UNIVERSIDADE DE PASSO FUNDO FACULDADE DE ENGENHARIA E ARQUITETURA ENGENHARIA MECÂNICA
PROJETO DE BARRA ESTABILIZADORA TRASEIRA PARA O VEÍCULO BAJA SAE
Aluno: Alessander Specht Schmitz Professor Orientador: Prof. Dr. Márcio Walber
DISCIPLINA TRABALHO FINAL DE GRADUAÇÃO I
Passo Fundo, novembro de 2013
PROJETO DE BARRA ESTABILIZADORA TRASEIRA PARA O VEÍCULO BAJA SAE por Alessander Specht Schmitz
Monografia apresentada ao curso de Engenharia Mecânica da Universidade de Passo Fundo como pré-requisito para a aprovação na disciplina Trabalho Final de Graduação I.
Orientador: Prof. Dr. Márcio Walber
Comissão de Avaliação: Prof. Dr.(Ms.) - FEAR / UPF Prof. Dr.(Ms.) - FEAR / UPF
Prof. Dr. Márcio Walber Prof. Dr. Charles Leonardo Israel Coordenação Trabalho Final de Graduação I
Passo Fundo, novembro de 2013
RESUMO O projeto Baja SAE é um programa estudantil da SAE Brasil, que promove uma competição onde desafia os estudantes de engenharia através da simulação de um caso real de desenvolvimento de um veículo off-road. Este trabalho tem como propósito projetar a barra estabilizadora traseira do Baja SAE, levando em consideração o regulamento imposto pela SAE Brasil e os conceitos automobilísticos. Com auxílio do método dos elementos finitos verifica-se a integridade do sistema, para não haver falha. Será realizado uma análise da dinâmica do carro, utilizando todos os parâmetros srcinais do protótipo atual para conseguir validá-lo no software CarSim Mechanical Simulation, e então acrescentar os novos dados da barra estabilizadora e estudar como o
carro se comporta dinamicamente. Busca-se melhorias no projeto da barra estabilizadora traseira de acordo com a dinâmica do veículo, deixando-o máximo oversteer possível sem comprometer a capacidade de amortecimento do veículo e o
funcionamento dos demais sistemas. Palavras chave: barra estabilizadora; sistema de suspensão; Baja SAE.
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ÍNDICE 1 INTRODUÇÃO................................................................................................................... 1 1.1 Objetivos ............................................................................................................................ 1 1.1.1 Objetivo geral ................................................................................................................. 1 1.1.2 Objetivos específicos ...................................................................................................... 2
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA .......................................................................................... 3 2.1 O veículo Baja SAE ........................................................................................................... 3 2.2 Pneu ................................................................................................................................... 4 2.2.1 Tração do pneu versus carregamento.............................................................................. 4 2.2.2 Aderência e escorregamento ........................................................................................... 6 2.2.3 Círculo de Kamm ............................................................................................................ 6 2.3 Conceitos de dinâmica veicular ......................................................................................... 7 2.4 Transferência de carga ....................................................................................................... 8 2.4.1 Transferência de carga longitudinal ................................................................................ 9 2.4.2 Transferência de carga lateral ......................................................................................... 9 2.5 Pino Mestre ...................................................................................................................... 11 2.6 Ângulo de Caster ............................................................................................................. 12 2.7 Camber ............................................................................................................................. 13 2.8 Fundamentos de direção .................................................................................................. 14 2.8.1 Geometria de Ackerman ............................................................................................... 14 2.8.2 Ângulo de Toe ............................................................................................................... 16
2.9 Suspensão do tipo duplo A .............................................................................................. 17 2.10 Centro de rolagem (Roll Center).................................................................................... 18 2.11 Barra estabilizadora ....................................................................................................... 21 2.11.1 Mecanismo da barra estabilizadora............................................................................. 21 2.11.2 Efeitos das barras estabilizadoras ............................................................................... 22 2.11.3 Equacionamento da barra estabilizadora .................................................................... 23 iii
2.11.4 Material e geometria da barra estabilizadora .............................................................. 26 2.12 Mancais de deslizamento ............................................................................................... 27 2.13 Fundamentos dos métodos dos elementos finitos (MEF) .............................................. 29 2.14 Síntese do capítulo ......................................................................................................... 31
3 DESENVOLVIMENTO ................................................................................................... 32 3.1 Material e geometria da barra estabilizadora ................................................................... 32 3.2 Cálculo da força exercida na extremidade do braço ........................................................ 33 3.3 Cálculo do ângulo de torção ............................................................................................ 33 3.4 Material e geometria do mancal....................................................................................... 35 3.5 Mecanismo de ligação ..................................................................................................... 35 3.6 Anteprojeto ...................................................................................................................... 37
4 RESULTADOS E DISCUSSÕES.................................................................................... 38 5 CONCLUSÃO ................................................................................................................... 40 6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS............................................................................41
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LISTA DE FIGURAS Figura 2.1 – Croqui do veículo Baja SAE da UPF ..................................................................... 3 Figura 2.2 – Conjunto da suspensão traseira atual ..................................................................... 4 Figura 2.3 – Força lateral versus carregamento.......................................................................... 5 Figura 2.4 – Coeficiente de atrito (aderência) versus percentual de escorregamento, em alguns tipos de pista em variadas condições .................................................................................. 6 Figura 2.5 – Círculo de Kamm, mostrando o veículo acelerando enquanto vira a direita ......... 7 Figura 2.6 – Comportamento dinâmico dos carros .................................................................... 8 Figura 2.7 – Eixos de referência do carro................................................................................... 9 Figura 2.8 – Transferência de carga lateral .............................................................................. 10 Figura 2.9 – Carregamento dos pneus em uma curva............................................................... 11 Figura 2.10 – Ângulo de pino mestre com projeções do Scrub positivo e negativo ................ 12 Figura 2.11 – Configuração de Caster negativo e positivo na roda dianteira de um carro....... 13 Figura 2.12 – Ângulo de Camber positivo e negativo .............................................................. 13 Figura 2.13 – Configuração da Geometria de Ackerman ......................................................... 14 Figura 2.14 – Mecanismo de esterçamento trapezoidal ........................................................... 15 Figura 2.15 – Configuração de toe-in e toe-out. ....................................................................... 16 Figura 2.16 – Suspensão do tipo duplo A................................................................................. 17 Figura 2.17 – Posição do centro de rolagem ............................................................................ 18 Figura 2.18 – Centro de rolagem variável ................................................................................ 19 Figura 2.19 – Eixo de Rolagem ................................................................................................ 19 Figura 2.20 – Variação de Camber ao rolar o veículo .............................................................. 20 Figura 2.21 – A ção da barra estabilizadora na curva ............................................................... 21 Figura 2.22 – Mecanismo da barra estabilizadora .................................................................... 22 Figura 2.23 – Tipos de barras estabilizadoras .......................................................................... 22 Figura 2.24 – Esquema básico de uma barra estabilizadora..................................................... 23 Figura 2.25 – Corte de um mancal de deslizamento ................................................................ 27 Figura 2.26 – Detalhes das buchas ........................................................................................... 28 Figura 2.27 – Deslocamento de um elemento mola ................................................................. 30 Figura 2.28 – Graus de liberdade de uma viga com um nó em cada extremidade ................... 31 Figura 3.1 – Ângulo de torção inicial ....................................................................................... 34 v
Figura 3.2 – Ângulo de torção final .......................................................................................... 34 Figura 3.3 – Croqui do mancal da barra estabilizadora ............................................................ 35 Figura 3.4 – Dimensões do terminal rotular Aurora HXAB-4T .............................................. 36 Figura 3.5 – Anteprojeto da barra estabilizadora ..................................................................... 37 Figura 4.1 – Barra estabilizadora instalada no veículo Baja SAE ............................................ 38
vi
LISTA DE TABELAS Tabela 2.1 - Vantagens e desvantagens da suspensão Dupla A ............................................... 17 Tabela 2.2 - Coeficiente de trabalho do material (k) ................................................................24 Tabela 3.1 - Valores das variáveis estipuladas ......................................................................... 32 Tabela 3.2 - Especificações do uniball Aurora HXAB-4T ...................................................... 37
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LISTA DE SÍMBOLOS
Kg
Quilograma
CVT
Transmissão continuamente variável
CG
Centro de gravidade
g
Gravidade
m
Metros
s
Segundos
CGh
Altura do centro de gravidade
P
Massa total do carro
Tp
Transferência de carga longitudinal
g’s
Força centrífuga
T
Bitola do carro
i
Ângulo interno da roda
o
Ângulo externo da roda
L
Entre eixos
R1
Raio de curvatura
CIR
Centro instantâneo de rotação da roda
KPa
Quilopascal
HRC
Rockwell C
SAE
Society of Automotive Engineers
Mt
Momento torsor
P
b
Força exercida na extremidade do braço Distância do braço
Mr
Momento resistente
k
Coeficiente de trabalho do material viii
r
Raio da seção circular
d
Diâmetro da seção
lp
Momento polar de inércia
4
Diâmetro externo do tubo
4
Diâmetro interno do tubo
d2 d1
Ângulo de torção
G
Módulo de elasticidade transversal do material
L
Comprimento de trabalho da barra
f
Força atuante dos nós
K
Matriz rigidez
u
Deslocamento dos nós
N
newton
°C
Graus Celsius
MPa mm
Megapascal Milímetros
ix
1
1 INTRODUÇÃO A maioria dos veículos de competição seguem tendências dinâmicas oversteer, pelas vantagens de pilotagem que essa caraterística oferece. Sendo possível retomar o controle do automóvel numa possível saída de curva ou diminuir o raio de curvatura quando se faz o carro esterçar. O veículo Baja SAE por ser um carro de competição off-road, é desenvolvido para ser extremamente oversteer, onde tais características são indispensáveis para executar todas as provas dinâmicas que o veículo é submetido na competição realizada pela SAE Brasil, Sociedade de Engenheiros da Mobilidade. Para fabricar o veículo Baja SAE, é necessário respeitar o regulamento imposto pela SAE Brasil, que diz ser padrão o motor utilizado em sua competição, bem como reduzir drasticamente o número de peças de todos os sistemas do carro. Levando em consideração que todos os carros tenham a mesmas potência, é indispensável ter um carro leve e uma boa transmissão para poder transferir essa potência para as rodas. O papel da suspensão em absorver os impactos e minimizar os esforços sobre o carro também é fundamental para a durabilidade dos componentes, desempenho do carro e comodidade do piloto. Contudo, o comportamento dinâmico do veículo é indispensável e essencial para desenvolver uma performance elevada. Nesse comportamento entra a barra estabilizadora traseira, pois com ela pode elevar o nível oversteer do carro, aumentando a rigidez traseira fazendo com que os pneus traseiros saturem antes. Logo, o Baja SAE irá sair mais de traseira diminuindo o raio de curva, podendo também baixar a frequência dos amortecedores. Fazendo com que ajude a superar os obstáculos e adversidades impostas pela competição.
1.1
Objetivos
1.1.1 Objetivo geral Desenvolver o projeto, análise de integridade e análise dinâmica da barra estabilizadora traseira para o veículo Baja SAE da Universidade de Passo Fundo, respeitando o regulamento imposto pela SAE Brasil.
2
1.1.2 Objetivos específicos
Revisão bibliográfica sobre pneu, dinâmica veicular, transferência de carga, eixo de rolagem, suspensão, direção e barra estabilizadora;
Selecionar o material adequado para a barra estabilizadora;
Selecionar o tipo de mancal adequado para a barra estabilizadora;
Projetar e calcular o sistema da barra estabilizadora; Analisar a integridade do sistema pelo método de elementos finitos; Analisar dinamicamente o conjunto funcional do carro, com ênfase no sistema da barra estabilizadora.
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2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA Neste capítulo é apresentada a revisão da literatura sobre os assuntos necessários para realizar o projeto de uma barra estabilizadora.
2.1
O veículo Baja SAE O veículo Baja SAE, daqui por diante tratado somente como Baja, é construído por
alunos de engenharia, impulsionados pelo desafio proposto pela SAE Brasil, de projeto e construção de um veículo off-road de chassi tubular, para uma pessoa, seguindo as normas propostas no regulamento da competição. O atual Baja da equipe Mas Baja Tchê da Universidade de Passo Fundo, o qual irá fornecer parâmetros para o projeto da barra estabilizadora, tem aproximadamente 157 Kg, suspensões do tipo duplo A, transmissão por CVT com caixa de redução e características oversteer. O croqui do veículo é apresentado na Figura 2.1.
Figura 2.1 – Croqui do veículo Baja SAE da UPF
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A atual suspensão traseira é do tipo duplo A, onde utiliza amortecedores da Fox Float R 17”,
tubos de Aço SAE 4130 para as bandejas, mangas de eixo e cubos de Alumínio 7075-
T6. A massa total não suspensa da suspensão traseira é de 10,8 Kg. Entretanto a atual suspensão traseira, demonstrada na Figura 2.2, não apresenta barra estabilizadora, o que é a proposta deste trabalho.
Figura 2.2 – Conjunto da suspensão traseira atual
2.2
Pneu Componente de alta importância para um automóvel. Sua função principal é estabelecer
a ligação entre o veículo e solo mantendo-o com estabilidade durante a dirigibilidade, sendo um dos componentes mais complexos do carro. Para simplificar o estudo de como o pneu trabalha, pode-se limitar a análise as suas características de entrada e saída, já que esses são os fatores mais importantes que afetam o seu comportamento [ADAMS, 1992].
2.2.1 Tração do pneu versus carregamento É necessário saber como o pneu traduz a entrada em saída para entender como um carro irá se comportar. Ou seja, precisa-se saber como as mudanças no carregamento vertical (entrada) afetam a tração (saída).
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A relação entre a entrada do pneu e as forças de saída é diferente para cada pneu, pois a relação muda dramaticamente com a mudança no carregamento vertical. Essa mudança na relação é a maior razão porque o estudo do comportamento de um carro é frequentemente confuso. A relação entre o carregamento vertical e a tração para qualquer pneu está continuamente mudando, a interação entre os dois irá seguir uma curva. Pneus diferentes irão ter curvas de performance com formatos e valores diferentes, mas todos terão uma curva que resulta em aumentos menores na tração a medida que aumenta o carregamento vertical, essa perda de tração relativa denomina-se perda de eficiência lateral do pneu. A quantidade de tração disponível de qualquer pneu é dependente de quanto peso está sobre ele. Quando o peso é aumentado, a tração também aumenta. Entretanto, é possível ver como a eficiência lateral do pneu diminui com o aumento do carregamento vertical [ADAMS, 1992]. Conforme demonstrado na Figura 2.3.
Figura 2.3 – Força lateral versus carregamento (Fonte: Milliken e Milliken, 1995)
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2.2.2 Aderência e escorregamento Nicolazzi (2008) comenta que, para que um pneu possa transmitir uma força longitudinal através da superfície de contato com a pista, como uma força de tração, é necessário que ocorra um certo movimento relativo entre pneu e pista, a velocidade tangencial do pneu tracionante é maior que a velocidade do próprio veículo. É exatamente devido a esses movimentos relativos, bem como a deformação da sua estrutura, que os pneus flexíveis conseguem transferir cargas muito maiores ao solo que os pneus rígidos e maciços. Logo, pode-se dizer que somente existe aderência com escorregamento. Conforme ilustrado na Figura 2.4.
Figura 2.4 – Coeficiente de atrito (aderência) versus percentual de escorregamento, em alguns tipos de pista em variadas condições (Fonte: Nicolazzi, 2008)
2.2.3 Círculo de Kamm Segundo Smith (1978), o círculo de Kamm também conhecido como círculo de tração, é baseado no fato que um pneu tem somente uma certa quantidade de tração em qualquer tempo. Essa quantidade total de tração é dependente do peso no pneu, das condições de pista, condições de tempo, etc. O círculo de Kamm mostra como essa quantidade total de tração é distribuída entre as forças laterais e as forças de aceleração e frenagem. Logo, a quantidade de força lateral disponível para um pneu irá ser diminuída por qualquer quantidade de tração total também usada para aceleração ou frenagem.
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O círculo de tração mostra que qualquer pneu tem somente uma quantidade de tração, essa quantidade de tração pode ser apontada em qualquer direção, mas se qualquer dela for usada para aceleração ou frenagem, menos estará disponível nas curvas. Como representado na Figura 2.5.
Figura 2.5 – Círculo de Kamm, mostrando o veículo acelerando enquanto vira a direita (Fonte: Smith, 1978)
2.3
Conceitos de dinâmica veicular Segundo Adams (1992), existem três principais fatores que definem um carro
dinamicamente, posição do CG, magnitude do CG e momento polar de inércia. Cada carro pode seguir tendências dinâmicas ao fazer curvas. Nos carros particulares de rua, é mais comum encontrar carros com tendências understeer, pois não precisam de experientes motoristas para dirigí-los. O veículo é understeer quando ele faz uma curva com a frente do carro em direção à parte de fora da curva, ou seja, a dianteira do carro acaba derrapando e o piloto não tem nenhuma ação, o carro vai continuar tangenciando a curva de modo a escapar para fora dela. As características oversteer são encontradas nos carros esportivos e de competição, necessitam de pilotos experientes, pois ao curvar a traseira do carro derrapa e é necessário o piloto dar contra volante para ele continuar tangenciando a curva. Entretanto, essa
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característica dinâmica é utilizada em competições por ter a opção do piloto corrigir o carro, pois quando ele sai de traseira a frente do carro aponta para o centro da curva diferente do understeer, o que faz o carro diminuir o raio de curvatura e conseguir efetuar a curva sem sair
fora da pista. A terceira característica dinâmica é a neutral steer que é evitada por todos os pilotos e projetistas de carros, pois é quando o carro está entre ser oversteer e understeer. Logo, o carro pode sair tanto de dianteira quanto de traseira, e o piloto não consegue prever a reação do carro, sendo mais perigoso e menos eficiente. Na Figura 2.6 está demonstrando o comportamento dinâmico dos carros understeer e oversteer.
Figura 2.6 – Comportamento dinâmico dos carros (Fonte: www.mytrackschedule.com, 2013)
2.4
Transferência de carga Conforme Adams (1992), a distribuição de peso de um carro é determinada por quanto
peso está em cada pneu. Esses pesos mudam por causa da transferência de carga, essa
9
mudança no carregamento é o resultado das forças agindo sobre o carro. Na Figura 2.7 é indicado os eixos de referência do carro.
Figura 2.7 – Eixos de referência do carro (Fonte: Jazar, 2008)
2.4.1 Transferência de carga longitudinal Rios (1998), explica que quando se acelera o carro, a sua frente levanta porque a parte do peso dianteiro é transferido para a traseira do carro. Essa transferência de peso se nota muito em carros com a suspensão suave, acontecendo tanto na aceleração quanto na frenagem. A magnitude desta transferência de carga, tanto em aceleração quanto em frenagem, está relacionada com o valor de aceleração gravitacional expresso em (g), onde 1 (g) é igual a 9,81m/s², na altura do centro de gravidade do carro(CGh) dado em relação ao solo, na distância de entre eixos do carro expressa em (De), onde (P) representa a massa total do carro. A transferência de carga longitudinal (Tp) é representada pela Equação 2.1. Tp
g
P CGh De
(2.1)
2.4.2 Transferência de carga lateral Conforme Nicolazzi (2008) comenta, a transferência de carga da roda interna para a roda externa da curva é proveniente de quatro influências distintas:
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1. Momento no eixo considerado, devido a força centrífuga das massas suspensas. 2. Momento devido à parcela dessa força centrífuga agindo no centro de rolamento do eixo. 3. Momento devido ao estabilizador existente no eixo. 4. Momento devido à força centrífuga das massas não suspensas desse eixo. Rios (1998) afirma também, que a magnitude da transferência de carga lateral é diretamente proporcional a força centrífuga, e inversamente proporcional a bitola do carro. Entretanto, a transferência de carga lateral é influenciada também por outros fatores, tensão das molas, configuração das barras estabilizadoras, a altura do centro de rolamento. Essa transferência não é igual para os eixos dianteiros e traseiros, cada um tem as suas características. Adams (1992), quando o carro começa a esterçar, o carregamento vertical dos pneus começará a mudar. Por causa da força centrífuga, o peso será transferido dos pneus internos para os pneus externos (Figura 2.8). Essa mudança do carregamento pode ser comprovada com a Equação 2.2 de transferência de carga lateral.
Figura 2.8 – Transferência de carga lateral (Fonte: Tende, 2013)
Tl
g ' s P CGh g T
(2.2)
11
Onde: g’s= Força centrífuga;
T= Bitola do carro.
Gillespie (1992) diz, que ao curvar as rodas externas geram mais força, sendo que quem comanda ou tem a maior influência na curva são as rodas externas. Podendo ser comprovado nos círculos de aderência mostrados na Figura 2.9.
Figura 2.9 – Carregamento dos pneus em uma curva (Fonte: Tende, 2013)
2.5
Pino Mestre Para Gillespie (1992), o pino mestre também é conhecido como Kingpin e é definido
em alguns casos pela articulação inferior e a articulação superior ou rolamento nas torres do amortecedor. Na maioria das aplicações este eixo possui uma inclinação, convergente para o centro do veículo, que é chamada inclinação do pino mestre. Normalmente verificam-se valores de 10° à 15° para carros de passeio, para o Baja não é diferente disso. A intersecção do eixo do pino mestre com o solo é chamado de Scrub e é considerada positiva quando é interior ao centro da intersecção do solo com a roda. A variação de Scrub também resulta na alteração da sensibilidade do motorista em relação à estrada, como também a redução dos esforços de esterçamento em decorrência do efeito de rolamento do pneu que substitui o efeito
12
de arraste que resulta em maiores esforços. Na Figura 2.10 está ilustrado o ângulo de Pino Mestre com o Scrub positivo e negativo.
Figura 2.10 – Ângulo de pino mestre com projeções do Scrub positivo e negativo (Fonte: Nicolazzi, 2008)
2.6
Ângulo de Caster Conforme Gillespie (1992), o eixo de esterçamento quando inclinado no plano
longitudinal do veículo tem o ângulo resultante desta inclinação chamado de Caster. Este é considerado como positivo quando sua intersecção com o solo determina um ponto à frente do centro de contato do pneu dianteiro. Normalmente nos Bajas verificam-se ângulos de Caster de 0° à -15° que podem sofrer variações com a deflexão da suspensão. Fernandes (2005) explica, que a característica do Caster positivo melhora a estabilidade direcional, desde que a linha de centro do pino mestre passe através da superfície da pista à frente da linha de centro da roda, no veículo Baja é utilizado Caster positivo. Portanto verifica-se a posição do pino mestre à frente da força de resistência de rolagem do pneu. O efeito de alinhamento da roda conforma a trajetória imposta pode ser verificado para o Caster negativo, utilizado nas rodas de carrinho de supermercado. A Figura 2.11 ilustra o Caster negativo e positivo na dianteira de um veículo.
13
Figura 2.11 – Configuração de Caster negativo e positivo na roda dianteira de um carro (Fonte: Jazar, 2008)
2.7
Camber Nicolazzi (2008), Camber é a inclinação do plano da roda em relação a uma vertical que
passa pelo centro da superfície de contato pneu/pista. Uma cambagem positiva é favorável devido à leve convexidade das pistas. Logo, os pneus rodam mais perpendiculares à pista, diminuindo seu desgaste. Por outro lado, para que não haja redução da capacidade de absorção de forças laterais em curvas, o Camber deve ter o menor valor possível. Na Figura 2.12 é demonstrado o ângulo de Camber positivo e negativo.
Figura 2.12 – Ângulo de Camber positivo e negativo (Fonte: Jazar, 2008)
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Na suspensão independente, é usual a cambagem negativa para melhorar a absorção de forças laterais, no Baja é cambagem negativa. Uma desvantagem da suspensão independente é que, em curvas, as rodas inclinam juntamente com a carroceria, ou seja, a roda externa tende a ficar com um Camber positivo acentuado. Como essa roda é a mais carregada, uma diminuição de sua capacidade de absorção de forças laterais não é favorável. Esse problema pode ser minimizado no projeto da suspensão, de tal forma que quando a roda suba em relação à carroceria a cambagem vá se tornando negativa progressivamente. Em veículos Baja essa correção de cambagem pode chegar até 10° negativos.
2.8
Fundamentos de direção
2.8.1 Geometria de Ackerman De acordo com Gillespie (1992), as translações laterais transmitidas pelos mecanismos da direção através de barramentos às rodas dianteiras possuem uma importante característica geométrica. A geometria cinemática deste sistema de barras não é um paralelogramo que produz ângulos de esterçamento iguais pra ambas as rodas, mas sim um trapezoide que mais se aproxima da Geometria de Ackerman, onde a roda interna tem um maior ângulo de esterçamento que a externa, conforme a Figura 2.13.
Figura 2.13 – Configuração da Geometria de Ackerman (Fonte: Jazar, 2008)
15
O cálculo dos ângulos interno e externo atendendo a Geometria de Ackerman podem ser aproximados conforme a Equação 2.3 e a Equação 2.4. o
(2.3)
L
arctan
R1
T
2
(2.4)
L
i
arctan R 1
T 2
Onde: i
= Ângulo interno da roda;
o =
Ângulo externo da roda;
L=
Entre eixos;
R1 =
Raio de curvatura;
T
= Bitola do carro.
A perfeita Geometria de Ackerman é dificilmente atendida com o projeto da geometria da suspensão, mas é aproximada através do conceito de trapezoide, conforme a Figura 2.14.
Figura 2.14 – Mecanismo de esterçamento trapezoidal (Fonte: Jazar, 2008)
O grau de atendimento da Geometria de Ackerman no veículo tem pouca influência no comportamento direcional para altas velocidades, mas tem influência na auto centralização em
manobras
em
baixa
velocidades.
Com
o
atendimento
da
Geometria
de Ackerman, também se verifica a progressividade do torque de resistência em função do ângulo de esterçamento.
16
Vale salientar que quando o raio de curvatura diminui as tendências oversteer do carro aumentam a baixas velocidades.
2.8.2
Ângulo de Toe O ângulo de Toe refere-se ao ângulo entre o eixo longitudinal do veículo e as linhas do
plano central das rodas. O termo Toe pode ser encontrado como convergência. O valor da convergência é positivo quando os planos médios das rodas se encontram na frente do veículo, e por isso chamamos de geometria convergente ou toe-in. No caso contrário, a geometria é chamada de divergente ou toe-out e apresenta valores negativos [ALMEIDA, 2012]. A Figura 2.15 ilustra os dois tipos de Toe.
Figura 2.15 – Configuração de toe-in e toe-out. (Fonte: Jazar, 2008)
Como as rodas externas da curva são sempre as mais carregadas e regem o maior percentual da trajetória da curva, quando se utiliza uma configuração de toe-in o carro acaba ficando mais oversteer, pois o raio de curvatura é diminuído, pelo fato de já haver uma préinclinação na roda externa da curva.
17
2.9
Suspensão do tipo duplo A Segundo Almeida (2012), esta suspensão é conhecida mundialmente como Double
wishbone ou Double A arm. Sua principal característica é a presença de dois braços ou
bandejas, um superior e outro inferior que geralmente tem um formato triangular, apresentada na Figura 2.16.
Figura 2.16 – Suspensão do tipo duplo A (Fonte: Jazar, 2008)
Atualmente, esta suspensão é amplamente utilizada em carros de alto desempenho por possibilitar um ajuste refinado de características importantes relacionadas com a cinemática do trabalho de suspensão, como por exemplo, o ângulo de Camber e o ângulo de Caster. Na Tabela 2.1 são apresentadas as principais vantagens e desvantagens deste sistema de suspensão. Tabela 2.1 - Vantagens e desvantagens da suspensão Dupla A
Vantagens Desvantagens Controle mais preciso do ângulo de Camber Necessidade de muito espaço para instalação Possibilidade de configuração oversteer ou Custo elevado em comparação com os outros understeer sistemas Pouca vibração transmitida à estrutura do Necessidade de um dimensionamento veículo criterioso para o correto funcionamento Elementos resistentes Redundância de elementos de ligação Curso útil alongado Pequena variação de bitola ao longo do curso Fonte: adaptada de Almeida, 2012.
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2.10 Centro de rolagem (Roll
Center)
Para Adams (1992), quando um carro faz uma curva ele irá rolar em direção ao lado de fora da curva, o que afeta adversamente seu comportamento. Isso é chamado de rolamento, e a quantidade que ele irá rolar é chamado de ângulo de rolamento. O centro de rolagem é a intersecção da linha de centro com a linha que liga o ponto de contato do pneu e o centro instantâneo de rotação da roda, demonstrado na Figura 2.17.
Figura 2.17 – Posição do centro de rolagem (Fonte: Monteiro, 2013)
A resistência contra o rolamento pode ser alcançada na dianteira, na traseira ou em ambas. Ao decidir o quanto de resistência contra o rolamento existe na dianteira ou na traseira, pode-se controlar as características understeer ou oversteer do veículo. Logo, a altura do centro de rolagem em relação ao solo também afeta a dinâmica, principalmente na transferência de carga na curva. Quanto maior for essa atura, maior será a transferência de carga. Conforme Monteiro (2013), o Centro de rolagem pode variar quanto a sua altura seguindo a linha de centro, quando a suspensão é comprimida ou estendida, porque o CIR da roda varia. Ao curvar o centro de rolagem varia muito até mesmo saindo da linha de centro. Essa variação dificulta ainda mais o estudo da inclinação da massa suspensa e do efeito da transferência de carga na roda. Podendo gerar efeitos totalmente indesejáveis, como capotamento e transferência de carga excessiva, que faz com que o pneu atinja seu ponto de saturação e diminui a capacidade força lateral. Efeito ilustrado na Figura 2.18.
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Figura 2.18 – Centro de rolagem variável (Fonte: Monteiro, 2013)
O estudo da dinâmica lateral fica mais completo quando é feito um estudo do centro de rolagem dianteiro junto com o traseiro, que gera uma linha em torno da qual o veículo inteiro inclina, chamada de eixo de rolagem. Conforme a Figura 2.19 ilustra.
Figura 2.19 – Eixo de Rolagem (Fonte: Tende, 2013)
No Baja o centro de rolagem traseiro é bem alto, gerando uma transferência de carga que faz a traseira derrapar na curva. Enquanto que na frente o ponto é baixo, ou seja, facilita a inclinação da massa suspensa. A combinação desses dois pontos é uma reta inclinada para
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frente do veículo, a falta de inclinação na traseira compensa a inclinação excessiva na frente, e a excessiva inclinação na frente melhora a transferência de carga na traseira. Adams (1992), quando um carro rola, os pneus mudam o ângulo de Camber com a superfície da pista (Figura 2.20). Desde que o pneu desenvolve sua máxima tração quando ele roda perpendicular à pista, esse ângulo positivo de Camber resulta em menos força centrífuga. Um ângulo menor de Camber positivo, portanto o carro irá fazer curvas mais rápido se o ângulo de rolamento for mantido pequeno.
Figura 2.20 – Variação de Camber ao rolar o veículo (Fonte: Adams, 1992)
Pode-se compensar essa perda de Camber ao ajustar o carro com um Camber estático negativo, que é a quantidade de Camber negativo com o carro parado. Ao fazer isso, ajuda a manter o pneu dianteiro externo perpendicular à pista, mesmo que haja rolamento excessivo na carroceria. Quanto maior é a força lateral maior será o ângulo de rolamento. Contudo, quanto mais rápido o veículo curvar, maiores serão as forças laterais, e portanto, maiores ângulos de rolamento. Isso significa que carros que fazem curvas mais rápido irão necessitar mais dureza de rolamento para controlar o ângulo de rolamento. A altura do centro de gravidade mais baixa irá resultar em menos ângulo de rolamento, pois diminui a distância do CG até o centro de rolagem. Porém, a maioria dos carros já são tão baixos quanto é praticamente viável, portanto a mudança de altura do centro de gravidade não é sempre uma maneira possível de controle de ângulo de rolamento de um determinado carro. A maneira de controlar a mudança de Camber causada pelo rolamento da carroceria é limitar o ângulo de rolamento, mudando a dureza de rolamento da suspensão. Os dois meios mais comuns de controlar a dureza de rolamento em qualquer carro são através das molas e
21
das barras estabilizadoras. No entanto, aumentando o coeficiente das molas pode também mudar outros aspectos dinâmicos no comportamento do carro.
2.11 Barra estabilizadora De acordo com Adams (1992), a melhor maneira de aumentar ou diminuir a resistência ao rolamento em um veículo é colocando uma barra estabilizadora ou aumentando a eficiência das barras instaladas. Podendo ser chamadas algumas vezes de barras anti-rolamento ou ainda anti-roll bar. Quando um carro está rolando, uma roda estará em cima em compressão e a
outra roda estará mergulhando. Como ilustrado na Figura 2.21.
Figura 2.21 – Ação da barra estabilizadora na curva (Fonte: Nicolazzi, 2008)
2.11.1 Mecanismo da barra estabilizadora Na Figura 2.22 é apresentado todo o mecanismo da barra anti-rolamento, onde na sua extremidade é fixada na massa não suspensa do veículo, podendo ser na manga de eixo ou na própria balança da suspensão, presas por pivôs ou uniballs quando em carros de competição. Passando pelos mancais e buchas fixas no chassi do veículo, com o objetivo de fazer com que a barra estabilizadora trabalhe somente com torção pura. Podendo ser instalada em qualquer tipo de suspensão, tanto na dianteira quanto na traseira. É um mecanismo muito simples e leve se levar em consideração os benefícios trazidos na dinâmica do veículo.
22
Figura 2.22 – Mecanismo da barra estabilizadora (Fonte: www.howacarworks.com, 2013)
2.11.2 Efeitos das barras estabilizadoras Segundo Nicolazzi (2008), o tipo de estabilizador mais difundido é o da barra de torção, unindo os braços transversais da suspensão, fazendo aumentar a constante de mola do eixo e reduzindo o ângulo de rolamento da carroceria. São encontrados dois tipos de barras estabilizadoras em formas de U como demonstrado na Figura 2.23 (a), e em formas de Z apresentada na Figura 2.23 (b).
(a) Tipo U
(b) Tipo Z
Figura 2.23 – Tipos de barras estabilizadoras (Fonte: Nicolazzi, 2008)
Os estabilizadores em U Figura 2.23 (a), ocasionam um aumento da transferência de carga entre as rodas do eixo, quando em curva, já que sua ação consiste em comprimir a roda
23
externa e levantar a interna. Limitando o ângulo de rolamento do carro usando sua resistência torsional para resistir o movimento de subida de uma roda e de descida da outra. Quanto mais dura a barra, mais resistência a torção da carroceria ela pode prever. Uma vez que as forças que fazem o carro rolar são absorvidas pela barra estabilizadora, e essas forças são alimentadas através dos braços inferiores de controle, o carregamento no pneu externo irá aumentar a medida que as barras se torcem. Quando aplicado na suspensão traseira, ocasiona uma maior saída de traseira, logo, torna o veículo mais oversteer Os estabilizadores em Z Figura 2.23 (b), ao contrário, ocasionam uma diminuição da transferência de carga entre as rodas de um mesmo eixo. Aumentando o ângulo de rolamento do veículo o que o torna mais understeer quando empregado na suspensão traseira.
2.11.3 Equacionamento da barra estabilizadora Conforme Nicolazzi (2008), a constante de mola de um estabilizador é calculada como de uma barra de torção, sendo o comprimento efetivo a metade do comprimento da barra, já que, em relação à roda, a seção central da barra funciona como se estivesse engastada, pois não gira. De acordo com Rios (1998), a torção da barra implica em uma deformação de suas fibras metálicas de trabalho no seu eixo longitudinal e através de um determinado comprimento, conforme a Figura 2.24 apresenta.
Figura 2.24 – Esquema básico de uma barra estabilizadora (Fonte: Rios, 1998)
24
Para calcular o momento torsor da barra estabilizadora temos a Equação 2.5. Mt
(2.5)
P b
Onde: Mt = P=
b
Momento torsor;
Força exercida na extremidade do braço;
= Distância do braço.
A barra oferecerá a esse momento uma resistência equivalente, um momento de resistência da seção, nesse casso circular. Conforme a Equação 2.6. Mr
Mt
(2.6)
P b
k
k
Onde: Mr = k
Momento resistente;
= Modo de cisalhamento do material.
Sendo
k
o modo de cisalhamento do material, correspondente ao aço que está se
utilizando. Na Tabela 2.2 são apresentados os materiais mais comuns. Tabela 2.2 – Módulo de cisalhamento do material (k)
Tipo de material Aço laminado a frio Aço inoxidável Aço carbono, tratado termicamente Titânio
Módulo de cisalhamento 79.290 KPa 73.085 KPa (75.842 à 82.050) KPa (39.990 à 42.745) KPa Fonte: adaptada de Milliken e Milliken, 1995.
Pode-se expressar esse momento resistente levando em conta o momento polar de inércia da barra. Demonstrado na Equação 2.7 Mr
Onde: r
= Raio da seção circular;
d
= Diâmetro da seção;
lp r
2
lp d
lp = Momento polar de inércia.
Igualando as duas Equações 2.6 e 2.7, teremos a Equação 2.8.
(2.7)
25
P b k
2
Mt
(2.8)
lp d
Onde o momento polar de inércia de uma barra é dada pela Equação 2.9 e de um tubo pela Equação 2.10.
lp
lp
(2.9)
d4
32
( d 24
(2.10)
d14 )
32
Onde: 4
d2
4
d1
= Diâmetro externo do tubo; = Diâmetro interno do tubo.
Substituindo na Equação 2.8, obtemos a Equação 2.11 para barra e a Equação 2.12 para tubo. P b k
2
2
P b
32
(2.11)
d4 d
4
k
(d 2
4
d1)
(2.12)
32 d
Com as Equações 2.11 e 2.12, pode-se isolar a variável que se pretende encontrar, sendo ela a força exercida na extremidade do braço (P), distância do braço (b), diâmetros do tubo (d1) e (d2) ou os momentos torsor e resistente (Mt) e (Mr) respectivamente.
Quando o automóvel rola a sua carroceria ao fazer a curva, gera um ângulo de deformação na barra estabilizadora, este é chamado de ângulo de torção e pode ser expresso pela Equação 2.13 quando a barra estabilizadora for feita de barra maciça, e quando for feita de tubo a Equação 2.14.
P b L G d4
32
180
32 P b L 180 G (d 24 d14 )
(2.13)
(2.14)
26
Onde:
= Ângulo de torção;
G
= Módulo de elasticidade transversal do material;
L
= Comprimento de trabalho da barra.
Pode-se descobrir o ângulo de torção por métodos gráficos, pois o deslocamento das suspensão é conhecido. Contudo, pode-se isolar o comprimento de trabalho da barra (L), para descobrir a largura da barra estabilizadora, conforme demonstrado na Equação 2.15 e Equação 2.16 para barras e para tubos respectivamente. L
L
G
(2.15)
G d4 P b 180 32
P b
( d 24
4
d1
)
(2.16)
180 32
Segundo Adams (1992), a dureza de uma barra estabilizadora aumenta rapidamente com o aumento do seu diâmetro. A dureza é função do diâmetro na 4 ª potência.
Quanto menor a distância do braço (b) maior será a ação da barra estabilizadora, logo, irá dificultar o rolamento da carroceria e aumentar a transferência de carga para a roda externa da curva.
2.11.4 Material e geometria da barra estabilizadora
Conforme Smith (1978), a parte interna da barra estabilizadora não contribui em praticamente nada do seu funcionamento, tanto em análises de torsões quanto em análises práticas se determinou que não havia nenhuma razão estrutural para não utilizar tubos de paredes finas, sendo que a massa total do conjunto estabilizador irá diminuir. Segundo teste e ensaios realizados por Smith (1978), sugere-se o uso do material de Aço SAE 4130 tratado termicamente, para elevar o seu limite de escoamento e afim de reduzir a falha por fadiga. A dureza superficial sugerida é de (34 à 38) HRC onde
27
deverá ser tratado termicamente pendurado na vertical dentro do forno para minimizar as distorções. Não se deve fazer furos no meio das barras para deixá-las mais macias, nem soldar os batentes ao longo da barra para ela não se deslocar para os lados, pois esses dois casos acabam ocorrendo bastante e são erros clássicos de possíveis quebras ou falhas da barra estabilizadora.
2.12 Mancais de deslizamento Conforme Salles (20xx), os mancais de deslizamento são muito encontrados em máquinas onde um eixo qualquer sofre forças e o mancal serve de aparo e de guia para esse eixo. Nos mancais de fricção quando uma das superfícies móveis é um eixo e o deslizamento é executado considerando-se o movimento relativo de rotação entre o eixo e o mancal. Esses mancais são utilizados em equipamentos de baixa rotação, porque a baixa velocidade evita superaquecimento dos componentes expostos ao atrito. Como demonstrado na Figura 2.25.
Figura 2.25 – Corte de um mancal de deslizamento (Fonte: www.offset3blog.wordpress.com, 2013)
As buchas são, em geral, corpos cilíndricos ocos que envolvem os eixos permitindolhes uma melhor rotação. Ilustrado na Figura 2.26.
28
Figura 2.26 – Detalhes das buchas (Fonte: www.offset3blog.wordpress.com, 2013)
Para a confecção da bucha utilizam-se diversos materiais, dos quais destacam-se em ordem de emprego os seguintes materiais: 1. Metal patente: são ligas fundamentalmente a base de Estanho (89%), Antimônio (8%), Cobre (3%). Este metal é muito utilizado. 2. Ligas binárias de Cobre e Chumbo (20 à 40% de Chumbo): A boa resistência a fadiga indica o seu uso em mancais que trabalham em condições severas. 3. Bronzes: Três são os principais tipos de bronzes: Bronze a base de Estanho;
Bronze a base de Chumbo;
Bronze de alta resistência.
4. Alumínio: Suas ligas resistem bem a corrosão produzida pela acidez do lubrificante. São muito usados em mancais de motores de explosão, alguns compressores, equipamentos aeronáuticos. 5. Prata: Mancais com prata são muito usados em aeronaves e motores diesel. São camadas (0,001 à 0,005 in) de prata depositadas internamente em mancais de aço. 6. Ferro fundido: São raramente usados. 7. Grafite: é misturado com cobre, bronze, e plásticos, obtendo assim, uma maior diminuição do coeficiente de fricção. 8. Plásticos: Muito utilizados em máquinas de indústrias têxteis, alimentícias, com produtos corrosivos, oxigênio líquido.
29
2.13 Fundamentos dos métodos dos elementos finitos (MEF) Conforme Azevedo e Farage (2011), o método dos elementos finitos não considera porções infinitesimais do material. Em situações em que é impossível uma solução exata pela complexidade do sistema sob análise, emprega-se o método dos elementos finitos para análise do problema. Consiste basicamente na divisão do meio contínuo em diversos elementos de massa finita. Para cada elemento, calcula-se as deformações, tensões e deslocamentos como se ele fosse um sistema isolado. As condições de contorno destes cálculos são estipuladas pelos elementos vizinhos, de forma que os deslocamentos calculados nos vértices dos elementos (nós) devem ser compatíveis (levando em consideração o erro máximo estipulado para as aproximações) àqueles do elemento vizinho que compartilha daquele vértice. O método dos elementos finitos consiste, então, em um método de iteração no qual se procura alcançar um resultado no qual as respostas de cada elemento do sistema sejam compatíveis àquelas dos elementos vizinhos. Segundo Alves (2011), os elementos do espaço discretizado são denominados elementos finitos. Os vértices destes elementos são denominados nós. O cálculo deste método se dá basicamente sobre os nós. Ao simular um carregamento em uma estrutura por elementos, primeiramente é necessário criar uma malha (conjunto de elementos finitos que abrange toda a estrutura sob análise). O carregamento informado ao software será então dividido em diversas forças atuantes sobre os nós e calcula-se deslocamentos de cada nó da malha através da matriz rigidez conforme a Equação 2.17, de modo que se tenha um resultado final para toda a estrutura. f
K u
(2.17)
Onde: f = Força atuante dos nós; K= u
Matriz rigidez;
= Deslocamento dos nós.
A matriz rigidez é função do material e da geometria, corresponde ao parâmetro mais importante para o cálculo por elementos finitos. Quanto mais graus de liberdade a estrutura sob análise apresentar, maior será a matriz, sendo esta sempre quadrada. Entende-se por graus de liberdade as diversas possibilidades de deslocamentos apresentados para determinada
30
estrutura. Se analisarmos uma mola, por exemplo, como um elemento apenas e com dois nós, um em cada extremidade da mola, cujas possibilidades de deslocamento se refletem apenas nas distensão e compressão dela, temos dois graus de liberdade, conforme mostrado na Figura 2.27.
Figura 2.27 – Deslocamento de um elemento mola (Fonte: Alves, 2011)
A matriz rigidez de um elemento de mola será, então, uma matriz quadrada 2x2. Representada na Equação 2.18. K11
[K ]
K 21
K12
K K 22 K
K K
(2.18)
Sendo ( K ) a constante de rigidez da mola sob questão. Interpretando a matriz de rigidez, o elemento (Kij) representa a força necessária a ser aplicada ao nó ( i ) da estrutura que irá gerar um deslocamento unitário no nó ( j ) da mesma, estando todos os outros nós da estrutura bloqueados, com deslocamento nulo. Desta forma, pela matriz de rigidez ilustrada na Equação 4, observa-se que o elemento (K11) corresponde à constante de rigidez da mola ( K ), ou seja, quando aplicada uma força de intensidade ( K ) no nó 1 do elemento sob análise, este apresentará um deslocamento unitário considerarmos todos os outros nos bloqueados, no caso, se considerarmos o nó 2 com deslocamento nulo. O número de linhas e colunas da matriz rigidez é igual ao número de graus de liberdade que a estrutura sob análise apresentar. Para uma viga no espaço com um nó em cada extremidade, cada nó pode deslocar no espaço de 6 formas diferentes, 3 rotações e 3 translações. A matriz rigidez para tal estrutura será 12x12. A Figura 2.28 ilustra os 12 graus de liberdade.
31
Figura 2.28 – Graus de liberdade de uma viga com um nó em cada extremidade (Fonte: Alves, 2011)
Segundo Azevedo e Farage (2011), o conceito do método dos elementos finitos surgiu da ideia de que, entendendo-se as partes pode-se compreender o todo. Mas ao se dividir uma estrutura continua em diversos elementos finitos, cria-se um sistema de equações estática para cada elemento cujas condições de contorno são as resoluções destas mesmas equações para o elemento vizinho. Desta forma, gera-se um grande sistema de equações que justifica o esforço computacional intenso para obtenção de um bom resultado em análises por elementos finitos. A determinação destes parâmetros se trata de um balanço custo-benefício, de acordo com o quão acurado deseja-se obter os resultados e da capacidade de processamento de que se dispõem para obtê-los.
2.14 Síntese do capítulo Neste capítulo abordaram-se diversos sistemas necessários para o entendimento da dinâmica de um veículo, onde foi demonstrado temas de extrema importância para o funcionamento da barra estabilizadora quando utilizada no Baja, seu emprego depende de praticamente todos os sistemas do veículo, levando em consideração que a barra afeta diretamente a transferência de carga e o centro de rolamento do carro, o que influencia drasticamente nas características dinâmica de um veículo. No próximo capítulo será abordado o desenvolvimento do equacionamento e tomadas de decisões para o projeto de barra estabilizadora.
32
3 DESENVOLVIMENTO Baseado nos capítulos anteriores deste trabalho, foi desenvolvido o equacionamento e seleção dos componentes para a elaboração do projeto de barra estabilizadora traseira para o veículo Baja SAE. Visa-se utilizar as configurações tanto de geometria quanto de materiais ideais para as condições que o Baja será utilizado, neste caso as mais severas possíveis. Com isto foi levado em conta também o menor número de componentes possíveis e maior facilidade de manutenção mantendo a eficiência do sistema.
3.1
Material e geometria da barra estabilizadora A geometria da barra estabilizadora selecionada para o Baja foi a de tipo U, pois quando
empregada na traseira do veículo seus efeitos são exatamente o que o Baja da Universidade de Passo Fundo precisa, aumento da transferência de carga para o lado de fora da curva e aumento da resistência ao rolamento da traseira do carro, dois fatores que irão contribuir para a antecipação da saturação dos pneus traseiros, logo, o carro irá sair mais de traseira ficando com uma característica ainda mais oversteer. O material selecionado para a barra estabilizadora (parte que sofre torção pura), é o Aço SAE 4130, onde normalizado a 870 °C possui um limite de escoamento de 460MPa, porém, irá ser tratado termicamente deixando a sua dureza entre (34 à 38) HRC. Como o Baja já dispõem desse material em tubos de 19,05mm de diâmetro e 1,2mm de espessura, utiliza-se esse para fins de cálculo e primeiros testes. De acordo com alguns ensaios e pesquisas foi estipulado valores para a distância do braço (b) e para o comprimento de trabalho da barra (L). Contudo, estipulou-se as variáveis para os cálculos da barra, conforme demonstrado na Tabela 3.1. Tabela 3.1 - Valores das variáveis estipuladas
Variáveis L
b = Distância do braço = Comprimento de trabalho da barra d2 = Diâmetro interno do tubo d2 = Diâmetro externo do tubo d = Diâmetro do tubo
Valores 60 mm 607,5 mm 17,85 mm 19,05 mm 19,05 mm
33
3.2
Cálculo da força exercida na extremidade do braço Com base na Equação 2.12, pode-se isolar a força exercida na extremidade do braço
(P), onde obtemos a Equação 3.1. P
k
2
b
( d 24
4
d1
(3.1)
)
32 d
Onde o módulo de cisalhamento (k) é utilizado de acordo com a Tabela 2.2, levando em conta que é um material temperado e de alto desempenho para o seu emprego. As demais variáveis são encontradas na Tabela 3.1. Resolução da Equação 3.1. 6 82 10 N
P
m²
4 4 17,85 m 4 2 19,05 1000 1000 425,09 N 19,05 60 m 32 m
1000
(3.1)
1000
Transformando esse resultado em quilogramas obtemos um valor aproximado de 43,33Kg, o que é um valor relativamente cabível sendo que a massa total do Baja é de 157 Kg e a maior parte dessa massa está na traseira onde se encontra o motor.
3.3
Cálculo do ângulo de torção Pode-se calcular o ângulo de torção por meio da Equação 2.14, onde utiliza-se a força
exercida na extremidade do braço (P) calculado pela Equação 3.1. O módulo de elasticidade transversal da barra (G), é obtido pelas características do material da barra. Resolução da Equação 2.14.
607,5 32 425,09 N 60 m m 1000 1000 9 75 10 N
m²
4 4 17,85 m 4 19,05 1000 1000
180
(2.14) 12,55
Pode-se calcular o ângulo de torção também, pelo método gráfico. Onde foi estipulado um curso médio da suspensão devido ao rolamento do carro, e feito um esboço no software SolidWorks com as dimensões exatas de funcionamento do carro.
34
Na Figura 3.1 é demonstrado o ângulo de torção inicial com a suspensão estendida, onde obteve-se uma inclinação de 29,50° com a vertical.
Figura 3.1 – Ângulo de torção inicial Na Figura 3.2 é ilustrado o ângulo de torção final depois da suspensão efetuar um curso de 60mm, que gerou uma inclinação de 16,68° com a vertical.
Figura 3.2 – Ângulo de torção final O resultado de 12,55° de ângulo de torção obtido pelo emprego da Equação 2.14, foi comprovado pelo método gráfico, pois fazendo a subtração dos ângulos de torção (inicial
35
menos final) obtém-se um ângulo de torção de 12,82°, o que é muito próximo do obtido por cálculos.
3.4
Material e geometria do mancal A geometria do mancal foi selecionada de maneira a deixar o sistema o mais rígido
possível eliminando qualquer tipo de folga, para a barra estabilizadora trabalhar somente com torção pura. Definiu-se que o mancal de deslizamento será de Alumínio 7075-T6 tanto a tampa quando a base, este mancal será fixado por dois parafusos M6 com porcas em uma chapa dobrada e soldada no próprio chassi do veículo, onde pode-se considerar esse conjunto rígido. Para fazer o deslizamento da barra optou-se por uma bucha de Bronze TM23 bipartida, essa bucha se ajusta ao diâmetro da barra anti-rolamento em quanto que fica encaixada no mancal, logo, facilita a sua manutenção e se necessária a sua troca, bastando frouxar dois parafusos. Na Figura 3.3 está ilustrado o croqui do projeto do mancal.
Figura 3.3 – Croqui do mancal da barra estabilizadora
3.5
Mecanismo de ligação A extremidade do braço (b) do conjunto da barra estabilizadora, precisa conectar-se de
alguma forma a massa não suspensa do veículo, nesse caso optou-se por soldar pontos de
36
fixação nas extremidades das bandejas de suspensão. Logo, se faz necessário uma barra de ligação que transmita o movimento até o braço (b), entretanto, como o carro tem uma correção de Cambagem nas rodas traseiras, o ponto de fixação soldado na extremidade da bandeja irá rotacionar fazendo com que uma bucha fixa na barra de ligação não supra as necessidades. Contudo, optou-se por colocar dois terminais rotulares em cada extremidade da barra de ligação, sendo um deles rosca esquerda e outro rosca direita, fazendo com que girando a barra para um lado dê aperto e para o outro frouxe. Sabe-se que uma das regulagens finas da barra estabilizadora é, quanto menor o ângulo de torção inicial com a vertical, menor será o efeito da barra anti-rolamento. O terminal rotular também conhecido como uniball, foi determinado através das suas características, onde o modelo escolhido foi o HXAB-4T da marca Aurora Bearing Company. Na Figura 3.4 é demonstrado as dimensões expressas em polegadas do uniball HXAB-4T.
Figura 3.4 – Dimensões do terminal rotular Aurora HXAB-4T (Fonte: Aurora Bearing Company, 2013)
Na Tabela 3.2 são demonstrados as demais características do modelo selecionado de terminal rotular.
37
Tabela 3.2 - Especificações do uniball Aurora HXAB-4T Material do Corpo do uniball Material do embuchamento do uniball Material da esfera do uniball Ângulo máximo de desalinhamento Capacidade máxima de carga estática radial Massa do uniball
Aço SAE 4340, tratado termicamente Aço SAE 4130, tratado termicamente Aço MAS 7440, tratado termicamente 23° 47.990 N 0,0545 Kg Fonte: adaptada de Aurora Bearing Company, 2013.
3.6
Anteprojeto Baseado nos conceitos automobilísticos de dinâmica veicular apresentados no capítulo
anterior e nas decisões tomadas, desenvolveu-se um anteprojeto da barra estabilizadora para a suspensão traseira do veículo Baja SAE, onde foi integralmente projetado no software SolidWorks 2013 e aplicado ao veículo MBT2012 da Equipe Mas Baja Tchê. As dimensões
do projeto eram restritas, pois a suspensão traseira do tipo duplo A não foi desenvolvida para receber tal barra. Logo, fez-se necessário utilizar algumas adequações de projeto para tornar a barra estabilizadora o mais eficiente possível. Conforme demonstrado na Figura 3.5.
Figura 3.5 – Anteprojeto da barra estabilizadora
38
4 RESULTADOS E DISCUSSÕES Após avaliação entre os sistemas de barra estabilizadora aplicados à veículos Baja SAE, pode-se perceber que o sistema de barra estabilizadora do tipo U é melhor empregado para esses carros, pois aumenta a transferência de carga e reduz a rolagem do carro quando se faz uma curva. Posteriormente ser desenvolvido o anteprojeto da barra estabilizadora, foi efetuado a sua produção e instalação no Baja da Equipe Mas Baja Tchê. Porém, a barra anti-rolamento encontrava-se sem tratamento térmico e com mancais somente em Alumínio 7075-T6. Como ilustrado na Figura 4.1.
Figura 4.1 – Barra estabilizadora instalada no veículo Baja SAE Nos testes dinâmicos práticos com o veículo, percebeu-se um aumento na saída de traseira do carro ao curvar, sendo que o carro passou de 2,9m de raio de curva mínimo para 2,4m, diminuindo consideravelmente devido somente a atuação da barra estabilizadora.
39
Contudo, o carro se tornou visivelmente mais oversteer, que de fato era a característica esperada, pelo aumento da transferência de carga e redução do rolamento do carro, fazendo com que o pneu externo da curva viesse a saturar antes. Entretanto, os mancais somente de alumínio por mais que facilitem a sua produção e redução de peças, optou-se para o projeto final utilizar buchas de Bronze TM23. Pois facilitase a manutenção e a troca dessas buchas, desta forma os mancais ficam mais rígidos evitando folgas e desgastes prematuros. Como a suspensão traseira não foi desenvolvida para receber a barra estabilizadora, precisou-se colocar 4 mancais para suportar a barra anti-rolamento, para o projeto final será viabilizado a possibilidade de utilizar somente 2 mancais, reduzindo assim a massa do conjunto e a quantidade de peças.
40
5 CONCLUSÃO Com o sistema da barra estabilizadora selecionado, visou-se utilizar materiais de excelentes propriedades mecânicas, um mecanismo de funcionamento com grande eficiência e que esteja adequado ao regulamento da SAE Brasil. Onde as expectativas do projeto sejam cumpridas, fazendo com que o veículo Baja SAE se torne ainda mais oversteer auxiliando nas provas dinâmicas da competição, sendo o projeto da barra estabilizadora de fácil manutenção e utilizando o menor número de componentes possível, garantindo assim, uma grande confiabilidade de projeto. No Trabalho Final de Graduação II (TFG II) será efetuado a análise dinâmica do veículo Baja SAE, onde serão inseridos todas as configurações do carro dentro do software CarSim Mechanical Simulation, afim de validar o modelo computacional com o protótipo construído
do Baja. Será feito iterações de configurações para a barra estabilizadora analisando-a dinamicamente, optando pela que se mostrar mais eficiente, realiza-se então um comparativo do veículo sem a barra e com a barra estabilizadora. Feito isso, efetua-se o modelamento de todos os conjuntos da barra estabilizadora com o auxílio do software SolidWorks, para serem realizados os cálculos de validação da integridade do sistema pelo método dos elementos finitos.
41
6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ADAMS, H. Chassis Engineering. USA. 1992. ALMEIDA, D. A. Dimensionamento Cinemático e Dinâmico de Suspensão Duplo A. Brasil: Trabalho de Conclusão de Curso apresentado à Faculdade de Tecnologia da Universidade de Brasília para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico. 2012. ALVES, A. F. Elementos Finitos a base da Tecnologia CAE . 5. ed. 4. imp. – São Paulo: Editora Érica, 2011. AZEVEDO, D. B.; FARAGE, V. F. Análise Estática de uma Estrutura de Reboque Leve
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Automotores de Rodas. Brasil: Publicação interna do GRANTE
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