Artigo TFG II - Projeto de Barra Estabilizadora Traseira Para o Veículo Baja Sae

UNIVERSIDADE DE PASSO FUNDO – Engenharia Mecânica Disciplina MEC041 - Trabalho Final de Graduação II

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PROJETO DE BARRA ESTABILIZADORA TRASEIRA PARA O VEÍCULO BAJA SAE Autor 1 – Alessander Specht Schmitz [email protected] Autor 2 – Prof. Dr. Márcio Walber [email protected] Comissão Examinadora – Guilherme Reschke do Nascimento, Nilson Luiz Maziero 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 estabilizadora traseira do Baja SAE, SAE, levando em consideração consideração o regulamento regulamento imposto  pela SAE Brasil e os conceitos automobilísticos. Realizou-se uma análise da dinâmica do carro, utilizando todos os parâmetros originais do protótipo atual para conseguir validá-lo no  software CarSim Mechanical Simulation , então acrescentou-se os novos parâmetros da  barra estabilizadora e estudou-se como o carro se comporta dinamicamente. Buscou-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.

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 mesma 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 1

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

redução e características oversteer.  O croqui do veículo é apresentado na Figura 2.1.

Objetivos Gerais e Específicos

O objetivo geral é desenvolver o projeto e análise dinâmica da barra estabilizadora traseira  para o veículo Baja SAE da Universidade de Passo Fundo, respeitando o regulamento imposto  pela SAE Brasil. Já os objetivos específicos são os seguintes:

Figura 2.1 – Croqui do veículo Baja SAE da UPF

 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 dinamicamente o conjunto funcional do carro, com ênfase no sistema da  barra estabilizadora.

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 29,8 kg . Entretanto a atual suspensão traseira, demonstrada na Figura 2.2, não apresenta barra estabilizadora, o que é a proposta deste trabalho.

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

Figura 2.2 – Conjunto da suspensão traseira atual

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 157kg , suspensões do tipo duplo A, transmissão por CVT com caixa de

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, podese 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

2.2.1

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). A relação entre a entrada do pneu e as forças de saída é diferente para cada pneu, pois a relação muda drasticamente 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.

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 (µ) 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.

Figura 2.3 – Força lateral versus carregamento (Fonte: Adaptado de Milliken e Milliken, Milli ken, 1995)

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. 3

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 2.5 – Círculo de Kamm, mostrando o veículo acelerando enquanto vira a direita (Fonte: Adaptado de 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 (populares), é mais comum encontrar carros com tendências understeer,  pois não precisam de experientes motoristas para dirigi-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 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.

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 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 4

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

Figura 2.8 – Transferência de carga lateral (Fonte: Tende, 2013)

Tl  

(2.1)

 g ' s  P   CGh

(2.2)

 g   T 

 De

Onde:

2.4.2

 g’s= Força centrífuga; T= Bitola do carro.

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:

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.

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 5

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 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 2.11 – Configuração de Caster negativo e  positivo na roda dianteira de um carro carro (Fonte: Adaptado de Jazar, 2008)

2.7

Figura 2.10 – Ângulo de pino mestre com  projeções do Scrub positivo positivo e negativo (Fonte: Nicolazzi, 2008)

2.6

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.

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.

Figura 2.12 – Ângulo de Camber positivo e negativo (Fonte: Adaptado de Jazar, 2008)

 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. 6

2.8

Fundamentos de direção

2.8.1

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.

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 2.14 – Mecanismo de esterçamento trapezoidal (Fonte: Adaptado de Jazar, 2008)

Figura 2.13 – Configuração da Geometria de Ackerman (Fonte: Jazar, 2008)

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

  i

 arctan

 arctan

(2.3)

 L  R 1  T 

2

 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.

Vale salientar que quando o raio de curvatura diminui as tendências oversteer do carro aumentam a baixas velocidades. 2.8.2

(2.4)

 L

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.

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. 7

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.

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.

Tabela 2.1 - Vantagens e desvantagens da suspensão Dupla A Vantagens Desvantagens Controle mais preciso  Necessidade de muito do ângulo de Camber espaço para instalação Possibilidade de Custo elevado em configuração oversteer comparação com os ou understeer outros sistemas  Necessidade de um Pouca vibração dimensionamento transmitida à estrutura criterioso para o do veículo correto funcionamento Redundância de Elementos resistentes elementos de ligação Curso útil alongado Pequena variação de  bitola ao longo do curso Fonte: Adaptada de Almeida, 2012.

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 2.16 – Suspensão do tipo duplo A

Figura 2.17 – Posição do centro de rolagem

(Fonte: Adaptado de Jazar, 2008)

(Fonte: Adaptado de Monteiro, 2013)

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.

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. 8

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, sabendo que o mesmo é o encontro da extensão das linhas das bandejas com a parte inferior do pneu com o solo, conforme demonstrado na Figura 2.17. 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.

Figura 2.18 – Centro de rolagem variável

frente o ponto é baixo, ou seja, facilita a inclinação da massa suspensa. A combinação desses dois  pontos é uma reta inclinada para 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 em curvas

(Fonte: Adaptado de Monteiro, 2013)

(Fonte: Adaptado de Adams, 1992)

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.

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.

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

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. 9

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 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 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 2.22 – 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 Figura 2.21 – Ação da barra estabilizadora na curva

(b) Tipo Z

Figura 2.23 – Tipos de barras estabilizadoras (Fonte: Adaptado de Nicolazzi, 2008)

(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.

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 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 10

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.

 Mr  

 Mt  k 



 P  b

(2.6)

k 

Onde:  Mr = Momento resistente; k  = 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

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.

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. lp

 Mr  

r 



2  lp

(2.7)

d 

Onde:

Figura 2.24 – Esquema básico de uma barra estabilizadora (Fonte: Adaptado de Rios, 1998)

r  = Raio da seção circular; d = Diâmetro da seção; lp = Momento polar de inércia. Igualando as duas Equações 2.6 e 2.7, teremos a Equação 2.8.

Para calcular o momento torsor da barra estabilizadora temos a Equação 2.5.  Mt    P  b

 Mt  

 P  b k 



2  lp

(2.8)

d 

(2.5)

Onde:

Onde o momento polar de inércia de uma barra é dada pela Equação 2.9 e de um tubo pela Equação 2.10.

 Mt = Momento torsor;  P = Força exercida na extremidade do braço;

lp 

b = 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.

lp 

11

 

 

 d  4

(2.9)

32

 ( d 24  d 14 )

64

(2.10)

Onde:

(2.15)

 G     d  4  L   P   b  180  32  

d 2  = Diâmetro externo do tubo; d 1 = Diâmetro interno do tubo.

Substituindo na Equação 2.8, obtemos a Equação 2.11 para barra e a Equação 2.12 para tubo.

 L 

 

(2.16)

 G     ( d 24  d 14 )  P   b  180  64

2     d  4  32  d  k 

(2.11)

Segundo Adams (1992), a dureza de uma barra estabilizadora aumenta rapidamente com o aumento do seu diâmetro. A dureza é função do diâmetro na 4ª potência.

2     ( d 24  d 14 )  k  64  d 

(2.12)

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.

 P   b

 P  b

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 (d 1 ) e (d 2 ) ou os momentos torsor e resistente (Mt) e (Mr) respectivamente.

2.11.4 Material

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 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.

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.

 

 





32  P  b  L 180 G  d 4



(2.13)

 

64  P  b  L 180  4 4 G  ( d 2  d 1 )  

(2.14)

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.

e

geometria

da

barra

estabilizadora

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 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 12

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.

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.

2.13 Síntese do capítulo

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 permitindo-lhes uma melhor rotação. Ilustrado na Figura 2.26.

 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.

Figura 2.26 – Detalhes das buchas

3 DESENVOLVIMENTO

(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.

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, 13

aumento da transferência de carga para o lado externo 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 460 MPa,  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. testes. De acordo com análises de Bajas similares e testes empíricos, 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 e ilustrado na Figura 3.1. Tabela 3.1 - Valores das variáveis estipuladas Variáveis Valores b = Distância do braço

 L = Comprimento de trabalho da barra d 1 = Diâmetro interno do tubo d 2 = Diâmetro externo do tubo

d  = Diâmetro do tubo

60 mm 607,5 mm 16,65 mm 19,05 mm 19,05 mm

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. 

 P  

4

4



4 82  10 6  N  m ²  2         19 , 05 1000       17 ,85 1000    m        





19 , 05 60 1000 m  64  1000 m

 P   386 , 29 N 

Transformando esse resultado em quilogramas obtemos um valor aproximado de 39,38k  g, 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 2.12. O módulo de elasticidade transversal da barra (G), é obtido pelas características do material da  barra.  



64  425 , 09 N   60 1000 m  607 ,5 1000 m 

4

4



4 75  10 9  N  m ²     19 ,05 1000       17 ,85 1000    m        





180  



 

 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.  Na Figura 3.2 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 – Estrutura da barra estabilizadora com indicações das variáveis (Fonte: Adaptado de www.oponeo.co.uk, 2014)

3.2

Cálculo

da

força

exercida

na

extremidade do braço Figura 3.2 – Ângulo de torção inicial Com base na Equação 2.12, pode-se descobrir a força exercida na extremidade do braço (P). 14

 Na Figura 3.3 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 3.3 – 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 menos final) obtém-se um ângulo de torção de 12,82°, o que é muito próximo do obtido analiticamente.

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 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 3.4 está ilustrado o croqui do projeto do mancal.

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 optouse por soldar pontos de 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 possui 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 3.5 é demonstrado as dimensões expressas em polegadas do uniball HXAB-4T.

Figura 3.5 - 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. Tabela 3.2 - Especificações do uniball Aurora HXAB-4T Aço SAE 4340, Material do Corpo do tratado uniball termicamente Aço SAE 4130, Material do tratado embuchamento do uniball termicamente Aço MAS 7440, Material da esfera do tratado uniball termicamente

Figura 3.4– Croqui do mancal da barra estabilizadora 15

Ângulo máximo de desalinhamento Capacidade máxima de carga estática radial Massa do uniball

23°

3.7, onde o  Mockup encontra-se instalado no veículo.

47.990 N  0,0545 Kg 

Fonte: adaptada de Aurora Bearing Company, 2013.

3.6  Mockup 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 a ser empregado nestes veículos, pois aumenta a transferência de carga e reduz a rolagem do carro quando se faz uma curva. Baseado nos conceitos automobilísticos de dinâmica veicular apresentados neste capítulo 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 3.6.

Figura 3.6 - Mockup da barra estabilizadora

3.7

Teste dinâmico do Mockup

Com o anteprojeto da barra estabilizadora desenvolvido, foi produzido o seu  Mockup e instalado 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

Figura 3.7 - Mockup da Barra estabilizadora instalada no veículo Baja SAE Para realizar a comprovação da efetividade da  barra estabilizadora foi desenvolvido um teste que funciona da seguinte maneira: O veículo sai de repouso em um terreno de grama, então o piloto dá 100% do acelerador até atingir uma distância de 6 metros, quando então ele esterça o máximo do volante para a esquerda sem efetuar nenhum contra volante, atuação do freio ou desaceleração, fazendo com que o carro efetue uma manobra chamada de  pêndulo. Onde então é medido o raio de curva, curva, que é obtido através do final dos 6 metros (inicio do esterçamento do volante) com a parte mais externa do veículo durante a curva. De acordo com a Figura 3.8 que ilustra o teste.

Figura 3.8 – Demonstrativo do teste de oversteer  Nos testes dinâmicos práticos com o veículo, efetuou-se o procedimento com o Baja sem instalar a barra estabilizadora (Figura 3.9 parte superior) e efetuando a instalação do  Mockup da barra estabilizadora (Figura 3.9 parte inferior). Percebeu-se então, um aumento na saída de traseira do carro ao curvar depois de instalado o  Mockup, sendo que o carro passou de 5,75m de raio de curva mínimo para 5,35m, diminuindo consideravelmente devido somente a atuação da barra estabilizadora. 16

Figura 3.9 – Comparativo dos testes dinâmicos 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 facilita-se 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.

devido ao fato de ele simular exatamente o teste dinâmico já feito pelo protótipo do Baja, sendo este um teste anormal ao software.

Figura 3.10 – Fluxograma de procedimento do

3.8

Recriação do teste dinâmico no software CarSim

Para realizar a simulação virtual do teste dinâmico foi escolhido o  software de dinâmica veicular  Mechanical Simulation CarSim 8.2.2 . Contudo, sentiu-se a necessidade de desenvolver um fluxograma de procedimentos que o  software deverá executar, demonstrado na Figura 3.10,

CarSim

Com base no fluxograma da Figura 3.10, traduziu-se estas informações para a linguagem do CarSim que é um  software tanto de pré processamento quanto de pós-processamento. Logo, desenvolveu-se um procedimento para efetuar esta tarefa, descrito a seguir: 1. Inicialmente criou-se uma condição de contorno que o modelo irá partir do zero, e assim 17

que iniciar a simulação o piloto deve acionar 100% do acelerador de forma open-loop (ação que indica sem intervenção do piloto, ou seja, o  piloto não terá nenhuma atitude para com o carro indiferentemente do que o veículo estiver fazendo). 2. Para garantir que o piloto não acionasse o freio, o mesmo foi desativado. 3.  Na transmissão foi selecionado para funcionar de maneira automática, até pelo veículo em questão utilizar transmissão CVT (Transmissão Continuamente Variável). 4.  Neste módulo inicial a direção está desabilitada, pelo fato de até atingir a distância de 6 metros ela não possui nenhum esterçamento. 5. O tempo da simulação foi indicado para ter um total de 6 segundos. 6. A opção que melhor se encaixou neste tipo de análise foi a de plotar as coordenadas do veículo, essa ação plota a trajetória do carro durante toda a simulação. Para efeito de simetria o  software  aceita somente que o ponto de referência seja no plano médio do veículo. Então,

foi estipulado a parte frontal do carro, exatamente no ponto médio de sua bitola. Contudo, se gera um erro conhecido, pois o raio de curva é medido na  parte mais externa do veículo, logo, deverá ser somado a distância do ponto de referência até a extremidade do carro, para se obter o raio de curva mais aproximado. 7. Para simular o terreno do teste dinâmico, foi adicionado uma pista de 1km2. Segundo Nicolazzi (2008), o coeficiente de atrito de rolamento para a grama é de 0,045 à 0,1 e o coeficiente de atrito pneu x terra seca é de 0,5 à 0,7. Sabendo que o terreno do teste era de grama curta, porém com resquícios de grama cortada, estipulou-se que para o coeficiente de atrito de rolamento que se utilizaria o valor de 0,9. Entretanto, não se dispunha do coeficiente de atrito de pneu x grama, então viabilizou-se utilizar o de terra seca, sabendo que o coeficiente de atrito da grama é superior ao da terra seca, se estimou que o coeficiente de atrito pneu x grama é de 0,8. De acordo com a numeração descrita anteriormente cada item está sendo indicado no  software CarSim pela Figura 3.11.

Figura 3.11 – Procedimento da simulação do teste no CarSim Para executar a tarefa de esterçar o volante depois de 6 metros fez-se necessário inserir uma nova variável dentro do software, pois o mesmo está programado para ler as tarefas em função do tempo e não em função da distância que é o caso. Então, foi criado um evento “A. Monitorar

Distância” demonstrado pelo número 7 na Figura 3.11.  Neste evento foi definido a variável distância que quando maior ou igual aos 6 metros estipulados ele executa o comando “B. Esterçar Volante”, que neste 18

caso esterça por completo o volante, conforme ilustrado na Figura 3.12.

3.9

Modelamento do veículo Baja no software CarSim

Para efetuar o modelamento do veículo Baja MBT12 no  software CarSim, se faz necessário entender todos os subsistemas do carro, pois é  preciso validar o modelo de acordo com o teste dinâmico efetuado com o protótipo do veículo.

Figura 3.12 – Evento “A. Monitorar Distância” Contudo, todas essas ações no  software CarSim são de extrema importância para cumprir com excelência o fluxograma do teste dinâmico.

Contudo, decidiu-se tomar como referência os valores do teste dinâmico do Baja sem a instalação da barra estabilizadora e refinar o modelo até a sua  possível validação. Após refinado o modelo, inserese as configurações que representam a barra estabilizadora e então se viabiliza qual é o melhor ajuste para o Baja MBT12.  Na Figura 3.13 são apresentados todos os subsistemas do veículo no  software CarSim. Sendo que dentro de cada subsistema possui todas as suas configurações, onde são explicadas posteriormente de acordo com a sua numeração.

Figura 3.13 – Subsistemas do veículo no CarSim 1.  No subsistema de massa suspensa, são definidas todas as dimensões referentes ao centro de gravidade do veículo, sistema de coordenadas,

inércias e por fim a massa suspensa propriamente dita. Logo, um grande influente nos resultados da simulação são os valores das inércias ( Roll,  Roll, Pitch e 19

Yaw),

que neste caso foram aproximadas pois os valores foram obtidos do modelo 3D do  protótipo. Na Figura 3.14 estão demonstrados os valores de cada item do subconjunto.

não possui opção de inserir uma caixa de redução posterior à CVT, o que é o caso, então foi configurado um diferencial onde se estipulou que o mesmo é blocado e possui uma redução de 4,3 simulando o funcionamento da caixa de redução. Na Figura 3.16 está sendo demonstrado a curva de trabalho da CVT. CarSim

Figura 3.14 – Subconjunto massa suspensa 2. O subsistema de aerodinâmica, pelo fato do teste dinâmico ser em baixa velocidade, foi simplificado e utilizado o coeficiente padrão de automóveis Cd=0,3. 3. Para o estereótipo do Baja foi utilizado um  pacote da própria  Mechanical Simulation, que representa um monoposto Baja SAE e adequado  para a realidade do MBT12, onde na própria Figura 3.13 é possível visualizá-lo. 4. O Subsistema  powertrain (trem de força) foi dividido basicamente em dois itens, motor e transmissão. Na Figura 3.15 está sendo apresentada a curva de trabalho e os principais  parâmetros do Motor Briggs & Stratton utilizado no Baja.

Figura 3.16 – Curva de trabalho da CVT 5. O subsistema de freio foi descartado desta simulação, pois de acordo com o fluxograma de  procedimento da Figura 3.10, em nenhum momento é acionado o freio do veículo. 6.  No subsistema de direção, foi adicionado os ângulos de Caster e pino mestre, as distancias de Scrub e de torque de auto alinhamento, estes tanto  para as rodas da frente quanto para as traseiras. t raseiras. Para o pinhão e cremalheira, as inércias e a relação de deslocamento dada em milímetro por volta. Tais valores estão sendo demonstrados na Figura 3.17.

Figura 3.15 – Configurações do motor do Baja  No sistema de transmissão foi inserido a curva de trabalho da CVT, sabendo que estes valores são aproximados, pelo fato de ser uma modelagem matemática complexa e possuir diversas variáveis de difícil obtenção. Contudo, o

Figura 3.17 – Configurações da direção Para a cinemática da direção foi inserido as curvas de inclinação das rodas (direita e esquerda) em função do deslocamento da cremalheira. Conforme demonstrado na Figura 3.18. 20

Figura 3.18 – Curva de inclinação das rodas Para efetuar o acionamento do volante, foi criado uma comando no evento demonstrado  pela Figura 3.12, que se chama “B. Esterçar Volante”, onde este esterça 100° do volante de forma instantânea e constante. Conforme demonstrado na Figura 3.19.

Figura 3.20 – Configurações da suspensão dianteira A curva de cambagem, foi adicionada para as duas rodas (esquerda e direita), e está sendo ilustrada na Figura 3.21.

Figura 3.21 – Curva de cambagem dianteira Figura 3.19 – Comando “B. Esterçar Volante” 7.  No subsistema da suspensão dianteira, foi definido como independente, inserido os valores de massa não suspensa, bitola, distância do centro da roda até o solo, ângulo inicial de cambagem e Toe, especificado que o veículo não irá sofrer nenhuma variação de Caster e Toe ao longo do curso da suspensão. Entretanto, o veículo sofre deslocamento longitudinal e lateral das rodas ao longo do curso da suspensão, porém quando inserido esse deslocamento no  software houve discrepâncias nos resultados, logo, optouse por desconsiderar essas variações de deslocamento. A Figura 3.20 demonstra os valores para as variáveis descritas.

8.  No subsistema da suspensão traseira, foi definido como independente, inserido os valores de massa não suspensa, bitola, distância do centro da roda até o solo, ângulo inicial de cambagem e Toe, especificado que o veículo não irá sofrer nenhuma variação de Caster e Toe ao longo do curso da suspensão. Entretanto, o veículo sofre deslocamento lateral das rodas ao longo do curso da suspensão,  porém quando inserido esse deslocamento no  software houve discrepâncias nos resultados, logo, optou-se por desconsiderar essa variação de deslocamento. A Figura 3.22 demonstra os valores  para as variáveis descritas. A curva de cambagem, foi adicionada para as duas rodas (esquerda e direita), e está sendo ilustrada na Figura 3.23.

21

Foi inserido no  software a curva de trabalho do amortecedor Fox Float R, modelo utilizado no MBT12, juntamente com o  Jounce e  Rebound. Conforme demonstrado pela Figura 3.25.

Figura 3.22 – Configurações da suspensão traseira

Figura 3.25 – Curva de trabalho do amortecedor

Figura 3.23 – Curva de cambagem traseira 9. Para os subconjuntos da cinemática da suspensão, tanto dianteira quanto traseira, foi estipulado a constante de amortecimento, que no caso da dianteira é 3 N/mm e da traseira é 5 N/mm, ajustado para as duas funcionarem sem barra estabilizadora (inclusive a traseira pois é necessário validar o modelo). Na Figura 3.24 é demonstrado tais configurações.

10.Para 10. Para os pneus, tanto dianteiros quanto traseiros, foi utilizado um modelo simplificado, já inserido no  software CarSim, porém, certamente contém erros, sabe-se que os pneus fazem parte do subconjunto mais relevante do automóvel. Entretanto, pela falta de informação dos fabricantes e método de obtenção desses valores, se fez necessário utilizar desta simplificação, podendo mascarar uma parte dos resultados. 11.O 11. O subsistema de braços de direção se refere apenas ao estereótipo ilustrado na simulação, logo,  para o nosso teste dinâmico não tem relevância. relevância.

4 RESULTADOS E DISUSSÃO 4.1

Validação do teste dinâmico e modelo do Baja MBT12 no software CarSim

Após inserido os parâmetros do veículo MBT12 (sem a barra estabilizadora traseira) e desenvolvido o teste dinâmico no  software CarSim, se faz necessário realizar a validação dos mesmos.

Figura 3.24 – Configurações da cinemática da suspensão

O parâmetro do subsistema de  powertrain, foi analisado de maneira a cronometrar o momento do início do teste até o momento em que o piloto esterça o volante, no teste dinâmico prático (veículo real) obteve-se um valor de aproximadamente 2,2 segundos, já no teste dinâmico virtual, obteve-se um valor de cerca de 2,42 segundos. Os valores obtidos foram muito próximos, levando em consideração o grande número de variáveis deste ensaio os valores 22

estão aceitáveis, a Figura 4.1 demonstra tais resultados.

Para a validação dos demais sistemas e do teste dinâmico propriamente dito, foi plotado as coordenadas X e Y do veículo, ilustrado na Figura 4.3.

Figura 4.1 – Ângulo das rodas x Tempo  Na Figura 4.1 também são apresentados os esterçamentos das rodas, sendo L1 (linha azul) a roda interna da curva, e R1 (linha vermelho) a roda externa da curva, onde representam exatamente o comportamento da geometria de direção do Baja em questão, e permanecendo constantes até o termino do teste. Foi plotado o gráfico da velocidade pelo tempo na Figura 4.2, onde se visualizou que o início do movimento do veículo não foi de forma instantânea, devido ao fato do escorregamento da correia da CVT. Contudo, o valor do tempo obtido até o esterçamento das rodas aproximouse ainda mais do real.

Figura 4.2 Velocidade x Tempo A velocidade máxima atingida no teste não ultrapassa os 20km/h (Figura 4.2), logo, é aceitável a simplificação dos coeficientes de aerodinâmica.

Figura 4.3 – Coordenadas X e Y Conforme demonstrado na Figura 4.3, ao longo dos seis metros o veículo permanece sem nenhuma alteração de trajetória, só inicia o movimento lateral após chegar ao ponto indicado para efetuar o esterçamento das rodas. Contudo, sabe-se que estas coordenadas possuem um erro conhecido, pois tomam medidas no centro da bitola dianteira. Logo, somando o raio de giro obtido pela Figura 4.3 (5,25 metros) com a distância até a extremidade do veículo (0,65 metros), obtémse uma distância de raio de curva de aproximadamente 5,9 metros, que comparada com os 5,75 metros do teste dinâmico prático, é relativamente próximo e aceitável, sabendo que o teste possui diversas variáveis aproximadas. Para tirar a prova real da validação do  software CarSim, se utilizou o mesmo modelo anterior e instalou-se a barra estabilizadora traseira, assim como nos testes reais. Para essa instalação, optou-se  por utilizar um valor de rigidez constante, que foi obtido pelo carga  P e pelo braço b ambos já citados no capítulo 3, o resultado desta rigidez é de 23,18 Nm.  Logo, desta forma se gera uma pequena discrepância nos resultados, porém é sabida, diferentemente se tivesse sido imposto um valor de uma rigidez em função da inclinação da rolagem do carro. Contudo, plotou-se as coordenadas X e Y deste teste. Demonstradas pela Figura 4.4.

23

mecanismo gera um bump steering. Adicionou-se também um ângulo de Caster de 5º na suspensão traseira, todo esse conjunto de alterações é benéfico  para aumentar o oversteer do carro. A suspensão traseira está sendo ilustrada pela Figura 4.5.

Figura 4.4 – Coordenadas X e Y “veículo com  barra estabilizadora”  Na Figura 4.4, pode-se analisar inicialmente uma trajetória menos circular, quando comparada com a Figura 4.3, isso se deve ao fato da traseira do veículo esterçar mais (derrapar). Contudo, o raio de giro ilustrado nas coordenadas é de 4,86 metros, somada a distância até a extremidade (0,65 metros), obtém-se um valor de aproximadamente 5,51 metros, logo, o valor obtido no teste prático é de 5,35 metros, valor aproximado ao encontrado na simulação virtual. Com base nos resultados apresentados anteriormente, pode-se dizer que o modelo está apresentando valores reais e aproximados aos encontrados no teste dinâmico prático. Contudo, o modelo de simulação do Baja MBT12 no  software CarSim, está apresentando resultados confiáveis e desta maneira conclui-se que está validado.

4.2

Desenvolvimento do projeto da barra estabilizadora traseira

Para o desenvolvimento do projeto da barra estabilizadora traseira do veículo Baja MBT14, é necessário possuir o projeto da suspensão traseira, que através de simulações no  software CarSim, optou-se por não utilizar mais uma suspensão normal duplo A, pois visualizou-se que quando o veículo possui um Toe-out nas rodas traseiras, este ajuda o carro tornar-se mais oversteer. Contudo, optou-se por uma suspensão traseira duplo A modificada, onde pode ser chamada de multilink. Caracteriza-se por dois  braços semelhantes aos da suspensão duplo A e  por mais um ligado diretamente no chassi, esse

Figura 4.5 – Suspensão traseira multilink Contudo, realizou-se simulações tanto da barra estabilizadora quanto da suspensão traseira  propriamente dita, onde foi analisado o conjunto como um todo, sabendo que um influencia diretamente no funcionamento do outro. Foram feitas diversas iterações no  software CarSim, e os resultados que mais apresentaram  benefícios, levando em consideração as características oversteer   sem comprometer a dirigibilidade, foram aumentar cerca de 30% a rigidez da barra estabilizadora quando comparada com o  Mockup  produzido e testado, e gerar uma variação de Toe-out em média de 0,04°  para cada milímetro do curso da suspensão traseira. Com base nos parâmetros anteriormente citados, iniciou-se uma nova simulação do veículo Baja MBT14, este que utiliza as mesmas configurações do MBT12 porém com alterações na suspensão traseira e na barra estabilizadora. Contudo, gerou-se novamente um gráfico similar ao demonstrado na Figura 4.2, porém agora com as novas configurações. Percebe-se que mesmo com um ângulo de Toe-out a velocidade permanece exatamente igual até os 6 metros (sem esterçar o volante) quando comparada com a simulação anterior, conforme demonstra a Figura 4.6.

24

 já definidas dos materiais que compõem o sistema da barra estabilizadora traseira. Logo, os valores encontrados para o mecanismo estão demonstrados na Tabela 4.1 (as variáveis estão ilustradas na Figura 3.1). Tabela 4.1 - Valores das variáveis estipuladas Variáveis Valores b = Distância do braço

 L = Comprimento de trabalho da barra d 1 = Diâmetro interno do tubo d 2 = Diâmetro externo do tubo

Figura 4.6 – Velocidade x tempo “com Toe-out”  Na Figura 4.7 está sendo demonstrado as coordenadas X e Y do veículo MBT14.

68 mm 413,4 mm 16,65 mm 19,05 mm

Contudo, modelou-se tanto a suspensão traseira quanto a barra estabilizadora traseira do protótipo MBT14 no  software SolidWorks 2014. Onde desenvolveu-se simultaneamente os dois projetos, logo, isso ajudou a reduzir a quantidade de peças do conjunto e a tornar um projeto simples, o que facilita a manutenção e aumenta a funcionalidade do sistema. Na Figura 4.8 está sendo ilustrado a suspensão traseira juntamente com a barra estabilizadora.

Figura 4.7 – Coordenadas X e Y “veículo com  barra estabilizadora e Toe-out ” Conforme demonstrado na Figura 4.7, o raio de curva do veículo MBT14 é cerca de 4,15 metros, somada a distância até a extremidade (0,65 metros), obtém-se um valor de aproximadamente 4,8 metros de raio de curva. Percebe-se que a trajetória se parece com uma elipse, devido ao veículo desde o princípio estar esterçando a traseira (derrapando). 4.2.1

Modelamento

3D

no

software

 SolidWorks

Com base nas simulações feitas no  software CarSim, foi recalculado a rigidez da barra estabilizadora. Onde levou-se em consideração o  bom funcionamento do  Mockup e as geometrias

Figura 4.8 – Suspensão traseira multilink e barra estabilizadora traseira Percebe-se que o conjunto da suspensão multilink  possui regulagens de Toe e cambagem, o que podem facilmente serem ajustadas para cada situação. A  barra estabilizadora também possui regulagens no  braço b  (outro furo com distância de 47mm) e na  barra de ligação (variando o ângulo de atuação da  barra consegue-se mais ou menos menos rigidez). Baseado no regulamento imposto pela SAE Brasil, nas boas práticas de engenharia e nos bons resultados obtidos no  Mockup, desenvolveu-se o  projeto da barra estabilizadora traseira para o Baja MBT14, onde possui uma quantidade total de 37  peças sendo que possui apenas 14 códigos de peças. A Figura 4.9 demonstra a vista explodida do sistema, onde percebe-se a simplicidade do projeto. 25

Figura 4.9 – Conjunto explodido da barra estabilizadora traseira do Baja MBT14

5 CONCLUSÕES

Optou-se pela utilização da barra estabilizadora na traseira do veículo Baja MBT14, devido ao fato dela aumentar a transferência de carga e reduzir a rolagem do veículo, fatores que levam o pneu externo da curva saturar precocemente, logo, antecipa a “derrapagem” fazendo com que o raio de curva diminua. Contudo, desenvolveu-se um  Mockup onde foi utilizado materiais de excelentes  propriedades mecânicas. O  Mockup foi de extrema importância para este trabalho, pois com ele obteve-se parâmetros para comparações. Logo, viabilizou-se validar o teste pratico com o teste virtual feito no  software CarSim, os resultados obtidos foram muito satisfatórios devido à complexidade da simulação. Com base nas simulações do CarSim, foram feitas diversas iterações, onde optou-se por gerar um Toe-

nas rodas traseiras juntamente com a barra estabilizadora mais enrijecida, quando comparada com o  Mockup. O resultado final obtido do raio de curva simulado foi de 4,8 metros, cerca de 1,1 metros menor quando comparado com o primeiro teste virtual sem a  barra estabilizadora, este resultado certamente irá ajudar a tornar o Baja MBT14 mais oversteer, sem comprometer a capacidade de amortecimento do veículo e o funcionamento dos demais sistemas. Com base nos resultados obtidos das simulações, desenvolveu-se o modelamento da  barra estabilizadora em conjunto com a suspensão traseira, o que trouxe grandes  benefícios, tais como: redução do número de  peças juntamente com a compatibilidade entre elas, facilidade de manutenção e um sistema de extrema simplicidade. out

Conclui-se então, que o sistema atendeu as expectativas propostas por este trabalho. 26

6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

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