Protótipo Tuffão Baja 2012 – Relatório de Projeto

André Sinésio, Bráulio Teixeira, Camila Araújo, David Penna, Diogo Machado, Fernanda Félix, Frederico Ramos, Italo Tomaz, Jessica Hiller, José Vitor Knauer, Matheus Bastos, Pablo Andrade,

Pedro Ivo Magalhães, Pedro Rozina, Philipe Cassé, Ramon Machado, Ricardo Marinho, Victor Fonseca e Vítor Moraes

UFF – Universidade Federal Fluminense – Departamento de Engenharia Mecânica

Juan Manuel PardalUFF – Universidade Federal Fluminense

Professor Orientador

Copyright © 2010 Society of Automotive Engineers, Inc

RESUMO

O presente relatório descreve o projeto de um protótipo recreativo, fora-de-estrada (off-road), monoposto e robusto. A elaboração deste documento tem como principal objetivo apresentar de forma clara e organizada as considerações realizadas com base no conhecimento de engenharia de seus projetistas, como também no meio ambiente externo para o qual o protótipo é oferecido de maneira fictícia.

A Equipe Tuffão dedica estas páginas a apresentar dados referentes à idealização, concepção, dimensionamento, análises, simulações, fabricação, montagem e testes do projeto por ela desenvolvido. A Equipe é representante da Escola de Engenharia da Universidade Federal Fluminense (UFF-Niterói) na XVII COMPETIÇÃO BAJA SAE BRASIL.

INTRODUÇÃO

Tomando por base as disposições fixadas pelo Regulamento elaborado pelo Comitê BAJA SAE BRASIL para a temporada de 2012 (RBSB) [1], e visando a aplicação da experiência consolidada nos projetos elaborados ao longo das treze participações consecutivas na Competição, a Equipe Tuffão desenvolveu o aperfeiçoamento de seus protótipos anteriores. O protótipo 2012 baseou-se no aperfeiçoamento do protótipo 2011,

portanto possui as mesmas características, e teve início com a quantificação dos objetivos para o protótipo 2012: 1) aumentar o ângulo de ataque do veículo; 2) melhorar o conforto do operador; 3) melhorar a dinâmica lateral; 4) aumentar a vida em fadiga dos componentes sujeitos a carregamentos flutuantes; 5) reduzir ao máximo a distância de frenagem; 6) aumentar o desempenho do protótipo em curtas distâncias;

PLANEJAMENTO

O planejamento do projeto Tuffão 2012 é baseado na obra de Ulrich & Eppinger, feito com o auxílio da ferramenta MS Project, baseado em cronogramas e gráficos de Gantt, e a equipe é subdividida segundo o organograma abaixo:

CHASSI

O chassi tem por objetivo sustentar e integrar os demais sistemas do veículo de maneira eficiente enquanto protege o operador. Sua modelagem computacional foi realizada segundo o RBSB, tendo como objetivos a segurança do operador, manter os ângulos ergonômicos e o aumento do ângulo de ataque, ambos em relação ao protótipo 2011, obtendo como massa um valor menor ou igual ao chassi do protótipo anterior (35,7kg).

Material e Massa

Para fabricação da estrutura foram utilizados tubos de aço carbono com composição química enquadrada na norma SAE 1020. A escolha desta norma se

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deve ao resultado satisfatório obtido nas análises de segurança executadas durante o projeto computacional, a fatores econômicos e a disponibilidade no mercado. A fim de realizar uma comparação de custos, definiu-se como principais concorrentes os tubos de composição química enquadrada na norma SAE 4130, uma vez que estes possuem maior resistência específica possibilitando uma redução na massa do veículo, como pode ser visto abaixo.

MaterialTensão de

EscoamentoMassa Total

Custo Total (R$/m)

SAE1020 350 MPa 37,07 kg 176,62

SAE4130 460 MPa 31,51 kg 1058,67

Tabela 1. Comparação entre SAE 1020 e SAE 4130

Porém, uma considerável disparidade entre os custos pôde ser vista e levando em consideração que a redução da massa era baixa para o aumento do custo, foi então adotada a norma SAE 1020 por ser um tubo comercial facilmente encontrado. A solução estudada para a redução da massa do chassi foi a escolha de três offsets diferentes, sendo eles tubos de perfis redonds de dimensões 1 ¼” x 1.9mm e 1” x 1.2mm e perfil quadrado de dimensões 30x30x1.2mm, representados na figura 1 em verde, amarelo e azul respectivamente. Através dessa alternativa, o chassi do protótipo 2012 foi concluído com massa final de 29,4kg.

Figura 1. Discriminação dos tubos

Ergonomia

Em um veículo fora-de-estrada, conforto se torna um diferencial, uma vez que todas as atenções são voltadas para o sistema de suspensão e direção.

Durante a modelagem 3D do chassi utilizou-se um boneco para simular um operador de 1,80m de altura.

O boneco foi posicionado segundo ângulos de conforto adquiridos com base na obra de Peacock e Karwowski [3], então o cockpit foi projetado para envolvê-lo de maneira segura e confortável respeitando o RBSB e com base no projeto do protótipo 2011, como pode ser visto na figura 2.

Figura2

Segurança

Para garantir a segurança do operador do veículo, realizou-se no chassi uma série de análises por elementos finitos utilizando-se o software Solidworks® para simular colisão frontal, traseira, lateral e torção. Para simular uma colisão frontal, fixou-se a traseira do chassi e aplicou-se na dianteira uma força equivalente a uma desaceleração com valor numérico igual a três vezes a aceleração da gravidade (g) multiplicada pela massa total do protótipo. Nesta simulação obteve-se um Fator de Segurança (FS) com o valor mínimo de 2,17. Na simulação de colisão traseira, o mesmo método foi utilizado, mas desta vez a dianteira do chassi foi restringida e a mesma força foi aplicada na traseira, obtendo-se um FS de 1,48. Para simular a colisão lateral fixou-se uma das laterais do cockpit e aplicou-se a força resultante de um impacto de 3g, assim como nas colisões frontal e traseira, na outra lateral próximo da posição onde o operador se encontra. Para essa simulação obteve-se um FS de 2,15. Na simulação de torção restringiu-se a dianteira do chassi e aplicou-se um binário de forças nos pontos da traseira onde os amortecedores seriam fixados. Obteve-se para esta simulação um FS de 2,46. Os resultados das simulações podem ser vistos respectivamente nas figuras 1 a 5 do anexo II. Em todas as simulações o chassi mostrou-se resistente, garantindo a segurança de quem o opera.

Ângulo de Ataque

A grande mudança realizada no chassi do protótipo 2011 foi o aumento no ângulo de ataque, como podemos ver na figura 3. Entre as dificuldades encontradas pelo veículo na Competição Baja SAE Brasil – Etapa Sudeste, uma delas foi a incapacidade em transpor obstáculos de maneira adequada. Por diversas vezes a dianteira do chassi colidia com os obstáculos do terreno causando deformações que poderiam fragilizar a estrutura, desta forma, mudanças na geometria foram realizadas aumentando de X para Y o ângulo de ataque do carro.

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Figura3

SISTEMA DE DIREÇÃO

O Sistema de direção do protótipo foi projetado com o objetivo de se obter o menor raio de curvatura possível, dentro das limitações dimensionais do veículo e mantendo o máximo de aderência nos pneus.

Dadas as condições da pista nas provas suspension and traction onde se encontra raios de curvatura muito pequenos, através do estudo da mesma chegamos a um raio de curvatura de 2,5 m. Assim definimos o esterçamento da rodas do protótipo: 40,09° na roda interna e 26,22° na externa.

Então, iniciou-se o desenvolvimento computacional. Para este, foi utilizado o software Lotus Suspension Analysis. Com o auxílio do software foram estimados, analisados e otimizados os ângulos de direção, as distâncias entre o Tyre Contact Patch (TCP) e o eixo do King Pin, o Mechanical Trail e o King Pin Offset (KPO), e os ângulos de direção, caster e King Pin Inclination (KPI).

De acordo com Milliken [5], quanto maior forem os ângulos de caster e mechanical trail, maior será o torque de alinhamento nas rodas do veiculo, em contra partida, maior será a força necessária para esterçar as mesmas. Em carros que tem o caster relativamente alto, a KPI atenua o efeito da variação de ângulo de Camber com o esterçamento na roda exterior durante a curva[], assim há um melhor aproveitamento da aderência neste pneu, que devido à transferência de carga, é responsável pela maior parte da força lateral na curva. Outro ponto importante é garantir ao piloto um feedback do comportamento da direção e da aderência na dianteira. Isso é fornecido através de um aumento no mechanical trail, que torna a direção mais sensível às forças laterais em uma situação de curva, e do KPO, que aumenta a sensibilidade da direção em relação às forças de frenagem.

Tendo em vista esses fatores, chegamos a seguintes configuração, tabela 2, podendo ser visualizado nas figuras 3 e 4. Com esses valores conseguimos aumentar o torque de alinhamento não comprometendo o “feedback“ passado ao piloto.

Protótipo 2012

Caster (graus) 12,739KPI (graus) 11,000

Mechanical Trail (mm) 40,042

Kingpin Offset (mm) 28,824Tabela 1. Dados do sistema de direção

Figura 2 Vista lateral

Figura 3 Vista frontal

A geometria de Ackermann do protótipo foi otimizada tanto para curvas de pequeno raio (curvas de manobra), como para curvas de grande raio. No primeiro gênero de curvas, uma geometria de Ackerman com valores próximos a 100% garante uma boa aderência nos pneus dianteiros. Já nas curvas de grande raio, levou-se em consideração a influência direta do slip angle e da baixa aderência do terreno (considerando um ambiente fora de estrada), que, por sua vez, evitam uma completa utilização da geometria de Ackermann. Isto foi alcançado, conforme pode ser visto na figura 5 do anexo I, através do

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posicionamento da caixa de direção e dos pontos de fixação dos links de direção.

Na figura 4 do anexo I, vemos que, com um curso da caixa de direção de 28 mm, o protótipo alcança os ângulos de esterçamento necessários para a um raio de curvatura de 2,5 m. Dado o curso da caixa de direção, escolhemos uma caixa de direção do tipo pinhão-cremalheira com uma relação de 84,7 mm por volta, o que garantiu um curso angular do volante de 119,1° do ponto neutro ao batente, assim proporcionando uma maior agilidade ao operador, que não precisa retirar a mão do volante para realizar pequenos raios de curvatura. O conjunto também conta com um volante de 320 mm de diâmetro, que resulta em uma força máxima de 29,7 N durante o esterçamento da roda em uma manobra de baixa velocidade, como visto no gráfico [...].

SUSPENSÃO

O sistema de suspensão do protótipo foi concebido com os seguintes objetivos: garantir uma grande capacidade do veículo para transpor obstáculos, uma boa aderência durante as curvas e irregularidades do terreno, sem sacrificar o conforto do operador. Para iniciarmos o trabalho no dimensionamento do sistema, estimamos o posicionamento do cg do protótipo com base no protótipo anterior através de planilhas de cálculos, assim definimos as freqüências naturais da dianteira traseira. Após isto calculado a altura entre o centro de massa suspenso e o eixo de rolagem do chassi e em conjunto com a rigidez ao rolamento do protótipo. Chegamos assim a rigidez de rolagem de 4,53°/g e a uma aceleração lateral máxima de 1,36g antes da perda de estabilidade. Mas para condições normais de aderência consideramos que o protótipo alcance 0,85g de aceleração lateral devido ao coeficiente de atrito estático entre pneu e asfalto [].

Por optarmos por uma bitola traseira menor que a dianteira, para auxiliar nas manobras devido ao momento resistente gerado pelo eixo de transmissão traseiro que não utiliza diferencial, tivemos que utilizar um centro de rolagem da suspensão traseira menor que o da dianteira. Todo este dimensionamento foi feito de modo a alcançar uma maior transferência de carga no eixo traseiro, pois um comportamento sobre esterçante é o mais indicado para carro de competição off Road.

Mediante a essas definições e parâmetros iniciais de alcançamos os seguintes valores:

Parâmetros Iniciais Valores

Massa 255 Kg

Distribuição de Peso na Dianteira 45 %

Distribuição de Peso na Traseira 55 %

Altura do Centro de Gravidade 426 mm

Frequência Natural Dianteira 1,289 Hz

Frequência Natural Traseira 1,412 Hz

Aceleração Lateral 0,85 g

Tabela 2. Parâmetros Iniciais

Parâmetros Alcançados Valores

Percentual da Rigidez à Rolagem na Dianteira

37,1 %

Percentual da Rigidez à Rolagem na Traseira

62,9 %

Distância entre - eixos 1500 mm

Bitola Dianteira 1300 mm

Bitola Traseira 1200 mm

Altura do Centro de Rolagem Dianteira 234,8 mm

Altura do Centro de Rolagem Traseira 152,9 mm

Rolagem 3,85°

Tabela 3. Parâmetros Alcançados

Suspensão Dianteira

A partir de alguns parâmetros definidos acima, a Equipe optou por uma suspensão do tipo Double Wishbone com os amortecedores instalados nas bandejas inferiores. O conjunto conta com bandejas desiguais e convergentes em direção ao chassi, fornecendo um adequado controle da variação do ângulo de camber durante o curso do sistema, gráfico 1 do anexo III, Outro fator que influenciou a escolha deste tipo de suspensão foi a boa integração com o sistema de direção.

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Uma das principais funções da suspensão dianteira neste protótipo é receber impacto o inicial gerado por um obstáculo ou uma aterrissagem decorrente de um salto. Para minimizar a influência disto sobre a estrutura do protótipo, os eixos da bandeja foram concebidos com uma inclinação de 10° fornecendo um Pro-Dive de 28,95%, assim transferindo parte do impacto para os amortecedores. O que contribuiu também para o conforto do operador.

Suspensão Traseira

Na escolha do tipo de suspensão traseira do protótipo foram consideradas: Eixo rígido montada em um quadro elástico – que apresenta pontos fortes nos quesitos fabricação, custo e peso; e H-frame com camber link – que é melhor nos aspectos influenciam na dinâmica do veículo: curso, controle de parâmetros e altura livre do solo. Para realizarmos esta escolha fizemos uma tabela de escolha[ ] atribuindo pesos aos quesitos a serem julgados. Nesta tabela atribuímos maiores pesos aos quesitos que influenciam da dinâmica do protótipo, pois este foi desenvolvido para um uso esportivo. Assim chegamos a escolha da H-frame com camber link.

O Hframe e o camber Link posicionados de forma que convirjam em direção ao chassi, de modo similar à dianteira, de forma a garantir um bom controle do ângulo de camber durante a rolagem, gráfico 1 do anexo III.

Na suspensão traseira também houve um trabalho na geometria com o objetivo de melhorar o desempenho nas acelerações e nas frenagens. A melhoria durante as acelerações é decorrente da utilização de um Anti-Squad de 28,53 %, assim diminuindo a quantidade de energia (fornecida durante o processo de aceleração) utilizada no movimento da massa não-suspensa na direção longitudinal do protótipo. Para melhorar o desempenho nas frenagens a suspensão traseira apresenta um Anti-Lift de 29,14%, que atuando em conjunto com a dianteira e dada a nossa distribuição de frenagem gerou um pitch de 5,03° durante a máxima desaceleração em uma frenagem.

Componentes

Após o desenvolvimento da geometria no Lotus, a Equipe utilizou o software SolidWorks® para o projeto 3D dos componentes da suspensão. Estes concebidos com o objetivo de atender a resistência solicitada durante uma condução mais agressiva e conciliando um baixo custo e peso. As condições de contorno para os estudos de tensões foram dimensionados com o auxílio do Lotus, que realiza uma análise de esforços atuantes na suspensão provenientes tanto do próprio funcionamento do conjunto como também das forças externas. Os componentes críticos, manga de eixo e bandeja inferior, na dianteira, e o

H-frame, na traseira, receberam uma atenção maior durante as análises por serem os mais solicitados.

A bandeja inferior dianteira é de constituição tubular com aço SAE 1020 com o perfil 7/8”x1,9mm. Chegamos a essa configuração por meio da análise de tensões pelo método dos elementos finitos, em várias situações consideradas críticas, mas a que apresentou maiores tensões foi na simulação de salto, figura 1, anexo III, onde utilizamos uma força com valor de 3750N no pivô da manga de eixo. Assim alcançando um FS de 1,3.

TRANSMISSÃO

O Projeto de transmissão do protótipo Tuffão 2012 tem como objetivo buscar a melhor relação entre aceleração, velocidade final, custo e massa do protótipo tendo em vista as limitações de potência do motor do veículo. Baseando-se em protótipos anteriores iniciou-se o projeto atual com alguns testes e definindo-se como objetivo reduzir o tempo de aceleração em 30 metros para 3,5 segundos e a velocidade ao final de 100 metros como 55 km/h e uma capacidade trativa de XX kgf. Em seguida, foram analisados, massa, custo, desempenho e confiabilidade dos tipos de transmissão, variável e fixa, e seus componentes já existentes. Com isso o sistema de transmissão do protótipo Tuffão 2012 foi decididoda seguinte forma: três eixos, entre o primeiro (do motor) e o segundo eixo, a potência é transmitida por uma transmissão continuamente variável (CVT), entre o segundo e terceiro eixo uma redução fixa do tipo corrente, pinhão e coroa, e do terceiro eixo de transmissão para as rodas juntas homocinéticas, transmitem a energia.

A escolha da CVT foi dada avaliando-se dois principais tipos de transmissão veicular variável: a caixa de marchas e a transmissão continuamente variável (CVT). As vantagens: conforto do operador, custo, massa total, manutenção, desempenho e experiência anteriormente adquirida foram suficientes para descartar-se o uso de caixa de marchas.

Em seguida definiu-se o componente continuamente variável para o protótipo. Foram postas em comparações modelos de CVT’s da, Comet, Polaris, CV-Tech, e Gaged Engineering comparou-se a faixa de relações e a geometria dos acessórios de configuração no propósito de ser possível a fabricação dos mesmos e obter melhor adaptação ao veiculo. O modelo GX-9 da Gaged Engineering estava em vantagem e levantadas outras características como à massa do conjunto, inércia rotacional e manutenção este era superior ao modelo anteriormente usado pela equipe, e foi eleito o mais apropriado para o protótipo.

 Para a redução final, foram analisadas reduções por corrente ou por engrenagens. Pela inviabilidade de fabricar ou comprar uma caixa de redução por

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engrenagens. Portanto foi usado um conjunto de redução fixa tipo corrente, coroa e pinhão, duplos, ASA 35, com passo ¾ de polegada para uma melhor relação resistência-massa. O dimensionamento do mesmo foi contemplado com significativas reduções de massa e de inércia rotacional estudadas em FEAs com o software SolidWorks®.

Por fim, para transmitir a potência às rodas traseiras, utilizou-se o conjunto de homocinéticas dianteiras do ATV Suzuki Eiger 400 4x4. As mesmas foram escolhidas após ampla pesquisa envolvendo custos, massa total e confiabilidade. Por sua vez, os semi-eixos foram dimensionados especificamente para atender à demanda do projeto de suspensão traseira e são fabricados no aço SAE 4340.

Definida a concepção do conjunto de tração, a etapa seguinte consistiu na realização de ensaios em dinamômetro hidráulico de bancada, para determinação das curvas reais de torque e potência do motor. Tais ensaios foram realizados com o uso de dinamômetro hidráulico computadorizado, baseado em “straingage”, com freqüência de leitura de 200 Hz, para cada uma das variáveis medidas.

Os dados coletados foram processados para obtenção das equações das curvas correspondentes. A partir das equações, foi elaborada rotina de cálculo parametrizada, destinada à elaborar a superfície ideal de variação da relação de transmissão da CVT em função da rotação do motor e o torque resistente, bem como foi possível fazer a escolha adequada da relação de transmissão final fixa calculada em 5,923:1 variando-se o valor da mesma e verificando-se a mudança do comportamento das demais variáveis relacionadas com o desempenho (velocidade final e tempo de aceleração). Como o modelo é inteiramente parametrizado, todos os valores utilizados para as entradas de dados foram ajustados progressivamente, em função de resultados obtidos, anteriormente, a partir de testes de campo.

O dimensionamento dos eixos intermediários baseia-se nos estudos de Shigley [7], Faires [8], Moraes [9]. Como critério de resistência ao escoamento, foi adotada a Teoria da Tensão Octaédrica de Cisalhamento e como critério de resistência a carregamento flutuante, foi adotado o Diagrama de Goodman Modificado.

Entre os componentes integralmente criados pela Equipe Tuffão estão os eixos e a coroa de transmissão, estes foram analisados computacionalmente fazendo uso do software SolidWorks®. O segundo eixo de transmissão obteve um FS de 1,71 à torção e flexão simultaneamente para cargas estáticas, e um FS de 2,8 para carregamentos não monótonos. Já o terceiro eixo de transmissão obteve um FS de 1,41, e um FS de 3,9 para carregamentos não monótonos. Os valores baixos são devido aos cálculos dos

esforços já serem suficientemente ajustados a favor da segurança. Abaixo segue o resultado da análise do segundo eixo de transmissão.

No dimensionamento da coroa , esta apresentou um FS de 2,03 submetida à aplicação de torque a um quarto dos dentes, e o resultado deste estudo é exibido abaixo.

Numa fase subseqüente, o sistema de transmissão proposto foi montado no veículo do ano de 2010, para a realização de testes de aceleração e velocidade máxima. Para tanto, foi utilizado o sistema de aquisição de dados próprio do protótipo, o MyChron4, coletando dados de tempo decorrido, rotação do motor, relação de transmissão da CVT, velocidade instantânea e espaço percorrido.

Os dados obtidos foram de grande valia na determinação do desempenho ideal, tendo sido realizados testes com relações de transmissão distintas, e com diversos “sets” de calibração da CVT.

MOTOR

Conforme o Regulamento Baja SAE Brasil 2011, o motor é padrão e lacrado, com regime de rotações limitado a 3800 rpm para todas as equipes participantes da XVII COMPETIÇÃO BAJA SAE BRASIL, sendo, portanto proibidas alterações no mesmo.

A fim de garantir uma diminuição no centro de gravidade do protótipo optou-se por manter a base do motor e o assoalho do veículo coplanares. Caso o motor houvesse sido posicionado em altura semelhante à utilizada no último protótipo, o centro de gravidade da massa suspensa do Tuffão 2011, já com piloto, estaria a 637 mm do chão. Entretanto, com a nova disposição para o posicionamento do motor, temos tal centro de gravidade a 588 mm do chão, o que representa uma diminuição de 7,7% no mesmo. Além disso, a solução adotada permitiu que o ângulo de rolagem da carroceria fosse de 4,319º para 3,464º, uma redução de 18,8%. Conclui-se com isso que a solução adotada para o posicionamento do motor permite, entre outras melhorias dinâmicas, uma melhor distribuição do peso do veículo na realização de curvas.

SISTEMA DE FREIOS

O sistema de freios é, em termos de operação, um dos sistemas mais importantes. Ele deve ser capaz de controlar o movimento de rotação das quatro rodas, com o objetivo de desacelerar o veículo em movimento até a sua parada, no menor espaço possível. Os protótipos da Equipe Tuffão, no passado, demonstravam um grande torque de frenagem, apresentando um certo travamento prematuro das rodas, o que gerava uma distância de frenagem maior que a desejada(QUANTO?), além de exigir um esforço de

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aplicação no pedal de 33Kgf que se mostrou demaseadamente cansativo para 4 horas de uso.

No intuito de resolver tais inconvenientes, houve um redimensionamento do sistema com a intenção de proporcionar maior conforto e uma frenagem mais rápido ao piloto. Para tais objetivos a equipe adotou como meta uma distância de frenagem a 54Km/h de 21m, sendo esta a distância numa condição ótima de frenagem, e uma força de 20 Kgf considerada como a mais confortável para o protótipo segundo Peacock e Karwowski.

Foi elaborada uma rotina de cálculo parametrizada, para determinação da força de acionamento do pedal, torque de frenagem e pressões de contato do material de guarnição dos freios. Verificou-se ainda o balanceamento do sistema, ajustando-se a distribuição de torque de frenagem, entre os eixos dianteiro e traseiro.

O sistema de freios do protótipo 2012 atua diretamente nas duas rodas dianteiras e na traseira, através de uma pinça única, no terceiro eixo de transmissão, dessa forma, ele age nas duas rodas traseiras simultaneamente. Uma alteração importante no sistema de freios foi a fixação do disco traseiro junto a coroa de transmissão do carro, fazendo com que ele fique diretamente ligado à ela através de parafusos. Tal melhoria elimina a necessidade de fabricação de chavetas ou estrias que seriam unicamente utilizadas no disco e de seus respectivos rasgos, além de também evitar a fabricação do cubo de fixação do disco. É interessante explicitar também que o uso do disco de freio solidário à coroa elimina o esforço de torção no eixo gerado pela tração do conjunto transmissão e o torque contrário do sistema de freios. Os freios são acionados pelo pedal de freio, que ativa o sistema hidráulico do cilindro mestre duplo, o qual fornece força suficiente para as pastilhas frearem os seus respectivos discos.

O pedal

Através da bibliografia supracitada a equipe determinou tanto a força confortável exercida pelo operador, como uma força máxima, o curso do pedal foi calculado para oferecer uma rápida resposta e boa progressividade, com isso em mente, o pedal foi projetado visando uma relação de multiplicação de força da ordem de 1:5,5. O curso do pedal ficou estimado em aproximadamente 17 mm, através do cálculo mostrado na tabela X.Y. Para o sistema atuar na terra o pedal necessita de uma força de apenas 23 Kgf, porém para efeitos de análises consideramos um esforço de 50 Kgf, e obtivemos um fator de segurança superior à 1,6, gerando uma vida infinita em fadiga segundo o analisado no diagrama de goodman.

Além disso o pedal do protótipo Tuffão 2012 apresenta um sistema de regulagem de distâncias entre o pisante e o pé do piloto para garantir o conforto de qualquer piloto.

Cilindro mestre duplo

Durante a elaboração do projeto de freios a equipe se deparou com a decisão entre um cilindro mestre duplo e dois cilindros mestres simples, para suprir com os requerimentos básicos de segurança estabelecidos pelo regulamento[1]. Através da matriz de auxílio a escolha mostrada na tabela X.Y, é possível ver os critérios e as decisões tomadas pela equipe em tal quesito

Devido a impossibilidade da equipe em arcar com os custos do desenvolvimento e fabricação de um cilindro mestre feito pela própria, a equipe optou por usar o cilindro mestre fabricado pela Controil com 22,22mm de diâmetro em seu êmbolo, o mesmo utilizado pelo carro Vectra ano 1997/2001, e a partir do mesmo foram dimensionados demais componentes, tais como diâmetro de discos e relação de pedal. Como o cilindro apresenta somente duas saídas, a equipe optou por utilizar um T hidráulico na saída dianteira a fim de obter três saídas, uma para cada pinça do protótipo. O cilindro mestre foi posicionado na parte dianteira do carro, logo acima dos pedais, o que permite acionamento direto (mais confiável e obrigatório pelo regulamento [1]), melhor acesso para manutenção, e posicionamento bem acima do nível das pinças, facilitando a eliminação de ar do sistema.

Pinça e Disco

As pinças de freio escolhidas apresentam apenas um pistão de 30mm de diâmetro e são fabricadas pela Nissin para a moto Suzuki Burgmann 125. Este conjunto foi escolhido por ser leve, compacto, pela suadisponibilidade no mercado e por possuir uma ótima relação custo/benefício. Através de estudos dinâmicos chegamos aos diametros de disco de freio de 160 mm na dianteira (com os esforços atuantes mostrados na figura X.Y), que além de garantir uma frenagem confiável em qualquer terreno, permite a montagem do conjunto dentro da roda, e de 180 mm na traseira, proporcionando uma distância maior do solo e um momento de inércia 35% menor em relação ao disco de 245 mm do protótipo anterior, além de proporcionar um travamento menos

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precoce, diminuindo a distência de frenagem. Os esforços exercidos no disco de freio dianteiro são mostrados na figura X.Y.

Dados analisados

A tabela a seguir mostra um resumo dos dadoscoletados do protótipo:Dados Coletados e AnalisadosTorque em cada roda dianteira 228,3 N.mTorque no eixo traseiro 143,1 N.m

Pressão na dianteira 55,3 MPaPressão na traseira 30 Mpa

PNEUS E RODAS

Os pneus para o protótipo 2011 foram selecionados por possuírem um bom desempenho, contribuírem para o conforto e segurança, bem como por serem capazes de suportar esforços consideráveis quando o veículo é submetido à acelerações e frenagens, ao descrever curvas ou passar sobre ressaltos e depressões.

Os pneus escolhidos para a dianteira do carro são do modelo RaceRail da marca Pirelli, de dimensões 22x7-10. Estes, possuem perfil arredondado e respondem com exatidão aos comandos de direção sem distorções causadas por irregularidades da pista ao ultrapassar qualquer obstáculo. Dessa forma, garante-se sempre a mesma área de contato com o solo e, portanto, assegura-se uma boa aderência nas frenagens e ao descrever curvas. Para a traseira foram escolhidos os pneus Maxxis Maverick com dimensões 21x7-10, por proporcionarem maior tração, mesmo em quaisquer condições.

As rodas utilizadas são de alumínio estampado, fabricadas pela Douglas Wheels, com diâmetro de 10” e largura de 5”, especificação 3B+2N. Elas foram escolhidas por serem leves, fortes, rígidas, resistentes a danos ocasionais e, devido à sua simplicidade estética, menos custosas. Em relação ao peso das rodas de aço de mesmas dimensões, as utilizadas no protótipo possuem uma redução de cerca de 30%.

SISTEMA DE COMBUSTÍVEL

O sistema de alimentação de combustível para o motor é de simples construção, utilizando mangueiras de alimentação e respiro de segurança, válvula esfera de ¼ de volta, utilizada para interrupção de fluxo, e operando por gravidade, sem o uso de bomba de combustível. O sistema conta com filtro de combustível e o arranjo da mangueira de respiro, associado ao uso de válvula de retenção especial, impedem a ocorrência de vazamentos, em caso de capotamento.

ELETRÔNICA

Através das experiências profissionais adquiridas pela Equipe nos últimos anos, constatou-se que era imprescindível a adição ao protótipo de um sistema que forneça informações detalhadas sobre seu desempenho a fim de verificar se o mesmo comporta-se conforme o especificado no projeto computacional. Tais informações englobam desde a temperatura de trabalho do motor até sua aceleração lateral (registrada por meio de um acelerômetro). Por meio delas, é possível realizar um levantamento de dados relevantes para então analisá-los e, se necessário, efetuar ajustes visando à melhoria de desempenho.

Dentre os sistemas disponíveis no mercado, optou-se pelo MyChron4 da AiM Sports. Desenvolvido para karts, o mesmo pode ser utilizado em diversos veículos, como, por exemplo, os protótipos Baja SAE, mantendo sua funcionalidade. Ele possui sensores de temperatura, rpm, aceleração, velocidade, entre outros; um painel digital, onde as informações como temperatura do motor e rpm são exibidas; um data key, onde as informações provenientes dos sensores são armazenadas para depois serem descarregadas num computador e analisadas; e um E-box Extreme, módulo de expansão para acessórios extras, ou seja, para outros tipos de sensores. Sua alimentação é feita por meio de uma bateria comum de 9 volts, a qual fornece energia para todos os sistemas a ele acoplados. Além disso, o aparelho foi instalado no volante, o que garante um bom acompanhamento de dados do protótipo pelo piloto.

Para garantir a plena utilização do produto nas mais distintas condições de uso, a mesma está classificada dentro do índice de proteção IP65. Este índice, que está contido na NBR 6146 (referente à proteção de equipamentos elétricos por invólucros), garante que um ambiente repleto de poeira, ou a exposição a jatos d’água não impeçam o funcionamento correto do sistema.

GERENCIAMENTO DE CUSTOS

O projeto Tuffão 2011 contou com um planejamento rigoroso de custos. O mesmo iniciou-se com o estabelecimento do orçamento para a realização do

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projeto e para tal foram utilizados dados provenientes do gerenciamento de custos em projetos anteriores. Então partiu-se para a elaboração de estimativas a cerca do retorno que o projeto poderia ter em uma situação fictícia na qual uma empresa seria formada para gerir a produção do protótipo projetado pela Equipe.

Logo em seguida, tendo consciência de que o projeto segundo sua estimativa inicial era rentável, iniciou-se a compra dos materiais dos quais seria composto o protótipo Tuffão 2011. Com o fim do período de compras, foi possível reavaliar o orçamento inicial e com isso estabelecer estimativas definitivas a respeito do fluxo de caixa global da empresa responsável pela produção em grande escala do protótipo.

Para a fábrica fictícia, foram cotados valores de terrenos na cidade de Volta Redonda, como também custos relacionados ao ferramental, mão-de-obra e maquinário e demais custos de instalação e impostos. Além disso, foi utilizada uma estimativa de retorno pelo risco de mercado específico para a indústria automobilística a fim de garantir o correto funcionamento do método de avaliação de projetos pelo Valor Presente Líquido. Gráficos a respeito da análise de custos estão presentes no Anexo I.

CONCLUSÃO

Com o andamento do projeto computacional do chassi, pode-se constatar, rapidamente, que seria possível um aumento de xx% no ângulo de ataque do protótipo 2012, um aumento de xx graus da coluna de direção, uma redução da força para acionar o pedal de xx% com isso foi realizada uma melhora considerável no conforto de quem opera. Com as mudanças citadas no subsistema freio, a distância de frenagem foi reduzida para xx metros, o raio de curvatura do protótipo diminuiu para xx metros com uma rolagem de xx graus, e o tempo de aceleração nos primeiros trinta metros foi melhorado para xx segundos. Os objetivos traçados para o protótipo foram alcançados com a margem mostrada na tabela abaixo.

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

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Figura 4. Sistema de Aquisição de Dados