada com os demais subprojetos e dentro do próprio subprojeto. O principal documento interno que viabiliza a organização no subprojeto é uma ordem de serviço, o qual deve ser preenchido pelo subprojeto que necessita o estudo detalhado. Neste expõe-se a peça cujo material se deseja pesquisar, os esforços predominantes e as características almejadas na mesma. Estudos são feitos pelos integrantes do subprojeto materiais, que então devolvem o relatório padrão, contendo a decisão final e os motivos que levaram à escolha em questão. O estudo dirigido inicia-se com a análise dos materiais que atendam às propriedades desejadas, seguido por um levantamento de custos e maneiras de obtenção dos mesmos. É avaliada também a capacidade de fabricação da peça com a geometria e dimensões desejadas. Após todas as considerações, é proposto um material que melhor atenda aos requisitos. No protótipo atual, este subprojeto participou da definição dos materiais de peças como: eixos da transmissão; tubos da estrutura; carenagem do protótipo; discos de freios; proteção do CVT e dos componentes da transmissão, além da escolha do processo anti-corrosivo de zincagem alcalina utilizada amplamente no protótipo.
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ESTRUTURA Este subprojeto foi dividido em quatro diferentes áreas: dianteira, traseira, cockpit e carenagem. A parte dianteira primou pela boa adaptação dos subsistemas freio, direção e suspensão dianteira. Almejou-se a rigidez na fixação dos componentes, seu correto posicionamento e funcionamento, absorvendo todos os esforços provenientes destes sistemas, além de manter sempre a preocupação com a segurança, acessibilidade e redução de peso. Analogamente, na traseira, os mesmos aspectos foram considerados, no entanto com relação à transmissão e ao freio e suspensão traseiros. Quanto ao cockpit, buscou-se proteção e conforto máximos ao piloto, com amplo espaço interno e configuração tal que permita a rápida saída do ocupante em caso de acidente. Por fim, com a carenagem, trabalhou-se a parte estética do veículo, além de proporcionar isolamento aos sistemas e piloto, principalmente contra detritos. Padronizou-se o diâmetro externo dos tubos visando simplificação nos processos de dobra, corte e soldagem. Almejando redução de peso e custos, foram definidas as diferentes dimensões utilizadas no veículo, listadas na Tabela 1. Tabela 1: Dimensões e valores dos elementos da estrutura.
Tubos Tubos principais Tubos de reforço
Diâmetro Espessura de E.I Externo (mm) parede (mm) (Pa.mm4) 31,75
1,9
4,08.1015
31,75
0,9
2,13.1015
Retangular, 2,0 6,62.1015 40x30 A estrutura é inteiramente construída com tubos de seção circular, com exceção da porção onde são fixados os componentes do sistema de transmissão. Estes, para facilitar a montagem e alinhamento dos mancais, foram substituídos por tubos de seção retangular. O valor de E (Módulo de elasticidade) utilizado nos cálculos foi 207.109 Pa, correspondente aos aços em geral. Os tubos escolhidos são os de dimensões comerciais e que se encaixam na norma da competição, com o menor peso por metro linear. Transmissão
Nessa mesma etapa, definiu-se o processo de soldagem que seria utilizado. Havia três opções iniciais: MIG/MAG, eletrodo revestido e TIG. A soldagem por processo TIG foi descartada, apesar da ótima qualidade apresentada, devido ao seu alto custo e difícil execução. No outro extremo, temos o processo por eletrodo revestido, que apresenta baixo custo, no entanto foi desconsiderada por sua qualidade inferior. Assim, decidiu-se pelo método intermediário, o processo MIG/MAG, pois apresenta alta taxa de deposição de material, boa penetração, alta velocidade de soldagem – acarretando um menor empenamento, possibilidade de soldar em qualquer posição, fácil execução e bom acabamento.
Com base no regulamento da competição, montou-se um layout básico do veículo, utilizando o sistema de travamento frontal, no software Solidworks®. Deste ponto, desenvolveram-se as porções dianteira, traseira e o cockpit, de forma a seguir os ideais apresentados no início deste relatório. Almejou-se proporcionar ao ocupante, no projeto do cockpit, uma posição de pilotagem segura e confortável, de modo a não submetê-lo a cansaço desnecessário. A modelagem de um gabarito com as dimensões do piloto em software de CAD tornou possível verificar as dimensões do veículo referentes aos controles manuais, seguindo a norma NBR6068. Ainda no cockpit nota-se a maior diferença, referente à estrutura, entre o protótipo desenvolvido para esta competição e o utilizado na etapa Baja SAE Sul 2009: aumentou-se significativamente o volume interno do habitáculo, cerca de 20%, sem interferir no posicionamento da suspensão dianteira e demais sistemas, e sem agregar peso significativo ao protótipo. Os locais de fixação do sistema de suspensão foram pensados de forma a permitir o melhor funcionamento de seus mecanismos, sem prejudicar o tamanho de bitola definido ou o espaço interno do veículo. A parte frontal apresenta uma inclinação de 15° para a fixação do sistema de suspensão, possibilitando uma melhor absorção de impactos frontais. Quanto à parte traseira, os tubos responsáveis por dar suporte ao sistema de transmissão também possuem a função de proteção do sistema, principalmente quanto a impactos inferiores. Através de uma redistribuição do sistema de transmissão e revisão da suspensão, foi possível reduzir a massa da porção traseira, bem como o entre-eixos do veículo, melhorando sua dirigibilidade e desempenho. De posse do layout inicial, foram efetuados os cálculos para a definição dos carregamentos a serem utilizados nas simulações estáticas por elementos finitos, baseadas nas tensões de Von Mises, realizadas no software Ansys®. Essas análises tinham por objetivo evidenciar os pontos críticos da estrutura, para garantir que os tubos e geometrias dimensionados anteriormente seriam suficientes para resistir às piores situações que o veículo pudesse ser exposto. Para estimar estas situações, usou-se o valor da velocidade média retirada da média dos testes do protótipo anterior da equipe, igual a 16,67m/s. A massa usada também se refere ao veículo de 2009, estimada, com piloto, como 240kg. A partir desses dados, para definir a força resultante do impacto de um veículo, estimou-se o tempo de colisão, o que se mostrou de grande dificuldade, devido à falta de dados experimentais. Após estudo e comparações de crashtests, chegou-se ao tempo de 0,4s, implicando por fim numa força de colisão média igual a 10kN, na pior hipótese, em uma colisão direta frontal. Este carregamento, que foi aplicado em diferentes posições no veículo, foi utilizado para simular colisões frontais, laterais e traseiras. Além disso, foram adotados esforços retirados das simulações e cálculos de outros subsistemas, como transmissão e suspensão. Também
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puderam ser simuladas situações de capotagem e queda sobre uma ou duas rodas. Assim, foram definidos os reforços necessários para resistir e melhor distribuir as tensões exercidas por estes carregamentos. Para aumentar a rigidez estrutural do protótipo, o posicionamento dos nós da estrutura deu-se de acordo com as forças exercidas pelos subsistemas a ela fixados. Como exemplo, pode-se citar a fixação dos amortecedores dianteiros, que se dá no encontro entre um tubo de reforço diagonal e o SIM (Elemento de Impacto Lateral).
Levando-se em conta os requisitos apresentados acima, bem como as simulações e cálculos de rigidez realizados, chegou-se ao aço SAE 1020 como material ideal para a construção do veículo, apresentando um menor custo e ainda mantendo um coeficiente de segurança geral da estrutura em torno de 1,5. Assim, a estrutura final se apresenta conforme a Figura 3, com os tubos com parede de espessura de 0,9mm destacados em vermelho.
Optou-se por aumentar a espessura do elemento SIM além do mínimo exigido por norma, para conferir proteção lateral extra para o cockpit. Um exemplo da melhoria apresentada com a distribuição dos reforços pode ser vista no comparativo da Figuras 1 e 2, onde vemos uma redução na tensão de pico em cerca de 30%.
Figura 3 – Layout final da estrutura.
Foram realizados testes práticos para garantir que os tubos de parede fina (0,9mm) seriam soldados sem maiores problemas, decorrentes da baixa extração de calor, o que poderia causar a formação de descontinuidades nos mesmos.
Figura 1: Distribuição de tensões devido ao trabalho da suspensão dianteira sem aplicação de reforços estruturais. Ten. Max. 246 MPa.
Por fim, aplicaram-se os materiais escolhidos para a carenagem do veículo. Para a parte do assoalho, bico, e firewall foram usadas chapas de alumínio SAE 6061 T-4 de 1mm de espessura, conferindo proteção na parte inferior e frontal do carro e resistência ao fogo no firewall. Para as laterais e teto optou-se por um material leve, flexível, dúctil e que, em caso de falha, não apresente arestas cortantes. Foram utilizadas chapas de polipropileno com 1mm para as laterais, e 0,5mm para o teto. SUSPENSÃO
Figura 2: Distribuição de tensões devido ao trabalho da suspensão dianteira com a aplicação de reforços estruturais. Ten. Max. 176 MPa.
O material selecionado para a construção deveria apresentar ductibilidade, boa usinabilidade, excelente soldabilidade e baixo custo. Houve uma preocupação extra com o processo de soldagem, em especial com a ocorrência de trincas a frio devido à formação de martensita durante o resfriamento da solda. Adotou-se o percentual crítico de carbono para a ocorrência deste fenômeno, 0,4% segundo [1]. Com isso foi descartada a necessidade de tratamento térmico posterior.
A concepção do sistema de suspensão buscou endereçar as características necessárias a um veículo do tipo baja, como curso útil alongado, robustez e confiabilidade dos componentes, variação adequada da cambagem e bitola, comportamento sobreesterçante e transferência de carga nas rodas otimizada, a fim de melhorar o desempenho do veículo. O sistema de suspensão escolhido, tanto para a dianteira quanto para a traseira, foi o do tipo duplo “A”. A escolha se deve à grande adaptabilidade do sistema para os fins desejados, o que não acontece de forma tão eficiente com os outros sistemas mais comumente encontrados (bandeja simples, McPherson, etc.). As principais vantagens deste sistema são: robustez, fácil regulagem do ângulo de cambagem, além da melhoria na distribuição de cargas pelos diversos pontos de fixação no chassi.
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Para a definição da geometria da suspensão foi adotada uma abordagem simplificada, na qual o sistema de duplo “A” é tratado como um mecanismo de quatro barras plano. A geometria do sistema dianteiro define um centro de rolagem da carroceria. Analogamente, realiza-se a mesma análise para a traseira. Unindo estes dois centros tem-se estabelecido o eixo de rolagem do chassi, conforme a figura 4, que é o eixo em torno do qual o carro pende em uma curva. A distância entre este eixo e o CG do veículo caracteriza o comprimento do braço de alavanca do momento gerado pela força centrífuga atuante em situações de curva. Neste projeto, buscou-se a mínima transferência de carga entre as rodas (interna e externa a curva) para que seja aumentada a velocidade máxima que o veículo consegue contornar uma curva. Para tanto, segundo [2], deve-se diminuir o braço de alavanca citado acima.
Figura 4: Distância entre o eixo de rolagem e o centro de gravidade
Para suprir esta necessidade foi elaborado um código em MatLab que, através do método de otimização Lagrangeano, determina o comprimento dos elos dos mecanismos da suspensão que minimizam o comprimento do braço de alavanca. A partir dos dados computacionais obtidos, foi possível então trabalhar com algumas das variáveis mais importantes para o desempenho de um veículo off-road, como cambagem das rodas, ângulo do pino mestre, bitola e altura em relação ao solo. Buscou-se na bibliografia valores típicos de ângulo de cambagem para aplicações off-road, e foram adotados os valores de aproximadamente 0,5°, na extensão máxima, até aproximadamente -7°, na compressão máxima na dianteira e entre 1° e -3° na traseira, para melhorar a área de contato entre o pneu e o solo. O ângulo de pino mestre foi dimensionado visando a redução do momento que implica em esforços no eixo. Logo, dentro das limitações impostas, procurou-se obter o melhor ângulo possível, que ficou sendo de 1° em relação ao plano da roda. A bitola foi dimensionada respeitando-se o limite estabelecido pelo regulamento. Uma grande bitola permite obter melhores propriedades geométricas e dinâmicas da suspensão. Logo, o valor de 1550mm, próximo ao máximo permitido, foi adotado para a dianteira e 1300mm para a traseira, favorecendo a característica sobreesterçante do veículo.
A altura do veículo na dianteira varia de 350mm na extensão a 150mm na compressão em relação ao solo. Estes valores foram dimensionados visando a possibilidade de trabalho da suspensão em seu curso total, mantendo uma altura segura entre o chassi e o solo. A traseira é cerca de 80mm mais baixa que a dianteira, devido ao menor curso de trabalho da suspensão, proporcionando assim uma menor altura do centro de massa, que garante um melhor desempenho do veículo. No último protótipo desenvolvido pela equipe, para a suspensão traseira foi utilizada uma solução baseada em um sistema duplo “A” modificado, que mesclava características de duplo “A” e braço arrastado. Porém, devido à complexidade de fabricação de alguns componentes (como a manga de eixo), a dificuldade em realizar os ajustes dos parâmetros de suspensão (cambagem convergência das rodas, etc), já que ao variar um deles todos eram modificados, e ao peso excessivo decorrente da complexidade dos componentes, optou-se por utilizar uma configuração de duplo “A” normal para corrigir os problemas citados, além da diminuição de custos devido a evitar o uso de 10 terminais rotulares. Além das simulações de resistência dos componentes, foram feitas simulações para avaliar o comportamento dinâmico do veículo, comparando-se diferentes configurações possíveis para a geometria das suspensões dianteira e traseira. Estas simulações foram realizadas no software Adams®, vide Anexo 10, e mostraram uma melhora significativa em relação à geometria adotada previamente. Os resultados mostraram um aumento de 2km/h na velocidade limite com que o carro é capaz de realizar uma curva de raio 20m sem perder o controle e o mesmo apresentou uma característica sobreesterçante, como era esperado. TRANSMISSÃO Objetivou-se no projeto minimizar as perdas de potência na movimentação de todos os componentes responsáveis pela transmissão de potência do motor aos pneus traseiros. Isso pode ser realizado ou se reduzindo a inércia de seus elementos constitutivos, ou melhorando seu rendimento. O projeto foi divido em três partes: redução variável, redução fixa e semi-eixos. Para a transmissão variável a equipe cogitou duas possibilidades: a CVT por polias variáveis ou uma caixa de marchas comercial. A primeira foi escolhida principalmente por proporcionar ao veículo uma faixa contínua de relações de redução. Com isto, o carro consegue acelerar do repouso até a velocidade de cruzeiro sem troca de marchas, tornando-se mais eficiente do que uma versão com caixa de marchas, que embute ao sistema um tempo ocioso, no qual o motor trabalha em vazio, não transmitindo potência às rodas. Além deste fato, este sistema de transmissão é mais leve, já que faz uso apenas de duas polias e uma embreagem centrífuga
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ao contrário de caixas de marcha que necessitam de jogos de engrenagens acopladas. Conceitos ergonômicos também foram levados em consideração, tendo em vista que com a caixa de marchas a velocidade máxima só é atingida ao se trocar todas as marchas, o que durante períodos prolongados em uma pista off-road, onde predominam-se retomadas, a troca de marchas se torna inconveniente e desgastante ao piloto.
– equação 2 – a liga mencionada possui a melhor relação custo/benefício:
Assim, o modelo escolhido, foi o Comet Serie 790 que proporciona maior faixa de redução – 6,26:1 – dentre os disponíveis. Isso significa que a transmissão pode se adaptar melhor ao terreno, já que possui uma maior gama de reduções para trabalhar.
Em que τ é a tensão de cisalhamento, ρ é a densidade do material e C é a razão entre o preço e a unidade de massa, sendo este acrescentado após a análise do diagrama.
Como o CVT, em conjunto com o motor Briggs&Stratton 10hp, não forneceriam tração suficiente para vencer obstáculos, torna se imprescindível uma redução secundária. As possibilidades de redutores analisadas foram: corrente de rolos, correias e engrenagens. Como a temperatura de trabalho do sistema não é a indicada para o uso de correias, este tipo de transmissão foi logo descartado. A transmissão por corrente foi escolhida por, além de possuir rendimento próximo ao de engrenagens, ser mais leve, barata e tolerante a possíveis desalinhamentos dos eixos. Assim a fabricação dos eixos torna-se mais fácil e menos custosa, além de se adaptar a eventuais mudanças no projeto do veículo e proporcionar melhor transmissão de força em situações hostis de percurso. A redução ideal foi estimada em 7,64:1, distribuída em dois estágios com pinhões e coroas comerciais com passo de 3/8 de polegada, com 17 e 47 dentes respectivamente. Para redução de peso dos componentes foram elaborados alívios realizados e otimizados com auxílio do software de simulação SolidWorks Simulation®. Estas foram evoluções em relação ao modelo utilizado na Baja Sul de 2009. Nesta competição utilizamos correntes com passo de meia polegada e coroas sem alívios, tal como vieram de fábrica. Ao fim, tivemos no novo projeto uma redução de 85% de momento de inércia e 78% de massa, somente neste componente. Com a redução do passo da corrente também trabalhamos dentro da rotação recomendada pelo fabricante e possibilitamos a utilização de um pinhão de 17 dentes, ao invés dos 15 iniciais, sem aumento considerável no diâmetro da coroa, com o objetivo de diminuir o efeito de poligonização e, por conseqüência, diminuir as perdas de potência, como explicitado na tabela 2. Para os eixos, o aço baixa liga de alta resistência SAE 4340 foi escolhido, através do diagrama de seleção de materiais baseado na resistência em função da densidade – coeficiente D [3], mostrado na equação (1). Isso se deve basicamente ao fato de que este apresentou um coeficiente D, muito similar a outros materiais com alto desempenho, mas ao acrescentar o custo como parâmetro no cálculo de D
D
D
2
3
2
(1) 3
C
(2)
Tabela 2 – Índice de perda de potencia em relação ao número de dentes do pinhão.
Número de Porcentagem do aproveitamento de Dentes Potência 11 30 13 40 15 60 17 90 Tendo o material selecionado foram feitas simulações dos eixos através do SolidWorks Simulation®. Como o carregamento nos eixos é de torção, foram realizados furos passantes nos eixos onde se obteve redução de 25% de massa com perda de 4% na resistência, praticamente mantendo o coeficiente de segurança. Outro diferencial do protótipo de 2009 é o emprego das caixas de rolamento comerciais Y-TECH, composto por poliamida 6 reforçado com fibra de vidro, que são 60% mais leves que os mancais de ferro fundido utilizados anteriormente. Esta substituição não implica em perda de resistência global, já que o componente crítico de ambas as unidades é o próprio rolamento e não o mancal. Uma necessidade do projeto foi trabalhar em conjunto com a suspensão, que é constituída por um sistema independente e, por isso, precisa de um sistema que permita o desalinhamento angular e paralelo dos eixos. Para tal função foram aplicadas juntas homocinéticas. Outra possibilidade seria usar cruzetas (juntas universais). Porém, estas apresentam maiores perdas para um desalinhamento elevado, e vibração excessiva. Entretanto, as juntas homocinéticas são de difícil fabricação não seriada, o que levou então à utilização do modelo comercial empregado no Ford Fiesta ano 96, mais leve e compacto dentre os encontrados em veículos populares. Para facilitar os encaixes e baratear a compra, todos os componentes do semi-eixo são do Fiesta, alguns com adaptações para redução de peso ou facilitar acoplamentos. Estes elementos são: tulipa, trizeta, semieixo, junta homocinética, rolamento e cubo. Após finalizarmos o dimensionamento do sistema, elaborou-se o layout da transmissão, visando
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abaixar o centro de gravidade do protótipo e eliminar tubos de fixação da estrutura, reduzindo peso.
para o MathCAD®, e então fez-se a análise comparativa do mecanismo.
Dos pontos favoráveis do novo posicionamento dos componentes destacaram-se: centro de gravidade do protótipo deslocado em 12mm para baixo devido ao novo posicionamento do motor; redução da quantidade de tubos; compactação dos componentes, diminuindo o espaço necessário para a transmissão e, conseqüentemente, reduzindo o comprimento total do carro; e encurtando o entre-eixos em 130mm, que se traduz em maior manobrabilidade do veículo, pois reduz o raio mínimo de curva.
Para geometria e variáveis descritas na Figura 5, determinaram-se as equações que regem o sistema. Esse consiste numa cadeia composta por dois mecanismos “biela manivela”.
DIREÇÃO O sistema de direção é um dos responsáveis pela estabilidade dinâmica do veículo, principalmente em conversões a baixa velocidade, em que há necessidade de que o carro tenha suas quatro rodas rolando sobre pista. O contato não pode ser perdido e o veículo como um todo deve obedecer ao princípio de Ackerman. Sendo assim, as quatro rodas devem ser tangentes à circunferências e concêntricas em um ponto pertencente à linha de eixos traseira. O projeto como um todo deve permitir respostas rápidas do carro confortavelmente. Este visa, também, além das características citadas anteriormente, boa mantenabilidade, um bom isolamento do meio externo e uma excelente lubrificação.
Tomando os princípios aplicados a esse mecanismo, e tendo como variável de entrada o curso da cremalheira, obtiveram-se as seguintes equações: C2 cos A C1 cos B – C 5 C 3 – q 0 C2 sen A – C1 sen B C4 0 C2 cos E C1 cos D – C5 C3 q 0 C2 sen E – C1 sen D C4 0
(3) (4) (5) (6)
O sistema de equação montado por (3), (4), (5) e (6) foi resolvido numericamente, implicando em A(q) e E(q). Da geometria de Ackerman, explicito na Figura 6, retiraram-se os raios descritos pelas rodas e os ângulos de divergência dessas.
Foi determinada a utilização de um sistema de transmissão de movimento que pudesse ser aplicado ao conjunto de suspensão independente. O mecanismo de pinhão e cremalheira apresentou-se mais compacto e simples em relação aos demais sistemas aplicáveis. Com auxílio do SolidWorks®, montou-se a geometria de Ackerman para então fazer a síntese do mecanismo. Os parâmetros obtidos deviam ter magnitude tal que implicasse na concordância precisa do mecanismo de direção com o princípio ideal em curvas de raio infinito e de 2500mm.
Figura 6 – Geometria de Ackerman.
Equações resultantes das relações entre a geometria e o mecanismo: X q E q C7 –
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2.C5 Y (q) atg tg - X (q ) C 2 2 6
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TOE real 2.C7 A q E q – 2.
TOE ideal X q – Y q
Figura 5 – Cadeia Cinemática do sistema de direção.
Após determinação das dimensões teóricas inerentes, foram determinadas as equações que regem o mecanismo e a geometria de Ackerman. Exportou-se essas
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Os ângulos de divergência foram plotados em função do curso da cremalheira. Após análise observa-se defasagem de no máximo 4,72% da curva descrita pelo mecanismo em relação à curva descrita pela geometria de Ackerman. Observa-se no Gráfico 1, o comparativo entre os ângulos de divergência fornecido pelo MathCAD®. Lembra-se que o curso da cremalheira é de no máximo 46,98mm no esterçamento, com um ângulo de divergência correspondente de 8,54º.
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Gráfico 1 – Comparativo do ângulo de Divergência real e ideial descrito pelo projeto.
Em função do curso máximo da cremalheira obtido, calculou-se o diâmetro primitivo do pinhão, de forma que o esterçamento do volante ficasse em 220º, obtendo-se bom conforto em relação a forca usada para girar o volante sem que o piloto precise tirar as mãos do volante. Obteve-se assim um diâmetro primitivo de 48,63mm. Foram retiradas medidas do piloto dentro do habitáculo e determinou-se a posição e angulação do volante que resultasse em melhor conforto. Após isso, com auxílio do SolidWorks® montou-se a geometria para determinação dos comprimentos teóricos da coluna de direção e das barras de fixação na estrutura. Por fim, cada peça foi tratada individualmente. Projetado na interface do SolidWorks®, o sistema foi elaborado buscando simplicidade nas geometrias, materiais pouco densos e com preços aplicáveis. FREIOS O subprojeto freio tem como objetivo desenvolver um sistema eficiente que proporcione máxima desaceleração aliada ao conforto e segurança do piloto. Buscou-se utilizar componentes de menor peso e que apresentassem a melhor relação custo/benefício. Os freios hidráulicos podem ser de tambor ou a disco. O último foi adotado no projeto por ocupar menos espaço, ser mais leve e simples. Serão utilizados três discos de freio padronizados, sendo dois na dianteira, um em cada roda, e um diretamente no eixo traseiro. Esta última aplicação simplifica o projeto, pois diminui a quantidade de tubulações, facilitando a manutenção, contribuindo para a redução do peso do carro e reduzindo custos. Foi determinado que as pinças utilizadas fossem comerciais. Optou-se pelo modelo da scooter Suzuki Burgman, devido ao fato delas serem compactas, possibilitando o acoplamento na região interna das rodas dianteiras.
No protótipo de 2009 eram utilizados dois cilindros mestres simples de motocicletas, tornando necessária a utilização de uma barra de balanço para a distribuição de pressão frente/trás, um sistema complexo e que dificultava o sangramento do sistema. Além disso, o cilindro também apresentava volume insuficiente para preencher as duas pinças dianteiras, o que acarretou na ineficiência da frenagem. Para o protótipo de 2010 preferiuse a utilização de um único cilindro mestre de duplo efeito automotivo do Fiat Palio, de maior volume do que o anterior e com a distribuição de pressão feita por uma válvula facilmente ajustável, fazendo o modelo frear eficientemente. A tubulação que conduz o fluido de freio do cilindro-mestre às pinças das rodas dianteiras será flexível com revestimento de malha de aço, visando impedir a diminuição de pressão devido à dilatação da mangueira. O uso de flexíveis de freio é necessário neste sistema porque o mesmo trabalha ativamente com a suspensão. Como o conjunto traseiro é fixo, a condução é feita por tubulação de cobre, de custo menor que os flexíveis de freio. Para o disco de freio, descartou-se a hipótese de adquirir um no meio comercial, pois nenhum disponível no mercado cumpre com as pequenas dimensões requeridas pelo sistema. A questão se restringiu então ao material mais adequado às condições de serviço e que permitisse o método de fabricação mais acessível e econômico. Foram considerados para o material dos discos: ferro fundido cinzento, aço inox 420 e aço SAE 1045, a tabela 3 mostra um comparativo das propriedades e utilização dos materiais citados. Tabela 3 – Comparativo das propriedades dos materiais para disco de freio.
Tensão Difusividade Limite de Custo Material Aplicação térmica Escoamento Relativo 2 (m /s) (Mpa) Discos de FC300 12.10-6 200* 1 carros Discos de Inox 420 7.10-6 400 5 motos Material SAE 1045 14.10-6 350 2 alternativo *Para o ferro fundido tomou-se o limite de resistência à tração.
A solução encontrada foi o aço SAE 1045, pois apesar de ser um pouco mais caro que o ferro fundido, possui propriedades mais atraentes, além de ser fornecido na forma de chapas, a partir das quais os discos de freio podem ser cortados a laser. O aço inox foi descartado pelo alto custo e baixa difusividade térmica, tendo como única vantagem a resistência à corrosão. Com a produção dos discos obtivemos uma economia de 72% em relação aos discos comerciais usados anteriormente. Para os cálculos de frenagem foram considerados como parâmetros físicos os valores medidos no protótipo de
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2009 e dados retirados da literatura. A partir desses dados foram calculadas as forças de frenagem, a distância, o tempo e a aceleração na frenagem, bem como a pressão que deve atuar no sistema para frear. Os resultados são mostrados na Tabela 4.
O curso máximo da alavanca foi tomado como o curso máximo do cilindro-mestre, correspondendo a um deslocamento angular da alavanca de 40°.
Tabela 4 – Resultados do cálculo de frenagem.
Parâmetro Valor Força de frenagem dianteira (N) 1499 Força de frenagem traseira (N) 683 Desaceleração (m/s²) 8,3 Tempo de frenagem (s) 1,8 Distancia de frenagem (m) 14 Força de contato pastilha-disco dianteira (N) 7300 Força de contato pastilha-disco traseira (N) 6656 Pressão no sistema hidráulico dianteiro (Mpa) 10 Pressão no sistema hidráulico traseiro (Mpa) 9,4 Força atuando no cilindro mestre (N) 3450 Devido ao deslocamento de massa ocorrido durante a frenagem, a pressão no sistema dianteiro deve ser maior para o travamento das rodas. Em virtude disso se faz necessária a utilização de uma válvula equalizadora para reduzir a pressão atuante na pinça traseira em relação à dianteira. Para a modelagem do pedal, procurou-se o projeto de melhor ajuste na estrutura do protótipo, que proporcionasse maior conforto para o piloto e com custo e fabricação acessíveis. Optou-se por continuar com a idéia inovadora utilizada no protótipo 2009, na qual o cilindro-mestre é fixado diretamente no pedal, o que possibilita uma grande redução do volume ocupado. É mostrado na Figura 7 o modelo 3D do pedal.
Gráfico 2 – Estimativa da força a ser aplicada pelo piloto no pedal, em função do curso desse.
ELÉTRICA O principal objetivo do projeto é a coleta dos dados para futura análise. Portanto, foi dada preferência ao tratamento dos dados por microcontroladoras, já preparando os mesmos para a exportação e análise em um computador. Todos os sensores analógicos estarão operando em regime compatível com dispositivos digitais, para facilitar a coleta e processamento dos dados. Também foi priorizado na montagem a utilização de componentes que possam ser facilmente encontrados no mercado, com o mínimo de peças confeccionadas e adaptadas, e o mínimo de peças importadas. Descrição dos componentes do sistema: Luz de freio: Interruptor de fim de curso adaptado no mecanismo do pedal, ligado diretamente na bateria, com uma derivação paralela para armazenamento dos instantes de frenagem em uma microcontroladora.
Figura 7 – Pedal de freio com cilindro mestre acoplado.
A síntese do mecanismo do pedal foi feita de forma a implicar no mínimo esforço transversal na haste. Levou-se em conta também a força de acionamento do pedal, esta dentro do limite de conforto. O Gráfico 2 explicita uma estimativa dessa força, feita a partir da análise do mecanismo com auxílio do software MathCAD®.
Kill Switches: Dois interruptores de emergência do tipo cogumelo, um externo e um interno, que quando na posição de acionamento emergencial (pressionados) curto-circuitam o cabo da vela com o chassi do carro, apagando a fagulha e por consequência desligando o motor. Velocímetro: Um sensor magnético (reed switch) no eixo do CVT é ligado a um amplificador operando em corte/saturação, em compatibilidade com os níveis lógicos alto e baixo (TTL). Uma microcontroladora mede o tempo entre dois pulsos, calcula a velocidade e entrega os dados para o display. Conta-giros: Um sensor indutivo no cabo da vela, ligado a um amplificador e a um sistema
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semelhante ao do velocímetro, com a diferença que o display do giro do motor não é numérico, portanto passa por um conversor digital – analógico, e vai para um galvanômetro, com uma barra VU de LEDs ao fundo, acompanhando o ponteiro. Nível de tanque: Bóia resistiva em um divisor de tensão (escala de 0V a 5V) com um galvanômetro em paralelo, e com saída para um conversor analógico – digital, que envia os dados à microcontroladora. Temperatura do motor: Termopar medindo a temperatura do óleo do motor, ligado a um amplificador de tensão, operando de 0V (corte) a 5V (Saturação), operando inclusive na região ativa. A saída do amplificador estará ligada a um VU de LEDs, e também a um conversor analógico – digital, que envia os dados à microcontroladora. Deformação da suspensão: Sensores Sharp GP2d120 medindo a deformação dos amortecedores, e entregando a um conversor analógico – digital um nível de tensão variando de 0V a 5V. A saída dos dados para o piloto é dada em dois dispositivos: o primeiro com velocímetro numérico quantitativo e conta-giros qualitativo com galvanômetro neon com a ponta do cursor acompanhada por uma barra VU de LEDs; o segundo com o termômetro numérico quantitativo do motor e o medidor do tanque de combustível em barra VU de LEDs de 5 níveis. Os dois compartimentos dos dispositivos serão metálicos e aterrados, e todos os cabos que ligam os sensores aos processadores serão blindados, para minimizar os efeitos da interferência. Os dados que são coletados são: Instantes de frenagem, velocidade em função do tempo, giro do motor em função do tempo, nível de combustível em função do tempo, temperatura do motor em função do tempo, deformação da suspensão em função do tempo. As coletas são com a máxima precisão obtida dos instrumentos, e não necessariamente a precisão mostrada para o piloto. Ao término de cada bateria de testes, os dados são exportados para um computador, para as análises que poderão indicar quais os ajustes necessários para obter um melhor desempenho do carro. O sistema de coleta de dados pode ser ligado ou desligado a qualquer momento, com duas chaves: uma para desativar apenas o armazenamento e outra para desativar todo o sistema (apagando os dados armazenados e não exportados para o computador). É utilizada uma bateria selada de 12V 4,5Ah. O interruptor do pedal de freio é ligado diretamente à bateria e, portanto, continua operando independente de o motor estar ligado ou não e independente de os dados estarem sendo coletados no momento. O consumo estimado para o sistema
é de 500mAh e, portanto, a bateria tem duração teórica estimada de 9 horas. Considerando os parâmetros de segurança, pode-se afirmar seguramente que o sistema coleta até 6 horas de dados. Após esse período, todos os coletores são automaticamente desativados e apenas é mantido alimentado o sistema de luz de freio e o banco de memórias que armazena os dados coletados. PRODUÇÃO Durante a fase de projeto, foram considerados detalhes e parâmetros que tornassem viável a concepção do protótipo de forma simples, organizada, com boa mantenabilidade e com processos de fabricação não excepcionais. Posteriormente, durante fabricação e montagem, aplicou-se ações segundo planejamento e adaptou-se novas táticas para uma melhor sinergia entre fornecedores, patrocinadores, subprojetos, laboratórios, servidores e integrantes. Por questões de organização e logística, foi adotado um sistema de nomenclatura e cadastramento das peças as quais compõem o protótipo. Esse sistema, conhecido por part number, consiste em nomear cada item com números, cada série correspondendo a uma característica. Adotou-se a seqüência da seguinte forma: xxx.xx.β.xx; sendo que os primeiros três números definem a família da peça (chapas, tubos, eixos, elementos de fixação, elementos de transmissão e movimento, sistemas mecânicos, acessórios e demais peças), o 4º e 5º número definem a submontagem, a letra define se o item é comercial ou fabricado pela equipe, e os 6º e 7º números definem o sub-projeto (direção, freios, transmissão, etc). Foi montado então um catálogo virtual, com todas as peças registradas e filtros que tornam mais prática a sua utilização. Isso permite que se tenha acesso aos dados de fornecedor, descrição técnica, preços e tempos aplicando um filtro. Esse sistema organizou também pastas e arquivos de projeto e permitiu certa rastreabilidade com uma simples consulta. Para a fabricação e adaptação de peças, buscouse, por meio de planejamento de processos, simplificar as operações, baratear custos e reduzir o tempo. PRODUTO Buscou-se na concepção do produto baixo custo, durabilidade, confiabilidade, desempenho, fácil operação, minimizar e facilitar a manutenção e o transporte e, não menos importante, a estética do veículo. Como o primeiro chamariz dos veículos é seu exterior, optou-se pela zincagem alcalina azul nas mangas, eixos e barras de direção e zincagem alcalina amarela para os braços de suspensão, conferindo um contraste agradável e proteção contra corrosão destes componentes (anexo 17). Para o interior, foram realizados trabalhos com fotogravação
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no painel, ferramenta essa que permite liberdade de formas com um bom acabamento. Optou-se também por um banco concha, com estofamento impermeável preto com detalhes em amarelo, que se mostrou mais vantajoso que um banco de espuma injetada por este ser mais duro, menos resistente e não apresentar um visual agradável. Para este projeto procurou-se, também, endereçar conceitos de mantenabilidade em processos que serão executados com maior freqüência, como o ajuste do curso dos pedais e ajustes na suspensão. Para isso foi facilitado o acesso a essas regiões do carro para evitar gastos de tempo com ganho de acessibilidade. Além disso, assumiu-se como uma meta de projeto a diminuição do número de ferramentas necessárias para realizar a maioria das tarefas corretivas, atingindo-se um valor cerca de 30% menor que do projeto anterior. Para facilitar a operação e a manutenção periódica pelo operador, foi confeccionado um manual do proprietário, que apresenta as características do veículo, suas manutenções periódicas, os ajustes que podem ser realizados para melhorar o desempenho e o modo seguro de utilizá-lo, além de recomendações para facilitar seu transporte. Com a redução do comprimento total do carro em 9% e diminuição de 13,5% em sua massa global, o veículo possui maiores facilidades de transporte em relação ao protótipo anterior. Para a comercialização recomenda-se fortemente a vinculação com veículos de competição que despertam atenção especial em possíveis clientes. Por isso a exposição em eventos, principalmente off-roads, se mostra uma boa forma de alcançar o mercado consumidor. Outro público que deve ser explorado é o dos quadricíclos, que possuem a capacidade de enfrentar qualquer terreno, característica comum aos bajas. Estes veículos teriam uma boa recepção neste mercado principalmente por serem mais seguros, tendo em vista que possuem um cockpit, o que possibilita a utilização de cinto 4 pontas e restritor de braço. Outro ponto forte neste mercado seria a diferença de preço, pois comparando o protótipo aqui exposto com um quadricíclo com uma cilindrada próxima ao do baja temos uma diferença que chega a 20% a favor dos bajas.
amplamente facilitada, robusto e com grande resistência, capaz de superar qualquer terreno a que for sujeitado. Muitos obstáculos se impuseram à criação deste protótipo. O principal, o financiamento do protótipo, foi contornado através da participação em três grandes eventos, com público total de mais de 100 mil pessoas. Nestes eventos a equipe angariou mais de 20 patrocinadores em menos de um ano. Isto, aliado à confecção e comercialização de produtos com a marca “Bajaguara”, possibilitou o custeio de cerca de 80% do projeto, sendo o restante disponibilizado pela UTFPR campus Curitiba. Durante estes eventos ficou bastante clara a existência de um nicho de mercado para este tipo de veículo em nossa região, principalmente para uso recreativo, área em que hoje se encontram os quadricíclos. Participar do projeto viabilizou a todos os participantes um grande crescimento pessoal e profissional, possibilitando a atuação em áreas ainda pouco exploradas, como a negociação com distribuidores, relacionamento com empresas, marketing e trabalho em equipe. Nosso protótipo atende a todos os requisitos comerciais de conforto, design, segurança e acabamento, tornando-o atraente a possíveis clientes do protótipo. Com tudo que foi exposto neste relatório, esperamos obter um bom resultado na nossa primeira participação na competição SAE Brasil. REFERÊNCIAS [1] CHIAVERINI, Vicente. Aços e Ferros Fundidos. ABM, 1979. [2] NICOLAZZI, Lauro C. Apostila de Veículos. Florianópolis, UFSC. Cedida pelo próprio autor por meio eletrônico em 2008. [3] CALLISTER JR., William D. Ciência e Engenharia de Materiais: uma introdução. 7. ed. Rio de Janeiro: LTC, 2008. [4] The Complete Chain Guide: Power Transmission Uses. Disponível em: . Acesso em: 20/12/2009
CONCLUSÃO O presente relatório discute e demonstra as decisões de projeto que levaram ao desenvolvimento do novo protótipo, aplicadas, em sua maioria, sobre o veículo utilizado em 2009. Nota-se o desenvolvimento e constante progresso da equipe, tanto em relação ao projeto e organização quanto aos processos utilizados. Com este novo projeto obteve-se um veículo compatível com as orientações da organização da competição. O protótipo é um veículo bem desenvolvido, facilmente transportado, com manutenção e operação
[5] NORTON, Robert L. Projeto de máquinas: uma abordagem integrada. 2. ed. Porto Alegre: Bookman, 2004. [6] DIXON, John. The Shock Absorber Handbook. 2nd edition. John Wiley & Sons Ltd, 2007. [7] SAE BRASIL. Baja 2010 - Instruções para Formato do Relatório de Projetos. Disponível em . Acesso em: 16 dez. 2009.
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APÊNDICE 1- MODELAGEM EM CAD
Anexo 4 – Sistema de direção renderizado no SolidWorks 2010.
Anexo 1 – Layout Inicial da estrutura
Anexo 2 – Projeto ergonômico na estrutura final no SolidWorks 2010. Anexo 5 – Traseira do protótipo de 2009, que foi completamente remodelada.
Anexo 3 – Vista explodida da manga dianteira.
Anexo 6 – Novo conceito de traseira para o protótipo de 2010.
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APÊNDICE 2- ANÁLISES ESTÁTICAS/DINÂMICAS
Anexo 10 – Momento em que o veículo perde a traseira, numa simulação em que o mesmo realiza uma curva com aceleração constante, feita no Adams®.
Anexo 7 – Distribuição de tensões em um impacto frontal
Anexo 11 –Variação da cambagem da roda dianteira direita em relação a altura do veiculo.
Anexo 8 – Simulação dos efeitos do torque em um dos eixos da transmissão, com as coroas antigas.
Anexo 12 – Analise da curva de potência e torque do motor em dinamômetro de bancada.
Anexo 9 – Simulação dos efeitos do torque na nova coroa com alívios.
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Anexo 13 – Obtenção das constantes da mola.
Anexo 16 – Utilização de gabaritos, para evitar o empenamento dos tubos e garantir o posicionamento correto.
APÊNDICE 3 - FABRICAÇÃO E COMPONENTES.
Anexo 14 – Retifica dos discos de freio, para garantir a planeza das superfícies e o paralelismo entre elas.
Anexo 17 – braços da suspensão e alguns outros itens que foram trabalhados para melhorar a estética do veiculo.
Anexo 18 – Processo de eletroerosão utilizado na adaptação da tulipa. Anexo 15 – Corte a laser, realizado por um dos nossos patrocinadores.
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APÊNDICE 4 - SETOR ADMINISTRATIVO.
Anexo 22 – Canecas térmicas de alumínio, confeccionadas para promover e financiar parte do projeto. Anexo 19 – Exposição em evento organizado pela TV Bandeirantes.
Anexo 20 – Exposição na maior feira ferramental da America latina em 2009, com um publico de mais de35 mil pessoas.
Anexo 23 – Organograma implementado na equipe.
Anexo 21 – Exposição no maior festival de arrancada da America latina, com um publico de mais de 60 mil pessoas.
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