2014-001 PE
Relatório do projeto MINI BAJA UEMA Equipe Bumba Meu Baja Adriano Rosário, Antônio da Silva, Carlos Ronyhelton, Daniel Luna, Felinto Neto, João Wilker Lima, João Luis Barros, Kayo Botão, Kescijones Mesquita, Marcelo Rabelo, Marcio Pereira Mateus Roumie, Michael Serra, Wangles Kallizck. Kalli zck. Universidade Estadual do Maranhão Copyright © 2014 Society of Automotive Engineers, Inc
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RESUMO
O projeto SAE Baja é um evento promovida para desafiar estudantes de engenharia a projetar e construir um veículo off-road para competição entre instituições de ensino superior. Além de incentivar a inovação, desenvolve alunos multifuncionais e empreendedores que aprendem a tomar atitudes decisivas, a resolver e diluir problemas e conflitos. Em dezembro de 2011, foi criada a equipe da Universidade Estadual do Maranhão (UEMA), por iniciativa dos alunos da Engenharia Mecânica, fundando o projeto “Bumba Meu Baja” (em referência a maior man ifestação cultural do estado, o Bumba Meu Boi). Para a competição Nacional de 2014, a Equipe Bumba Meu Baja apresenta o veículo BaJah I , resultado do trabalho de equipe dos estudantes em projetar e fabricar um veículo que atenda a todos os requisitos da competição e que tenha elevado desempenho na mesma.
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INTRODUÇÃO
A equipe Bumba Meu Baja é constituída por 14 alunos de Engenharia Mecânica, sendo a quarta participação da mesma. A integração da equipe ocorre pela aplicação das práticas de gerenciamento de projetos, tais como os citados no PMBOK, sendo divido as atividades por comissões, a citar: Estrutura, Suspensão, Powertrain, Direção, Freio, Eletrônica e Marketing. Para projeto conceitual e preliminar, foram analisados diversas possibilidades através do uso de ferramentas de modelagem 3D (SolidWorks), bem como suas ferramentas complementares CAE para análise estrutural (COSMOS Works) e dinâmica dos fluidos (Flow Simulation). Para o estudo da dinâmica do veículo, fez-se uso do software Adams/Car na análise da suspensão. A partir da determinação dos parâmetros, foram estimadas as condições de carregamento a serem utilizados nas simulações por elementos finitos das estruturas da suspensão e direção. Para o sistema de transmissão fez-se uso dos cálculos tradicionais
de projeto de elementos de máquinas para auxiliar na tomada de decisão. Todas as etapas de projeto tiveram como principais considerações o regulamento da competição SAE Baja Nacional 2014, bem como as premissas, restrições e capacidades da própria equipe.
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PROJETO CONCEITUAL
O projeto BaJah I traz traz diversas melhorias em comparação aos trabalhos anteriores da equipe, em especial à atenção dada as requisitos mínimos de segurança e elegibilidade do veículo para participação na Competição Baja SAE. Para o Chassi, todo o veículo foi projetado para ser construído em aço carbono 1020. Além da leveza e rigidez estrutural, também foram considerados na concepção o design geral do habitáculo os fatores de conforto, uma vez que o piloto deverá permanecer por longo período dirigindo durante a prova de enduro. Como requisito de segurança, a equipe faz uso de cinto de 5 pontos, que aumenta a segurança do ocupante. As disposições dos itens dentro do veículo contribuem para facilitar a saída ou, se necessário, a retirada do piloto em caso de emergência. A transmissão no projeto também sofreu mudanças em comparação ao projeto anterior (que tinha sistema coroacorrente-pinhão), uma vez que o uso de sistema de engrenagens tornou o sistema mais compacto e promove menos perdas de energia mecânica. A eletrônica embarcada fará leitura de diversos parâmetros em tempo real do veículo, tais como temperatura e RPM do motor, e a montagem do painel permitirá fácil visualização dos dados por parte do piloto. Para maior compreensão das análises e decisões realizadas pela equipe, as discussões são descritas ao longo dos itens específicos neste relatório.
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SUBSISTEMAS DO VEÍCULO
4.1 CHASSI O objetivo principal do chassi do protótipo Bajah I da empresa Bumba-meu-baja é integrar o projeto dos subsistemas (Direção, Suspensão, Powertrain, Freios e Eletrônica) promovendo ao piloto ergonomia e segurança, além de possuir adequada rigidez para que não haja deformações estruturais e excitações harmônicas. 4.1.1 MATERIAL - O primeiro protótipo Bumba-meu-baja dotava de tubos de aço SAE 1020 com 2 mm de espessura e diâmetro externo de 31,75 mm. Assim, para este novo projeto foi decidido entre aços SAE 4130, 4340, 1018, 1020 e 1045 com vários perfis de tubo através de matriz de decisão com critérios como custo, rigidez e resistência à flexão, densidade linear, disponibilidade no mercado, usinabilidade e soldabilidade. Chegando-se a conclusão que os perfis de exigência mínima da competição (31,75 mm x 1,57 mm e 25,4 mm x 0,9 mm) agregados ao aço selecionado pela matriz (SAE 1020) são a melhor opção para o cumprimento das normas da competição (Tabela 1). Propriedades Sy (MPa) E (GPa) D x e (mm) I x 10-8 (m4 ) E.I (N.m2 )
. (.)
SAE 1018 370 205 25,4 x 3,05 1,3621 2792,3 396,83
SAE 1020 394 205 31,75 x 1,57 1,6994 3483,7 421,76
Figura 1- Geometria do chassi com tubos a modificar
Figura 2- Geometria com configuração final
Kt (N/m.º) Massa (kg)
Chassi sem membros vermelhos 414,4 24
Chassi intermediário
Chassi final
523,1 35.6
1091,2 31.12
Tabela 1-Propriedades do aço SAE 1020
Tabela 2- Rigidez torcional e massa de três chassis
4.1.2 DESIGN – Após o término de simulações e design dos subsistemas o chassi foi modelado para suprir todas as forças geradas pela estática e dinâmica do carro e agregar adequada rigidez ao mesmo. Para isso, as principais cargas que atuam sobre o carro: tração e compressão no eixo transversal e eixo longitudinal, flexão em torno do eixo transversal, flexão em torno do eixo longitudinal, e torção em torno do eixo longitudinal foram ensaiadas no pacote COSMOS Works. Foram comparados ensaios de torção e flexão para várias configurações de estrutura. A Figura 1 mostra o chassi com os membros da estrutura fixa (cinza) e que foram modificados (vermelho) para chegar-se à melhor configuração de peso, rigidez torcional e segurança. Após aproximadamente 56 simulações com elementos finitos chegou-se as configurações bem próximas das melhores, como demonstra a Figura 2. Ensaios de flexão torção e impacto para a geometria final estão em Anexo.
Também foi estudada, na concepção inicial do chassi, a parede corta fogo e a influência da sua angulação e corte sobre o arrasto aerodinâmico (Figura 3). Apesar da velocidade final do baja ser reduzida, atenuou-se 31% da força de arrasto com relação à angulação de 16º sem corte (166,8 N) para 20º com corte (116,6 N) a uma velocidade do vento máxima de 6 m/s (dados do Instituto Nacional de Pesquisas Espaciais em janeiro de 2014 para Piracicaba- SP) e carro à 60 km/h.
A rigidez torcional foi calculada pela equação 1:
= (.)/arctan(/)
(1)
Onde: F - força de reação no centro da roda; L -distância entre forças de reação; x - deslocamento do centro do pneu.
Figura 3- Distribuição de pressão na parede corta fogo: a)16 º sem corte; b) 16 º com corte; c) 20 º sem corte; d) 20 º com corte
4.1.3 ERGONOMIA - A ergonomia do protótipo foi idealizada conforme aspectos de segurança, conforto, facilidade de utilização e design, observando-se áreas de maior fragilidade do corpo humano como cabeça, pescoço, quadril/pélvis e etc. Os ângulos do piloto (Figura 4) foram ajustados para melhor posicionamento do corpo humano dentro do cockpit viabilizando a direção segura e confortável do protótipo para pessoas entre 1,47 m e 1,92 m.
Anti-Dive: 15%
Figura 5 – Duplo-A com Solidworks e Adams/Car
Figura 4 – Ângulos de ergonomia
4.2 SUSPENSÃO OBJETIVOS - O objetivo principal da suspensão do protótipo da empresa Bumba-meu-baja é isolar o piloto das forças dinâmicas vibracionais provenientes das irregularidades da pista, bem como possibilitar a ultrapassagem dos obstáculos que são impostos ao carro com maior eficiência possível e garantir a menor massa não suspensa ao carro. 4.2.1 SUSPENSÃO DIANTEIRA O primeiro protótipo Bumba-meu-baja utilizava uma suspensão duplo-A escolhida por Benchmarking e adaptada através de bibliografia para adequar-se à utilização pela empresa. Para o protótipo Bajah I foi decido através de matriz de decisão (Tabela 1 do anexo) que a duplo-A, devido à sua grande capacidade de controle de parâmetros, facilidade de ajuste e custo, continuará sendo utilizada. O projeto da suspensão dianteira atrela-se à novos objetivos determinados a partir da observação do protótipo anterior da equipe e de pesquisa externa para calcular-se os valores que melhor se adequam à geometria do carro, sendo assim determinados:
Curso em bump: 150 mm Curso em rebound: 114 mm Altura: 355 mm Ângulo de ataque: 4º Ângulo de pino mestre: 9º Kingpin offset: 5 a 37 mm Toe in: 0,5º Camber: 0º (1,5º a -5º) Caster: 12º Roll Center: 100 a 180 mm
Esses parâmetros foram aproximados através do software SolidWorks para aquisição das coordenadas cartesianas. Dessa forma, para validação e otimização da geometria foi utilizado o software Adams/Car no qual foram colocadas as coordenadas retiradas do desenho (Figura 5). Aproximadamente 60 variações de geometria foram feitas até que se chegasse a uma geometria adequada ao projeto (Figuras 6 e 7).
Gráfico 1 – Ângulo de Camber/Caster x esterçamento
Gráfico 2 - Ângulo de Camber/Caster x Curso
O software MATLAB foi utilizado para calcular as frequências naturais de Pitch e Bounce assim como a frequência natural da suspensão dianteira (1,4Hz) a partir da determinação dos cursos da suspensão dianteira e traseira para que os critérios de Olley [2] fossem satisfeitos. Assim, as frequências naturais de Pitch e Bounce são respectivamente 0,94 Hz e 1,055 Hz e seus centros de movimento perto do eixo dianteiro (0,38 m atrás do eixo dianteiro) e atrás do eixo traseiro (1,4 m).
parâmetros decididos pela empresa para o novo protótipo são listados a seguir:
4.2.2 DESIGN Através da análise das forças resultantes do software Adams/Car e com o cálculo das reações no braço inferior devido a curvas (equação II), impacto frontal e de queda à 1.5 m de altura (equação III):
F = 3∙0,97 ,77 ∙ 2g = 2514,4 N
(2)
F = 3∙0,97 ,77 ∙ 5g = 6288,4 N
(3)
Curso em bump: 100 mm Curso em rebound: 97.8 mm Altura: 340 mm Toe in: -0,5º (0.5º a -1º) Camber: 0º (2º a -5º) Roll Center: > 180 mm Anti-Squat: 20%
O protótipo construído em CAD foi analisado no Adams/Car. A partir das forças adquiras no software foram feitos os ensaios sobre a suspensão conforme figuras a seguir.
Foi possível assegurar que as forças teóricas exercidas sobre os componentes da suspensão dianteira não ultrapassassem os valores de escoamento do aço AISI 4130 para a bandeja inferior e do alumínio 7076 – T6 para o montante. Figura 7 – Suspensão Traseira Three Link
Figura 6 - Braço inferior da suspensão Dianteria com 188 MPa de Tensão máxima
4.2.3 PROJETO DA SUSPENSÃO TRASEIRA A suspensão traseira do protótipo Bajah I tem como objetivo agregar à dinâmica da suspensão dianteira e satisfazer as necessidades intrínsecas ao piloto e carro. A antiga suspensão da empresa era a Swing-axle devido às facilidades de construção e manipulação e à falta de experiência. Entretanto, para o novo carro optou-se por uma suspensão com controle de parâmetros superior. O carro Bajah I utilizará, a partir de matriz de decisão (Figura 2 do anexo) uma suspensão conhecida como three-link (figura 7), que consiste em um trailing-arm, que absorve as forças longitudinais, e dois links para controle de cambagem. Os
Figura 8 – Trailing link – Tensão máx de 260 MPa para carga vertical de 6700N (conforme o Adams/Car )
Figura 9 - Fator de segurança de 1.7 para forças laterais de 5300 N
Figura 10 – Camber link com fator de segurança de 2.3 para força axial de 6700N
Com a utilização do Adams/Car foi possível observar o comportamento do carro durante curvas com raio de até 1.7m. O Gráfico 3 mostra a variação dos ângulos de esterçamento da direita e esquerda com a variação do ângulo de esterçamento ideal, mostrando o Ackerman erro. Através do SolidWorks o braço da direção foi simulado (Figura 14) com uma carga normal de 6000 N apresentando valores de Tensão menores que o limite de escoamento do aço AISI 4130.
Figura 11 - Camber link com tensão máxima de 78MPa para força axial de 6700N
4.3 DIREÇÃO O principal objetivo do sistema de direção do protótipo Bajah I é conseguir maior eficiência no processo de curvas do veículo além de permitir ao piloto adequado feedback com conforto e segurança. 4.3.1 DESIGN DA DIREÇÃO – O protótipo anterior da empresa utilizava uma direção do tipo pinhão-cremalheira. Devido sua simplicidade, robustez e facilidade de posicionamento e ajuste, o mesmo esquema será utilizado. A relação anterior do pinhão cremalheira era de 2,67”/1 que será mantida devido a nova direção concluir seu curso de 70 mm entre lock-to-lock com apenas 360º de giro do volante. O esquema da direção pode ser visualizado na figura 13. A geometria a ser utilizada na direção será de 60% da geometria de Ackerman devido a melhora na resposta do sistema conforme Smith [6] e mostrado na figura 12.
Figura 12 - Geometria com 60% de Ackerman.
Figura 13 - Sistema de direção com ajuste de toe pelas roscas inversas do tie-rod e cremalheira.
Gráfico 3 - Esterçamento esquerdo\direito e erro.
Figura 14 – Análise estrutural do tie-rod com aplicação de 6000 N longitudinalmente (Fator de segurança de 3.8)
4.4 POWERTRAIN O objetivo do sistema Powertrain projetado pela equipe é fornecer às rodas torque suficiente para cumprir a prova de tração e que desenvolva 55 km/h, para bom desempenho frente aos outros veículos competidores. Para melhor entendimento, o sistema foi subdividido em estudo do motor e transmissão. 4.4.1 MOTOR De acordo com as restrições de regulamento, será utilizado o motor Briggs&Stratton monocilíndrico de 4 tempos, com potência de 10HP e refrigerado a ar. De acordo com a curva de torque do modelo Briggs&Stratton Intek™ OHV 10,0 HP,
o torque máximo gerado pelo motor é de 18,6 N.m @ 2600 RPM;
4.4.2 TRANSMISSÃO Para redução primária foi selecionado o modelo de Transmissão Continuamente Variável (CVT) devido ao fato de dispensar o uso de embreagem. O modelo de CVT foi o Comet 780, devido seu histórico de sucesso nas competições SAE Baja. De acordo com o manual deste modelo, a sua relação transmissão em alta rotação é de 0,69:1, e 3,71:1 em baixa rotação. A relação que transmite maior torque da CVT Comet 780 é de 3,71:1 o que vai gerar nas rodas um torque máximo de 69 N.m, mas este não é suficiente para vencer a inércia de arranque do carro e também superar a inclinação máxima do terreno na competição, considerada de 45º aproximadamente. Portanto, fez-se necessário o uso de uma redução secundária.
Índice de Mérito
Peso
Custo Peso Tratamento Térmico Volume ocupado Total
0,2 0,2 0,3 0,3 1
AÇO 1045 Nota 1 0,6 0,9 0,6 3,1
AÇO SAE 4340 TR
Nota 0,4 1 1,5 1,5 4,4
AÇO SAE 4130 TR Nota 0,6 0,8 1,2 1,2 3,8
Tabela 4 – Matriz de decisão para escolha dos aços das engrenagens
Sendo assim, as especificações gerais do sistema Powertrain estão listadas na tabela 5. ESPECIFICAÇ ES POWERTRAIN Rotação Máxima do Motor Relação de transmissão em alta rotação da CVT Diâmetro do Pneu Redução Final da caixa de redução Redução Final do sistema de transmissão Rotação no Semieixo Velocidade Final Teórica nas rodas Máximo Torque Teórico Tabela 5-Especificações téoricas do Powertrain
3800 RPM 0,69:1 533,4 mm 9:1 6,21:1 611,92 RPM 61,5 Km/h 428 N.m
4.4.3 CAIXA DE REDUÇÃO O sistema de transmissão secundário foi projetado para permitir um aumento na relação de transmissão do sistema, elevando o torque final nas rodas. Devido à necessidade de produção do sistema secundário de transmissão, fez-se uso do método de matriz de decisões para escolha do sistema a ser utilizado conforme tabela 3. Índice de Mérito Custo Peso Eficiência Manutenção preventiva Fabricação Volume ocupado Total
PESO
Engrenagem Dentes Retos
0,12 0,12 0,16
Nota 3 5 4
Engrenagem Dentes Helicoidais Nota 1 5 5
Coroa – Corrente - Pinhão Nota 5 2 3
0,12
4
3
5
0,12
2
1
5
0,2
5
5
2
0,84
3,32
3
2,92
Tabela 3 – Matriz de decisão para escolha de sistema secundário
A caixa de redução (figura 15) fornece uma redução de 9:1. O material utilizado na fabricação das engrenagens foi o Aço SAE 4340 (tabela 4) devido ao seu peso em relação ao volume total ocupado, além de elevada resistência a fadiga e homogeneidade de dureza ao longo da seção (figura 10 e 11 do anexo).
Figura 15 – Esquema simplificado da caixa de engrenagens
4.4 ELETRÔNICA Os circuitos eletroeletrônicos da Equipe Bumba-Meu-Baja 2014 foram projetados a fim de fornecer e controlar a energia para o veículo, além de informar ao piloto em tempo real sobre as condições do carro. Neste sentido, a eletroeletrônica foi subdividida em dois subsistemas: Alimentação e Sensoriamento. 4.4.1 ALIMENTAÇÃO O veículo Bumba-meu-baja é equipado com uma bateria inteligente em gel da moto modelo CB300 que fornece 12 volts contínuos, é recarregável e indica caso esteja com a carga fraca. A bateria alimenta uma placa com circuitos
reguladores de tensão na faixa de 3,2 a 12 volts, suficiente para os diferentes dispositivos encontrados. CONTROLE - A alimentação poderá ser desligada por meio de um Kill Switch, no qual funciona em dois estágios: NA e NF. No estágio NA (normalmente aberto) é feita a ligação direto no motor, enquanto o NF (normalmente fechado) é feito a alimentação da eletrônica. Caso acionado, o Kill Switch faz internamente uma troca de estágio, fechando as ligações do motor (causando uma diferença de potencial necessária para fazer o corte do mesmo), enquanto também abre o circuito de energia, fazendo o corte da alimentação para a eletrônica, mantendo por emergência somente a alimentação da luz de freio, como descreve o esquema elétrico da Figura 16:
pelo microcontrolador que usa a velocidade angular e a referência de raio do disco para calcular a velocidade linear aproximada do carro; SENSOR DE TEMPERATURA - A aferição é feita por meio de um módulo Termopar Max31855 que pode ler temperaturas de -270ºC até 1372ºC com resolução de 0,25ºC usando um sensor termopar tipo K. A equipe tem estudado o melhor local para posicionamento do sensor para que quando identificado elevada temperatura, um LED de advertência acenderá no painel, indicando possível superaquecimento do motor; NÍVEL DE COMBUSTÍVEL - A equipe vem trabalhando no conceito de utilização de sensores US1881 (efeito hall) nos três orifícios do tanque (que se projetam para seu interior). Será posicionado um sensor a certa altura para cada orifício, onde aqueles terão suas excitações dependentes da movimentação de um ímã preso a uma boia dentro do tanque, no nível do combustível. Os sinais da excitação serão interpretados pelo microcontrolador e exibidos numa pilha de três LEDs no painel, que indicarão se o tanque está aproximadamente cheio (3,5 litros), a médio nível (1,5 litros) ou em nível de reabastecimento (menos de 0,75 litros); UNIDADES DE MEDIDAS INERCIAIS (IMUS) - Um módulo L3G4200 giroscópio de três eixos, dos quais serão utilizados apenas dois giroscópios para medição da arfagem e rolagem do veículo, a fim de exibi-los em seu painel. Devido ao problema de desvios na medição angular ao longo do tempo que sensores giroscópios sofrem, fez-se uso também de um módulo MMA7361 acelerômetro de três eixos e um algoritmo de filtro complementar, a fim de manter a correta medição dos sensores;
Figura 16- Diagrama elétrico do veículo
4.4.2 SENSORIAMENTO UNIDADE DE PROCESSAMENTO - O sensoriamento é controlado por dois microcontroladores ATmega328 (Plataforma Arduino UNO). Eles farão o tratamento do sinal dos sensores, demonstrando então os resultados no vários marcadores encontrados no painel do veículo. O microcontrolador também é responsável por salvar os dados aferidos em cartão de memória para futuras análises da equipe. O painel é disposto centralmente no veículo, para melhor visualização por parte do piloto;
SENSOR DE LUZ DE FREIO - É utilizado um sensor do tipo “cebolinha” (NA), ligado à luz de freio que se encon tra na parte traseira do carro.
ROTAÇÃO DO MOTOR - Fez-se uso de sensor indutivo, que é projetado para criar pulsos elétricos na presença de superfícies metálicas. Este é posicionado de forma a reagir à passagem de protuberâncias metálicas instaladas pela equipe no eixo do motor, e o sinal lógico gerado é interpretado pelo microcontrolador, e este por sua vez calcula as rotações por minuto e as exibe no tacômetro; VELOCÍMETRO - Semelhante ao tacômetro será utilizado sensor indutivo, mas posicionado ante o disco de freio traseiro, a fim de fazer a leitura dos furos de raio mais externos. Os sinais lógicos são enviados para interpretação
Figura 17- Diagrama eletrônico do veículo
#
I tem
Caract.
1 Bat. CB300 Fonte 2 Distribuidor Regulador 3 Luz de Freio Sinal 4 MAX31855 Temp. 5 ATmega328 CPU 6 ATmega328 CPU 7 L3G4200 & MMA7361 IMU 8 US1881 Combustivel 9 SD Gravação 10 LED Temperatura 11 LED Combustivel 12 RPM Indutivo 13 VELC. Indutivo 14-15 Servo Ângulo x 16 Servo RPM 17 Servo Velocidade Tabela 6- Lista de componentes eletrônicos
Volt. (V)
12 3,2-12 5 3,2 12 12 3,2 5 7 3,2 3,2 12 12 5 5 5
50:50 aproximadamente. Esta mudança relativamente pequena é devido à distância entre eixos do veículo ser maior, em relação ao histórico de competição. Com o cálculo do torque nas rodas e o torque necessário para travá-las através do disco de freio, foi possível obter a força que é aplicada no pedal para ser transmitida pelo sistema hidráulico, do qual são conhecidos os diâmetros dos pistões e dos êmbolos dianteiros e traseiro. Para o caso analisado, identificou-se a necessidade de aplicação de uma força de aproximadamente 640 N no pedal, o que é considerada razoável se levado em conta ser um caso critico de frenagem com travamento de rodas. DESIGN DO PEDAL - O pedal de freio foi feito a partir da relação de 4/1 calculada anteriormente. Assim, o sistema foi inicialmente idealizado com alumínio 6061 – T6 para manter padrões de leveza. Inicialmente, configurou-se duas geometrias do pedal de freio. Uma com duas chapas paralelas e outra com uma chapa como mostra a figura 18.
4.5 SISTEMA DE FREIO O mecanismo de freio utilizado tem como principal objetivo reduzir de forma progressiva a velocidade do veículo, possuindo capacidade de travamento das rodas. Para isso, optou-se freios a disco, sendo um conjunto pinça-disco para cada roda do eixo dianteiro (freio outboard) e um único sistema para o eixo traseiro (inboard). Além dos requisitos de segurança, a equipe também levou em conta diversas características desejadas pela equipe, tais como possibilidade de aquisição no mercado local, facilidade de manuseio e baixo custo de aquisição, o que levou a escolha do cilindro mestre do veículo VW Gol 94, composto por dois conjuntos de pistões, permitindo controle independente dos circuitos hidráulicos do eixo dianteiro e traseiro. Desta forma, em caso de falha em um dos circuitos, ainda haverá a possibilidade do piloto parar o veículo com segurança. O embulos das rodas dianteiras são do tipo simples (Honda Titan 150cc) e duplo embulo para pinça no eixo traseiro (Modelo Honda NXR 150cc). O cilindro mestre é conectado as pinças de freio através de tubulação composta de um tubo de cobre de 1/4 ’’ de diâmetro e extensões flexíveis do tipo Luciflex® (borracha envolvida de fios têxteis). Sendo utilizado do fluido DOT3 no qual possui temperatura capaz de suportar até 205° C, identificando-se que o sistema é capaz de resistir com segurança aos requerimentos do veículo.
4.5.1 SIMULAÇÃO Em posse das dimensões do sistema de freio adquirido, buscou-se validar se o esforço requerido pelo piloto estava dentro dos padrões de conforto, apesar de se tratar de uma condição crítica. Com base nos dados de modelagem computacional, foi identificado o peso do veículo, seu centro de gravidade e as distâncias relativas aos eixos dianteiro e traseiro. A distribuição estática do peso do veículo é de 45/55 para dianteira e traseira, mas ao considerar o carro submetido a uma desaceleração de 1g (-9,8 m/s²) a partir de uma velocidade de 50 Km/h, as cargas dinâmicas alteram-se para
Figura 18 - configurações iniciais do pedal de freio
Figura 19 – Simulações do pedal com vida de 160.000 ciclos e Fator de segurança de 3
Diversas simulações com elementos finitos foram feitas com as duas configurações aplicando-se uma força de aproximadamente 950N (carga baseada no acionamento do piloto sobre uma balança). A geometria do pedal foi variada para que um mínimo valor de massa fosse encontrado, agregando um coeficiente de segurança maior que 2 e uma vida útil mínima de 150.000 ciclos antes do escoamento/ruptura. A melhor geometria encontrada com esses parâmetros foi de 2 chapas com massa total de 62% menor que a chapa unitária, como mostra a figura 19.
o desenvolvimento da etapa preliminar do veículo, auxiliando decisivamente nas definições do projeto. Esperamos uma participação positiva na competição, sendo refletida no feedback tanto dos juízes quanto dos colegas competidores. Agradecemos à Deus, nossas famílias, à Universidade Estadual do Maranhão e à Comissão Técnica da SAE Brasil pela oportunidade que nos foi concedida de demonstrar nosso trabalho.
4.6 CARENAGEM E PINTURA O Poliestireno de alto impacto foi selecionado para emprego na carenagem do veículo por possuir características desejáveis, tais como fácil aquisição no mercado local, baixo custo e peso. Por ser maleável e possuir também boa estabilidade dimensional, também possibilita a moldagem na estrutura do veículo com um grande ganho estético. Fez-se então uso de tinta Laca Nitrocelulose, que possui secagem rápida ao ar, brilho e bom acabamento.
[1] ANTUNES, Izildo; Freire, Marcos A. C. Elementos de Máquinas. São Paulo: Editora Érica, 1997.
4.7 CUSTOS A determinação dos custos foi feita por cada Coordenação, o que facilitou a catalogação das peças. A metodologia de custos pré baseada na orientação da SAE para competição Formula SAE, onde são consideradas todas as peças que se encontram no veículo no momento da inspeção de segurança. Isto resultou em um custo total de aproximadamente R$ 20.500,00, que a equipe busca conseguir com os parceiros do projeto.
Gráfico 4 – Custos do protótipo Bajah I
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RESULTADOS E CONCLUSÕES
Através de um trabalho diferenciado das competições anteriores, a equipe buscou aplicar fielmente as metodologias de projeto propostas na literatura automotiva, a fim de cumprir com os requisitos mínimos da Competição Baja SAE 2014. O conceito do veículo, a seleção dos materiais, as considerações de projeto para cada etapa e subsistema foram descritos de maneira mais sucinta possível. O uso de softwares de modelagem 3D e análises aceleraram
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REFERENCIAS
[2] GILLESPIE, T. D. FUNDAMENTALS OF VEHICLE DYNAMICS, Warrendale, PA : Society of Automotive Engineers, c1992. [3] MILLIKEN, William F RACE CAR VEHICLE DYNAMICS; Warrendale: Society of Automotive Engineers, 1995 [4] OGATA, Katsuhiko. Engenharia de Controle Moderno; 5ed. 2010 [5] SHIGLEY, J. E; MISCHKE, Charles R.; BUDYNAS, Richard G. Projetos de Engenharia Mecânica. São Paulo: Bookman, 2005. [6] SMITH, C. Tune to win; Fallbrook, CA: Aero Publishers, 1978.
ANEXO
Fig1 – Matriz de decisão da suspensão dianteira
Fig2 – Matriz de decisão da suspensão traseira
Fig3 – Deslocamento vertical máximo no montante sob torção no eixo longitudinal do carro (21.3mm)
Fig4 – Momentos gerados nos elementos, devido torção d e 1000N (para verificação de rigidez torcional)
Figura 8 – Tensão máxima de 260 MPa para impacto lateral de 3.5g
Figura 5 – Tensão máxima sob flexão de 152,8 MPa
Figura 9 – Momentos nos tubos superiores devido impacto de capotamento Figura 6 – Tensão sob impacto superior de 12000 N com tensão máxima de 160 MPa
Figura 7 – Tensão sob impacto frontal na suspensão com tensão máxima de 230 MPa
Figura 10 – Deslocamento em frequência natural do chassi sob torção (25,94 Hz Modo Frequencia(Rad/s) Frequencia(Hz) Perídos(s) 1 163,03 25,947 0,03854 2 289,28 46,04 0,02172 3 293,94 46,781 0,021376 4 392,29 62,434 0,016017 5 453,04 72,104 0,013869 Tabela 1 – Frequências naturais do chassi sob torção
Figura 11 – Distribuição de tensão (com máxima de 80MPa) sobre a coroa de saída da transmissão secundária com torque de 550N.m
Figura 12 – Ciclo de vida da coroa de saída sob torque de 550N.m
Figura 14 – Força x deslocamento no olhal inferior da suspensão dianteira
Figura 15 – Resposta ao impulso das massas suspensas
Figura 16 – Resposta ao degrau das massas suspensas Figura 13 – Fator de segurança de 2.17 para impacto frontal e queda diagonal do carro
Figura 20 – Pressão do ar a 6 m/s e carro à 60 km/h na superfície do carro Figura 17 – Ensaio do olhal para suporte do pedal de freio (tensão máxima de 113 MPa no olhal)
Figura 21 – Vista simplificada do protótipo Bajah I Figura 18 – Distribuição de velocidade do ar a 28m/s
Figura 19 – Distribuição de pressão do ar à 28m/s (arrasto teórico máximo de 270N)
