1- Sistema do Motor do Cubo

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ME 351 - Motor elétrico de fórmula no cubo
Fórmula SAE Elétrica
Sistema para
University of Wisconsin - Madison 
Autores: William Kucinski, Rocky Liang, Chad Davis, Matt Masucci 
Edição 1.1 – 02/10/2017
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Resumo
Prefácio
1
Este relatório detalha a fase de desenvolvimento da arquitetura do WR-217e. Primeiro, é 
realizada uma análise aprofundada das principais métricas de desempenho do sistema. Uma vez 
obtidos os principais parâmetros do veículo, vários conceitos foram desenvolvidos e comparados para 
selecionar as decisões finais de design. O sistema de transmissão foi projetado em Solidworks e 
analisado com ferramentas de análise desenvolvidas pelos alunos, análise de elementos finitos 
Solidworks e KISSsoft. A combinação de três técnicas de análise resultou em uma investigação 
aprofundada, juntamente com várias verificações. O projeto de fabricação e a documentação são 
fornecidos para cada componente da montagem. O relatório termina com a discussão do possível 
impacto na concorrência e na indústria comercial da FSAE Electric.
Este relatório foi escrito para apresentar os esforços colaborativos de um grupo motivado de 
indivíduos, determinados a melhorar o legado de excelência da Wisconsin Racing em design, fabricação 
e trabalho em equipe. A Wisconsin Racing entrou no campo do transporte sustentável com o 
desenvolvimento do primeiro veículo totalmente elétrico da equipe para competir em 2017. O projeto 
WR-217e começou no início de 2016 com um grupo de seis membros de combustão motivados e cresceu 
para se tornar um segundo completo filial da Wisconsin Racing.
Uma equipe de design sênior foi criada para auxiliar na pesquisa, design e implementação do pacote de 
motor dianteiro no cubo para o WR-217e. Essa equipe tem a tarefa de determinar a solução ideal para a 
Wisconsin Racing que atenda às especificações do projeto e prepare a equipe para o sucesso contínuo.
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Projeto do centro da roda
Reconhecimentos
Fundo
Projeto do sistema de freio
Projeto da pinça de freio
Análise Motora
Taxa de Transmissão
Design final
Conceitos de trem de força
Projeto de Manufatura
Sistema Planetário
Viabilidade comercial
Projeto de sistema
KISSsoft
Fontes
Os autores
Design vertical
Apêndice
2
Índice
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O principal objetivo desses projetos é dar à equipe de Wisconsin Racing o suporte de design 
necessário para desenvolver o veículo elétrico em um ano letivo. A motivação secundária deste projeto é 
fornecer um relatório bem documentado do desenvolvimento de um trem de força de alta tensão capaz 
de competir em nível internacional. A equipe viu uma grande lacuna no nível de design entre a Fórmula 
Student e a Fórmula SAE e, portanto, está desenvolvendo uma plataforma aberta para auxiliar no 
desenvolvimento da Fórmula SAE Elétrica.
Foco na educação 
O foco de Billy tem sido o projeto estrutural e de elementos de máquinas 
com foco conjunto no gerenciamento de engenharia. Durante quatro 
anos na Fórmula SAE na equipe Wisconsin Racing, ele trabalhou em 
quase todas as áreas de design, fabricação, testes, compras, patrocínio, 
design gráfico/digital e gerenciamento de veículos.
Os autores deste relatório são quatro alunos matriculados no curso de Engenharia Mecânica Capstone 
Design da Universidade de Wisconsin-Madison. Este é um dos dois projetos de design dados a alunos 
com profundo interesse em transporte sustentável e motivação para desenvolver uma nova solução 
capaz de levar a competição de Fórmula SAE Elétrica nos Estados Unidos a outro nível.
Foco na educação 
O foco de Matt tem sido o desenvolvimento do trem de força. 
Ele trabalhou como membro do carro de combustão nos últimos 3 
anos e ocupou vários cargos de desenvolvimento de powertrain na 
indústria. O trabalho com o sistema de freio elétrico forneceu a ele 
uma valiosa experiência de design por meio de um interessante 
desafio de design.
Matt Masucci
William Thomas Kucinski
Comunicador
Líder do projeto
Suporte de design e análise de freio
Projeto e Análise de Arquitetura
3
Diretor Técnico Fórmula SAE Elétrica
Os autores
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Contador
Suporte para Projeto e Análise Planetária
Chad Davis
Rocky Liang
Suporte para Projeto e Análise de Centro de Rodas
Administrador
4
Foco na educação 
Chad está interessado em motores elétricos e design de veículos elétricos 
com subinteresse em fontes de energia verde. Ele é atualmente um assistente 
de pesquisa de graduação com WEMPEC e um orgulhoso membro da 
Fórmula SAE Electric Team.
Education Focus 
Rocky pretende se especializar em controles e automação, bem como 
eletrificação de veículos. Ele realizou pesquisas em visualização de spray de 
combustível e atualmente é membro do laboratório de fabricação da UW.
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6
Reconhecimentos
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A missão da Wisconsin Racing é levar o conhecimento adquirido por meio de cursos e trabalhar com parceiros 
da indústria e aplicar esse conhecimento ao desenvolvimento de veículos inovadores no estilo de fórmula. A 
Wisconsin Racing se dedica a impulsionar o status quo, desenvolvendo alunos amplamente experientes e se 
divertindo no processo. A equipe é composta por quase cem membros que aplicam seus conhecimentos a 
vários aspectos do projeto, fabricação e aspectos comerciais da equipe. Para um membro da equipe Wisconsin 
Racing, a FSAE é uma plataforma valiosa para desenvolver suas habilidades e expressar sua criatividade.
A Fórmula SAE baseia-se na formação de uma equipe e na aquisição dos recursos necessários para 
criar uma empresa fictícia contratada para desenvolver um pequeno carro de corrida no estilo Fórmula.
As equipes competem para mostrar que seu protótipo tem o maior potencial de produção. O mercado-alvo 
para esses veículos muda ligeiramente de equipe para equipe, mas é principalmente baseado no piloto de 
autocross não profissional de fim de semana. Cada equipe estudantil pesquisa, projeta, constrói, testa e 
compete com seu protótipo em vários eventos ao redor do mundo. Os veículos são projetados de acordo com 
uma série de regras, cujo objetivo é garantir a segurança na pista e promover princípios de engenharia bem 
desenvolvidos e resolução de problemas.
7
Missão de corrida de Wisconsin
Conceito
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Eventos
A competição Fórmula SAE incorpora eventos estáticos e dinâmicos para testar os princípios de engenharia 
aplicados ao veículo, a qualidade de fabricação e o desempenho geral do veículo em relação aos concorrentes.
Apresentação de negócios: A apresentação de negócios é um evento estruturado para lançar o projeto de protótipo e 
técnicas de fabricação para potenciais investidores. Cada equipe tem dez minutos para atrair os investidores do negócio e 
explicar o plano de marketing para fabricar mil veículos por ano.
Evento de custo: O evento de custo exige que cada equipe documente o custo associadoa cada componente do 
veículo, bem como os métodos usados para fabricar e montar o veículo. O evento desafia os alunos a apresentarem a 
documentação correta e tirarem dúvidas com foco na manufatura e sustentabilidade.
Design: O evento de design é o ponto alto para muitas das equipes, pois você tem quarenta minutos para explicar a 
teoria e a análise por trás do design e desenvolvimento do carro para um painel de juízes de engenharia de classe 
mundial. Vencer este evento destaca diretamente a superioridade do conhecimento de engenharia da equipe. Um 
primeiro lugar em design de veículos é quase tão prestigioso quanto uma vitória geral em uma competição.
Aceleração: Um evento de corrida de arrancada de setenta e cinco metros projetado para provar a capacidade de 
aceleração longitudinal do carro.
Resistência: A prova de resistência é de longe a mais exigente do veículo, pois consiste em 20 voltas com pit-
stop e troca de pilotos totalizando uma corrida de 22 quilômetros. Este evento testa a confiabilidade, economia de 
combustível e estratégia de corrida das equipes. Este evento tem de longe a maior taxa de falha de qualquer evento na 
competição. Quase cinquenta por cento dos veículos não completarão este evento no Campeonato Mundial realizado em 
Brooklyn, Michigan.
Autocross: Este evento é um contra-relógio de uma volta e é o mais desafiador tecnicamente de todos os eventos 
dinâmicos. O piloto deve usar técnica de direção adequada e mostrar habilidade superior em relação às outras equipes. 
Este é o mais prestigiado dos eventos dinâmicos, pois fornece um método para mostrar qual combinação de veículo e 
motorista utilizou melhor sua compreensão da dinâmica e dos testes do veículo.
8
Eventos Estáticos
Eventos Dinâmicos
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9
Eficiência: Este evento pontua a equipe na quantidade de combustível ou energia consumida durante o 
evento de resistência. A equipe vencedora mostra um profundo conhecimento das perdas incorridas na 
operação de um veículo e uma capacidade superior de utilizar com eficiência seu combustível ou energia.
Skid pad: Este evento consiste em um círculo à direita e à esquerda e testa a capacidade do veículo em 
curvas em estado estacionário.
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Uma vez que a indústria automotiva está procurando desesperadamente por soluções de propulsão 
alternativas aos combustíveis fósseis não renováveis, os veículos elétricos cresceram em popularidade. Como 
um programa de treinamento em design automotivo, o capítulo da Society of Automotive Engineers da 
University Of Wisconsin tem se dedicado cada vez mais a encontrar soluções para os crescentes problemas 
ambientais relacionados à poluição de nossa atmosfera. Atualmente, o UW-Madison SAE Chapter usa etanol 
(E85, fornecido pelo Patrocinador Diamante UWGP) no veículo Formula Combustion e no veículo Clean 
Snowmobile e Hybrid.
A mudança inicial da Wisconsin Racing para a competição de Fórmula Elétrica também permitirá que 
a organização dê um salto na competição em um esforço para se manter à frente e impulsionar a inovação.
À luz do crescente mercado de veículos elétricos, o capítulo tomou a ousada decisão de construir dois 
veículos FSAE a partir de 2017. Um veículo de combustão turboalimentado de alta eficiência e um veículo 
totalmente elétrico com tração nas quatro rodas. A adição de veículos elétricos permite uma expansão 
massiva dos desafios de engenharia para os alunos da UW-Madison Automotive.
A Wisconsin Racing sempre se orgulhou de sua devoção em ultrapassar os limites e continuará a fazê-lo 
por meio de um chassi de plataforma modular, permitindo que o veículo elétrico e a combustão utilizem o 
mesmo pacote aerodinâmico e chassi monocoque, juntamente com muitos componentes de baixo nível. 
Corrida de Wisconsin, “Uma equipe | Dois carros”, 2017.
Os alunos da equipe agora estão expostos ao projeto de baterias e circuitos elétricos personalizados, 
sistemas de alta e baixa tensão, bem como controles e calibração de motores elétricos, projeto de motores 
elétricos, projetos de transmissão e muitos outros projetos de projetos elétricos e mecatrônicos. Essa 
exposição não apenas preparará os alunos para o crescente mercado automotivo, mas também os colocará 
na vanguarda desse design.
10
Visão Geral do Projeto
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permanecendo dentro do espaço de desenho geométrico alocado pela cinemática da suspensão.
a competição.
Equipe Wisconsin Racing e patrocinadores da Wisconsin Racing.
fator de segurança mínimo de 1,5 e uma vida útil mínima de 69 horas.
adição de um segundo veículo à Wisconsin Racing Team.
mínimo de 4 temporadas.
e testes devem ser fornecidos aos membros da equipe em ascensão para garantir o sucesso futuro.
11
4 O sistema deve minimizar a massa não suspensa do conjunto de canto enquanto alcança um
6 O sistema deve durar toda a temporada 2017, enquanto os motores devem durar
1 O projeto do motor no cubo deve estar em conformidade com as regras elétricas FSAE 2017 - 2018
8 Documentação completa e transferência de conhecimento adequado de todo projeto, fabricação, montagem
9 A documentação deve ser tornada pública para referência das equipes de Fórmula Elétrica que desejam entrar
7 Patrocinadores dedicados ano a ano devem ser obtidos para garantir a sustentabilidade do
2 O sistema de motor no cubo deve incorporar motores Plettenberg Nova 15 este ano
5 O sistema deve ser projetado dentro das limitações de fabricação e financiamento do
3 O sistema deve diminuir a velocidade de saída do motor em no mínimo 6 para 1 enquanto
10 O sistema deve ser projetado para permitir vetorização de torque e frenagem regenerativa.
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Mercado alvo
Entusiasta de Auto-Cross de Fim de Semana
Membros do time
Condutor
O sistema de motor no cubo deve ser projetado para uma relação simbiótica com o motorista. Devido à 
massa adicional do canto dianteiro, uma análise detalhada da força de direção deve ser realizada.
O motorista também deve ser capaz de operar o veículo perfeitamente com a vetorização de torque e os 
algoritmos de frenagem regenerativa. Testes extensivos na pista devem ser conduzidos para ajustar 
adequadamente o veículo para cada piloto individual para garantir tempos mínimos de volta e consumo de energia.
O principal mercado-alvo é a equipe Wisconsin Racing, incluindo pilotos e estudantes de engenharia. O 
mercado-alvo secundário é o entusiasta fictício do autocross de fim de semana, conforme especificado pela 
competição.
Com base em uma pesquisa com 500 clientes em potencial que participaram de vários eventos na Road 
America em Elkhart Lake, Wisconsin, foi determinado que os três fatores mais importantes na decisão de 
compra de nosso consumidor-alvo são desempenho, confiabilidade e custo. Também foi determinado que 
há um lugar claro para o WR-217e no mercado existente de veículos autocross/track day na diferença de 
preço e desempenhoentre karts shifter e monolugares. Pesquisas eletrônicas também foram enviadas aos 
entusiastas de corridas LMP1, WEC e Fórmula E no Centro-Oeste.
O projeto do motor no cubo deve ser projetado para funcionar dentro das restrições cinemáticas do 
veículo para garantir o comportamento dinâmico ideal do veículo. A vertical incorpora um mancal 
ajustável no braço A superior para permitir ajustes de variação da câmara. Esta adição permite que o 
engenheiro de corrida teste várias configurações para o veículo. O sistema também deve ser projetado com 
facilidade de inspeção e ajuste para não atrasar o tempo de teste.
12
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A breve introdução à dinâmica veicular se faz necessária devido à sensibilidade do trem de força ao projeto 
cinemático do veículo. No nível mais básico, a dinâmica veicular estuda o movimento do veículo com base nas 
forças e torques que atuam no chassi. O torque criado pelo motor deve passar pelo sistema de transmissão e entrar 
no pneu através da roda. O pneu então reage ao torque através da área de contato e acelera o veículo.
A aderência disponível dos pneus pode ser estimada com base nos dados de teste fornecidos pela Calspan para 
os pneus Hoosier usados na Fórmula SAE, especificamente os pneus LCO e R25B. Os dados de teste fornecem 
a aderência disponível do pneu com base no caso de carga e na relação geométrica do pneu com o solo e na 
velocidade do veículo. Com uma ferramenta de simulação de tempo de volta desenvolvida pelo aluno no Matlab, 
um modelo de duas pistas em estado quase estacionário é utilizado para calcular a aderência disponível e, portanto, 
auxiliar na seleção do motor e da caixa de câmbio necessária.
O simulador de volta leva em vários parâmetros do veículo, como a massa do veículo, diagrama de velocidade 
do torque do motor, parâmetros do acumulador (bateria), centro de gravidade do veículo, coeficiente de fricção 
estimado para os pneus e executa uma simulação baseada em tempo do veículo em movimento durante uma 
competição -faixa representativa. Para cada intervalo de tempo, o modelo calcula a aderência disponível de cada 
pneu e o torque disponível. O padrão é rodar no limite de tração sempre que possível para minimizar o tempo da 
volta.
Este modelo foi executado com várias combinações de motores para determinar a divisão de potência ideal 
entre as quatro rodas. Devido aos regulamentos da competição, o veículo nunca pode usar mais de 80 kW. 
Portanto, uma série de simulações foi realizada para selecionar o tempo de volta mais eficiente e mais baixo.
Para selecionar os motores do veículo, foi realizado um estudo para determinar a sensibilidade do veículo ao torque 
disponível e à aderência do pneu. O veículo está operando em um dos três estados. No limite de tração, torque 
limitado ou rodando perfeitamente no limite de tração. O superdimensionamento dos motores para limitar a tração 
o tempo todo resulta em peso excessivo, enquanto o subdimensionamento dos motores resulta em aumento dos 
tempos de volta devido à subutilização da aderência disponível do pneu. Portanto, os motores e o sistema de 
transmissão devem ser projetados com base na aderência disponível dos pneus.
A transferência de carga reversa ocorre durante a frenagem e, para maximizar a quantidade de frenagem 
regenerativa possível, seria intuitivo desejar setenta e cinco por cento da potência disponível na frente. No entanto, 
com base no projeto do acumulador, a divisão de setenta e cinco por cento traseiro
Isso resultou em uma divisão de potência de vinte e cinco por cento nas rodas dianteiras e setenta e cinco por cento 
nas rodas traseiras. Essa divisão faz sentido até mesmo com o entendimento mais básico de transferência de carga. 
Resumindo, durante a aceleração, setenta e cinco por cento da carga normal estará nos pneus traseiros e, portanto, 
setenta e cinco por cento da potência disponível será utilizável nas rodas traseiras.
13
Dinâmica do veículo
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Vetorização de Torque
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O principal parâmetro de dinâmica do veículo que se beneficia é a capacidade de “guinar” ou girar o veículo.
A capacidade de mudar rapidamente a direção do veículo permite que o motorista freie mais tarde ao entrar 
em uma curva e gire o carro para fora da curva mais rapidamente. O veículo terá uma capacidade máxima de 
aderência em estado estacionário que não pode ser aumentada pelo algoritmo, mas o veículo pode atingir esse 
estado estacionário mais rapidamente, permitindo assim que o carro mantenha uma velocidade média mais alta.
Um segundo grande benefício da vetorização de torque é que ela permite que o trem de força elétrico compense 
as imperfeições na configuração do chassi. Devido a erros de fabricação ou configuração do veículo, o carro pode 
apresentar tendências de subviragem ou sobreviragem em diferentes velocidades. Isso agora pode ser corrigido, 
pois o computador de bordo pode equilibrar artificialmente o carro durante as manobras de direção. Essas correções 
são obtidas através da aplicação de torque positivo ou negativo (aceleração ou frenagem).
Talvez os ganhos de desempenho mais benéficos do veículo elétrico sejam a capacidade de controlar todas as 
quatro rodas independentemente por meio de um novo algoritmo de vetorização de torque. A vetorização de torque 
é um método de distribuição de potência para os quatro pneus do veículo com base no estado atual do veículo 
determinado pelo uso de vários sensores. O uso de motores elétricos é particularmente adequado para vetorização 
de torque devido à resposta de torque mais instantânea do motor em comparação com um motor de combustão.
e vinte e cinco por cento da frente é capaz de carregar a bateria em sua taxa de carga máxima e, portanto, 
o motor maior não é necessário para as rodas dianteiras durante a frenagem.
Esses benefícios são as principais forças motrizes por trás do desenvolvimento da arquitetura de tração 
nas quatro rodas para o WR-217e. O relatório define as decisões de direção e as restrições impostas ao projeto 
do veículo e a análise por trás de cada componente na montagem do cubo dianteiro.
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Arquitetura de powertrain, simulação de dinâmica de veículos e controles
Presidente da Equipe Fórmula SAE Elétrica
Max Liben
Nils Justin
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Controles, Modelagem Térmica
Suporte do sistema de freio
Will Sixel
Colaboração
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a escolha da solução mais adequada. As categorias foram criadas com base nos parâmetros motores, 
limitações financeiras da equipe, confiabilidade do sistema e disponibilidade do motor e componentes de 
reposição.
Este relatório destaca a investigação de três motores viáveis para aplicação a um veículo 
elétrico FSAE. O primeiro dos três motores é produzido por uma pequena empresa no sul da Califórnia 
especializada em projetos de motores personalizados. Eles se ofereceram para investigar oprojeto de um 
motor personalizado para a equipe Wisconsin Racing. As duas segundas empresas estão localizadas na 
Alemanha. A Plettenberg projeta motores dentro do limite máximo de tensão de 300 V para a competição, 
enquanto a AMK projeta um sistema de 600 V, mas vende um pacote específico para o Formula Student.
A partir deste estudo, o pacote AMK provou ser o motor mais adequado para a aplicação. 
No entanto, devido à regulamentação de voltagem da competição dos EUA, a equipe não conseguiu utilizar 
esses motores para o WR-217e. O motor do segundo lugar foi a série Plettenberg Nova.
A série Plettenberg Nova são motores de ímã permanente de superfície DC sem escova que
Um gráfico de implantação da função qualidade foi criado para comparar os três motores e auxiliar na
O principal contribuinte para o rebaixamento dos NeuMotors foi devido à disponibilidade, 
confiabilidade e disponibilidade do inversor. Embora a empresa estivesse disposta a trabalhar com a equipe 
para projetar motores personalizados, seu suporte de engenharia não forneceu a confiança necessária para 
prosseguir com o relacionamento. Em segundo lugar, a empresa não se especializou em design de inversores 
e as empresas de inversores dispostas a patrocinar a equipe não estavam dispostas a fazer o trabalho 
necessário para emparelhar o controlador.
vêm em versões refrigeradas a líquido ou refrigeradas a ar e têm inversores emparelhados. Embora 
os motores Plettenberg não forneçam o enfraquecimento do campo de fluxo desejado, eles operam dentro 
do limite de tensão, são extremamente densos em energia e fornecem a distribuição de energia desejada e 
o torque máximo.
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Análise Motora
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9
7
1
32
21
4
9
10
27
Categoria
Nova Plettenberg
Controle de Corrente do Inversor
10
Tensão operacional
20
3
107
Capacidade / FOC
Pico de torque (pós-transmissão)
9
1
8
10
9
1
9
30
Custo
21
Series
Comunicação do inversor
50
Qualidade do produto
4
429
3
2
Velocidade máxima do motor / necessária
6
6
5
3
5
9
Projeto de montagem
36
A.M.C
Jaqueta de resfriamento
Pico de energia
10
Peso
3
123
1
3
8
Redução de marcha
18
6
32
6
7
Confiabilidade / Complexidade do Sistema
12
2
Final
NeuMotors 4430
50
Diâmetro externo
3
4
459
3
4
9
7
9
6
36
6
2
40
40
4
Pontuação
Multiplicador
5
5
Comprimento
9
5
2
6
8
9
15
30
18
6
3
9
35
18
5
Tempo de espera
10
5
3
5
7
24
25
8
24
4
3
5
6
25
27
Disponibilidade de Compatível
12
3
50
3
8
3
7
1
5
5
21
40
6
36
8
27
Inversor
45
5
Pontuação c/ Pontuação Multiplicadora c/ Pontuação Multiplicadora c/ Pontuação Multiplicadora
88
3
3
8
28
2
8
24
15
9
12
5
5
45
1
3
40
10
314
Enfraquecimento do Fluxo do Inversor
Dados de teste disponíveis
17
Tabela 1: Implantação da função de qualidade para seleção de motores
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Taxa de Transmissão
2
1 O projeto do motor no cubo do WR-217e requer que o sistema seja embalado dentro da suspensão
A simulação da volta para o veículo mostrou que entre uma relação de transmissão de 6,5 e 7 houve uma perda 
insignificante no tempo da volta. O 6 para 1 final foi selecionado, pois permitia que o material adequado estivesse na 
engrenagem solar, mantendo-se o mais próximo possível da faixa de relação de transmissão desejada especificada 
anteriormente.
3 Definir a velocidade máxima de um veículo também desempenha um papel significativo no projeto do veículo enquanto
geometria e o plano externo do pneu, bem como dentro de um diâmetro externo igual ao furo nas carcaças das rodas de 
alumínio Keizer 10”.
A relação de transmissão para os motores no cubo foi conduzida a partir de três fontes principais, as limitações geométricas 
do pacote, o tempo de aceleração alcançável e a velocidade máxima do veículo.
A aceleração do veículo é particularmente importante na análise do comércio de arquitetura, pois tem um retorno de 
investimento muito alto por pontos na competição. A implementação de motores para as rodas dianteiras do veículo 
aumenta a aceleração capaz em quase trinta por cento.
velocidade de saída do motor. A velocidade máxima do veículo é projetada em 70 mph devido às velocidades máximas 
observadas durante o evento de aceleração, bem como a média do veículo de 35 mph durante os eventos de autocross 
e resistência.
18
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A combustão 1Formula SAE utiliza fortemente a arquitetura de acionamento por corrente devido ao
3 A arquitetura final é a da engrenagem. Podem ser utilizadas engrenagens retas ou helicoidais para uma
implementação de motores de motocicleta, pré-projetados para rodas dentadas. O sistema de transmissão por corrente é muito 
simples e muito mais barato em comparação com as engrenagens. No entanto, se for necessária uma grande redução de marcha, 
como nos motores elétricos, o tamanho da roda dentada secundária aumenta drasticamente. O sistema de acionamento por 
corrente também sofre com a extensão da corrente exigindo manutenção constante por folga na corrente. Finalmente, um sistema 
de acionamento por corrente também tem uma folga de uma ordem de grandeza maior do que a de um acionamento por 
engrenagem. Essa reação leva a uma diminuição no desempenho do veículo por pequenos atrasos na resposta do veículo à 
entrada do motorista. Ainda mais importante, a folga no sistema criará cargas de “impacto” nos dentes da roda dentada e na 
corrente. Essas forças de impacto ocorrem cada vez que o drive pisa e solta o acelerador, o que leva à fadiga dos componentes 
do trem de força - essa é uma questão de interesse particular devido ao fato de a maioria das equipes utilizar uma roda dentada 
de alumínio.
caixa de velocidade. Enquanto a engrenagem helicoidal pode transmitir torques mais altos do que a engrenagem de corte reto, 
eles têm perdas maiores devido ao aumento do atrito. As engrenagens podem ser emparelhadas em várias combinações para 
aumentar a relação de transmissão. A desvantagem da arquitetura da engrenagem é que o sistema se torna muito mais 
complexo e o custo aumenta substancialmente.
As engrenagens foram selecionadas para uso nos motores dianteiros no cubo, uma vez que uma transmissão por corrente 
ou correia é particularmente inviável e a redução da folga e uma grande redução em uma pequena área são necessárias. As 
marchas também foram selecionadas para o trem de força traseiro por razões semelhantes.
2 Um sistema de acionamento por correia experimenta quase todos os mesmos efeitos negativos do acionamento por corrente com
Mesmo com o aumento da complexidade e do custo, as engrenagens são a escolha ideal para muitas aplicações automotivas 
devido à sua precisão. A caixa de câmbio também permite uma transmissão de torque quase perfeita, diminuindo o tempo de 
atraso no torque para a roda a partir da entrada do motorista.
Existem três técnicas principais usadas nos sistemas de transmissão de dispositivos de transporte comuns. Estes são o 
acionamentopor corrente, acionamento por correia e acionamento por engrenagem. Cada dispositivo transfere o torque do eixo 
de saída do mecanismo de propulsão e o transfere para um segundo eixo aumentando ou diminuindo o torque e a velocidade.
ligeiras diminuições na quantidade de folga e carga de impacto. O ruído operacional do acionamento por 
correia também é menor do que o do sistema acionado por corrente.
19
Arquitetura do trem de força
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Devido às restrições geométricas no projeto do cubo, é necessário um projeto planetário; no entanto, antes que 
essa decisão seja tomada, uma investigação completa das possíveis configurações do sistema de transmissão 
deve ser realizada.
A primeira configuração 
investigada para o sistema de 
tração nas quatro rodas coloca 
dois motores Plettenberg Nova 30 
internos na parte traseira com uma 
redução de velocidade única de 
dois estágios utilizando tripés e 
meios-eixos. A frente utiliza dois 
motores Plettenberg Nova 15 
internos com uma caixa de 
transmissão de noventa graus 
montada na lateral do monocoque 
junto com meios-eixos e tripés 
para levar o torque às rodas.
A queda do sistema são as restrições 
geométricas limitadas sob o monocoque, 
causando uma alteração no design do chassi 
para encaixar o motor sob os pés do motorista.
Essa configuração otimiza a divisão de potência 
entre as rodas dianteiras e traseiras durante a 
aceleração para maximizar o limite de tração. 
A arquitetura também mantém a massa interna, 
o que melhora a dinâmica do veículo em 
comparação com a adição de massa externa.
20
Figura 1: Visão superior de quatro motores internos
Configuração um
Engrenagens
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21
Figura 2: Visão frontal de quatro motores internos
Figura 4: Visão superior de quatro motores de popa
Figura 3: Visão frontal de quatro motores de popa
Este sistema reduz 
drasticamente o custo 
devido à eliminação da 
carcaça da caixa de engrenagens, 
juntas homocinéticas, ½ eixos e 
material necessário. A redução de 
componentes também aumentará a 
eficiência do sistema. No entanto, devido ao tamanho 
dos motores, o Nova 30s não caberia dentro da roda e, portanto, a potência de pico do sistema 
diminui de 90 kW para 60 kW.
No geral, essa configuração 
permite uma abordagem de 
fabricação mais unificada, mas 
degrada várias métricas de 
desempenho.
A segunda configuração 
investiga a abordagem 
oposta e inclui todos os quatro 
motores de popa Plettenberg 
Nova 15. Essa abordagem 
minimizaria a massa do veículo e, 
ao mesmo tempo, diminuiria o 
trabalho necessário de projeto e 
análise em aproximadamente ½ 
devido ao uso do mesmo projeto de 
motor no cubo para cada canto.
A posição de montagem dos motores dianteiros agora é mais alta, o que aumenta o CG. Essa 
configuração também resulta em diminuição de potência e aumento de massa não suspensa, o que 
degrada a dinâmica do veículo.
Configuração Dois
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Enquanto o CG dos cantos dianteiros e a 
inércia de guinada aumentam, o CG 
ligeiramente mais alto é uma compensação de 
design que vale a pena aumentar a capacidade 
de aceleração. A estratégia de controle para 
vetorização de torque pode superar 
adequadamente o aumento da inércia de 
guinada.
A configuração três aproveita os benefícios de 
ambos os sistemas enquanto minimiza as 
desvantagens de cada um.
A inércia do sistema também é mantida no mínimo com a massa localizada baixa no veículo e ao longo da linha 
central.
O design do motor dianteiro no cubo permite 
a implementação dos motores Plettenberg 
Nova 15 nas rodas dianteiras, eliminando as 
juntas homocinéticas, caixa de engrenagens, 
tripés e semi-eixos, o que aumenta a eficiência.
A parte traseira do veículo 
incorpora os motores Plettenberg 
Nova 30 com uma caixa de 
engrenagens de eixo paralelo 
simétrica de redução de velocidade 
única de dois estágios. A caixa de 
câmbio gera o torque por meio de 
duas juntas homocinéticas. O torque 
então viaja através de semi-eixos 
para as rodas. Essa configuração 
acomoda os motores maiores, que 
atingem os 75% de potência 
desejados nas rodas traseiras, 
mantendo a massa suspensa e 
diminuindo o número de componentes 
complexos a serem fabricados. Figura 6: Vista frontal interna, traseira traseira externa
22
Figura 5: Vista frontal interna, traseira traseira externa
Configuração três
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Seleção do trem de força
Custo
Total 20
Desempenho
20
Eficiência
23
Confiabilidade
QFD do trem de força
Configuração Um
Viabilidade do Conceito Geral
Configuração dois
Desejável divisão de potência da frente para trás
Cumprimento das Regras
Configuração três
Fabricabilidade
Peso
Inovação
Os três conceitos de drivetrain são avaliados com base em sua conformidade com as regras da FSAE, 
desempenho e viabilidade de implementação e probabilidade de ganhar pontos de design na competição. A 
matriz QFD permite a análise quantitativa e qualitativa dos sistemas para determinar a solução ideal para o desafio 
do projeto.
O WR-217e seguirá em frente com a configuração três para sua pontuação no estudo, bem como sua viabilidade 
geral e probabilidade de sucesso. Os projetos de transmissão dianteira e traseira independentes permitem um fator de 
segurança adicional ao veículo, pois a falha em um sistema não torna o carro impossível de dirigir. Essa configuração 
também permite um desafio de design maior.
Tabela 2: Implantação da função de qualidade para seleção de trem de força
A matriz dá um para vermelho, dois para amarelo e três para verde. Cada um dos três projetos é bastante 
equivalente com a configuração três classificada com uma pontuação ligeiramente mais alta. Isso não é surpreendente, 
já que cada uma dessas três configurações de design é utilizada na competição Formula Student e cada configuração 
demonstrou desenvolver um veículo capaz de ficar entre os três primeiros em design e geral.
23
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Projeto Planetário
Espaço de design
O projeto planetário é limitado pela velocidade de operação do Plettenberg Nova 15, pelo torque desejado e pelo 
espaço do projeto geométrico alocado para a transmissão. Esta área alocada está localizada entre a face frontal do 
motor e a face traseira do cáliper. Todos os componentes do subsistema devem estar dentro deste espaço. Os 
componentes são as engrenagens planetárias, superfície de montagem vertical, placa do invólucro da transmissão, 
fixadores e vedações, recursos de montagem e recursos de retenção.
O espaço de design para o planetário é indicado abaixo na figura 7. As linhas vermelhas em negrito destacam as áreas 
nas quais o sistema deve permanecer, enquanto a região sombreada em vermelho destaca o sistema empacotado.
Figura 7: Espaço de design de embalagem de transmissão de motor frontal no cubo
24
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Parâmetros de engrenagem
[polegada]
[polegada]
24
24/60/144
[polegada]
6
[polegada][graus]
Largura do rosto (sol/planeta/anel)
0,05208
[polegada]
Número de dentes (sol/planeta/anel)
0,04167
0,01042
0,09375
Passo diametral
Para ser dado
Taxa de trem
20
[dentes/polegada]
1/2,5/6
[polegada]
[-]
Liberação
0,9 / 0,5 / 0,5625
[dentes]
Ângulo de pressão
Termo aditivo
Profundidade total
Diâmetro do passo (sol/planeta/anel)
25
Parâmetro UnidadeValor
Tabela 3: Parâmetros da Engrenagem Planetária
Como nossa engrenagem solar precisava ser montada no eixo do motor, ela precisava ter um diâmetro de passo de pelo 
menos 0,9” para encaixar na ranhura interna, mantendo a resistência. Para evitar as complicações do espaçamento 
desigual dos planetas, uma equação específica precisava ser atendida em relação ao número de dentes em cada 
membro planetário: N_r = 2*N_p + N_s.
Muitas geometrias diferentes foram consideradas, mas, no final, um passo diametral de 24 forneceu o melhor equilíbrio 
entre a relação do trem e o tamanho da engrenagem sol/anel. Definido isso, os demais requisitos fixaram os parâmetros 
básicos mostrados na tabela acima. Infelizmente, nossa taxa de trem foi menor do que especificamos, mas no final as 
restrições geométricas foram muito mais importantes porque simplesmente não poderíamos tornar o spline do motor 
menor ou o invólucro da roda maior sem desenvolvimento e testes extensivos.
Começamos com uma meta de velocidade máxima do veículo de 70 mph. Com a velocidade de pico do motor 
Nova de 10.000 rpm, isso exigia uma relação de trem planetário de aproximadamente 7,5 para ser realizado. Para caber 
dentro das restrições de espaço do invólucro da roda, buscamos um diâmetro máximo de passo da coroa dentada de 6”.
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Devido ao alto carregamento e embalagem geométrica apertada, as engrenagens precisavam ser otimizadas 
para minimizar sua pegada espacial dentro da montagem. A qualidade de fabricação, tolerâncias, material e 
polimento foram parâmetros importantes que afetam a resistência da engrenagem.
A lubrificação para a transmissão planetária deve ser realizada através de uma graxa em oposição a um óleo. Devido 
à embalagem do conjunto planetário, a vedação é um grande desafio de projeto.
Com a experiência profissional de Edgerton, o 4140 foi o material selecionado pela alta resistência e dureza. O material 
é fornecido pré-endurecido a 35 Rockwell C e pós-usinado nitretado para atingir uma dureza superficial de Rockwell C 
52-55 e profundidade de 0,015 polegadas.
A transmissão será protegida para o exterior por meio do uso de um O-ring tipo X operando de forma de vedação 
rotativa, enquanto o segundo lado da transmissão é separado do ambiente com dois rolamentos de contato angular. 
O teste de várias lubrificações será realizado dentro e fora do veículo.
As engrenagens possuem uma ampla variedade de parâmetros para especificar o perfil dos dentes da engrenagem. 
Um desenho de engrenagem padrão e uma tabela de desenho de engrenagem foram criados por meio do uso da 
24ª edição do Machinery's Handbook. Os desenhos das engrenagens sol, planeta e anel são fornecidos na seção de 
desenhos deste relatório.
A engrenagem é polida para um acabamento espelhado usando um processo de gotejamento e queda de ácido isotrópico para obter uma 
engrenagem de qualidade 12 com acabamento espelhado.
O fator determinante na fabricação de engrenagens foi obter a mais alta qualidade, folga mínima para montagem 
adequada e superfície mais dura com o perfil de superfície mais suave possível.
A seleção do material das engrenagens planetárias foi realizada com um parceiro da indústria, a Edgerton Gear. A 
Edgerton Gear é uma empresa de fabricação de engrenagens bem estabelecida que forneceu ao Capítulo UW-
Madison SAE suporte à fabricação de engrenagens por vários anos. A Edgerton Gear forneceu suporte por meio de 
tours de fabricação, suporte de design e fabricação rápida quando necessário.
26
Seleção de materiais
Considerações de fabricação
Lubrificação
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Durante sua operação, os dentes da engrenagem estão constantemente sob tensões de flexão e 
contato, o que pode fazer com que o dente se desgaste excessivamente, deforme ou até quebre completamente. 
Para garantir que os dentes da engrenagem não falhassem ao longo de sua vida útil pretendida, calculamos as 
tensões de contato e de flexão sob as quais eles estariam e a resistência que teriam contra essas tensões.
Para fazer esses cálculos, usamos as equações do Capítulo 14 de Shigley's Mechanical Engineering 
Design, 10ª edição. Essas equações foram formatadas para uso entre duas engrenagens externas de dentes 
retos, portanto os cálculos foram restritos às engrenagens solar e planetária. Como a engrenagem solar é a 
menor e mais fraca, estamos confiantes de que, apesar do fato de a coroa não ter sido analisada aqui, ainda 
estamos cobrindo o pior cenário em termos de tensões nos dentes da engrenagem.
O processo de equações que usamos é mostrado abaixo:
Tabela 8a: Desgaste da engrenagem reta b: Flexão da engrenagem reta
27
Planilha de análise do dente da engrenagem
Flexão e Desgaste
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28
Largura da Face (Pinão / Engrenagem)
Tabela 4: Entradas da Planilha
Passo diametral
Velocidade tangencial
Potência de entrada
Número de Dentes (Pinhões /
Engrenagem)
Carga Tangencial
Diâmetro do Passo (Pinão / Engrenagem)
Em seguida, calculamos todos os seguintes fatores:
Velocidade Angular (Pinão /
O fator de sobrecarga (Ko) destina-se a permitir todas as cargas aplicadas externamente
Devido à natureza iterativa do cálculo, criamos uma planilha para calcular todos os fatores e variáveis necessários para 
determinar nossos fatores de segurança. Conforme mostrado no diagrama, todos esses cálculos estão em unidades inglesas.
Engrenagem)
Nota: usamos os valores de nossa velocidade angular máxima aqui. Como não estaremos funcionando em velocidade máxima durante 
toda a vida útil especificada do sistema, isso nos renderá um fator de segurança extra.
Começamos especificando o seguinte:
Tabela 5: Entradas da Planilha
em excesso da carga tangencial nominal. Os exemplos incluem variações no torque do valor médio devido ao disparo dos pistões ou, 
no nosso caso, o torque sob vários eventos repentinos de aceleração e frenagem. Esse fator geralmente é estabelecido após considerável 
experiência de campo, mas estimamos um valor para nosso sistema usando a tabela abaixo: Um hábito que praticamos ao longo de 
todas as nossas análises (e já observado em nossa especificação das velocidades angulares) era quando não tínhamos certeza de qual 
valor especificar, sempre escolheríamos com base no que consideraríamos o pior cenário. Toda essa análise já pressupõe 
que nossas engrenagens estarão funcionando com potência máxima (e torque máximo) durante
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29
Figura 9: Fatores de Sobrecarga (Ko)
Números de qualidade de 8 a 12 são de qualidade de precisão. Como nossas engrenagens estavam sendo 
feitas sob medida,definimos nossas engrenagens como sendo de qualidade 12 (a mais alta qualidade que a equação 
permite). Com o número de qualidade definido, o fator dinâmico é calculado com a seguinte equação.
Figura 10: Equações de Fatores Dinâmicos
Os Fatores de Tamanho (Ks_p / Ks_g) refletem a não uniformidade das propriedades do material devido 
ao tamanho. Eles podem ser calculados usando os valores do fator de forma de Lewis (Y_p, Y_g) que variam com 
base no número de dentes. Obtivemos esses valores da tabela 4 mostrada abaixo, que é definida para um ângulo 
de pressão normal de 20° e dentes de profundidade total:
O Fator Dinâmico (Kv) é usado para contabilizar imprecisões na fabricação e na engrenagem dos dentes 
da engrenagem em ação, incluindo erros de transmissão. O erro de transmissão é definido como o afastamento da 
velocidade angular uniforme do par de engrenagens e pode ser causado pela vibração do dente durante o 
engrenamento, desgaste das partes de contato dos dentes, fricção do dente e outros fatores. A AGMA define um 
conjunto de números de qualidade Q que definem as tolerâncias para engrenagens de vários tamanhos fabricadas 
com uma precisão especificada na tentativa de contabilizar esses efeitos.
sua vida útil, um cenário muito pior do que o que nosso sistema atual verá. Mantendo esse hábito, especificamos 
um fator de sobrecarga improvável de 2 em cima da suposição de pior caso já existente para garantir que tenhamos 
o maior buffer possível de falha.
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30
Tabela 4: Valores do fator de Lewis
diâmetro do pinhão, com diferentes equações baseadas em diferentes faixas de largura de face mostradas 
abaixo:
O fator de distribuição de carga (Km) modifica as equações de tensão calculadas para refletir a distribuição 
não uniforme da carga ao longo da linha de contato. Idealmente, as engrenagens em um sistema serão centralizadas 
entre dois rolamentos, localizados no ponto de inclinação zero quando a carga for aplicada.
coroamento no perfil do dente, com valor 1 para dentes não coroados e 0,8 para dentes coroados. Como não 
especificamos coroamento em nossas engrenagens, definimos esse valor como 1. • Fator de proporção do 
pinhão (C_pf) - esse fator varia com base na largura da face e no passo
Figura 11: Equação do fator de tamanho
• Fator de Correção do Eletrodo (C_mc) - esse fator varia com base na existência ou não
Uma vez obtidos esses valores, os Fatores de Tamanho foram calculados a partir da seguinte equação:
Embora o fator seja difícil de aplicar ao nosso planeta e certamente poderíamos apenas defini-lo como 1, sentimos que 
calcular um valor maior que a unidade não faria mal se sentíssemos que tínhamos a capacidade de fazê-lo. Este fator é 
uma combinação dos seguintes fatores menores:
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31
Figura 12: Fatores de Sobrecarga (Ko)
ajustes feitos na engrenagem na montagem para reduzir os problemas causados pelo fator de distribuição de 
carga. Portanto, se a engrenagem não for ajustada na montagem, o valor desse fator deve ser especificado em 
unidade. Caso contrário, um valor de 0,8 é recomendado. Como teríamos acesso total ao sistema em sua 
montagem para detectar erros e ajustar, definimos esse valor como 0,9.
• Fator de Alinhamento de Malha (C_ma) - esse fator é responsável por quão bem as engrenagens se alinham e 
engrenam com base na condição e nos tipos de engrenagens usadas. Como uma largura de face maior traz 
uma área maior para desalinhamento, o valor desse fator é baseado em uma função quadrática baseada na 
largura de face como segue:
• Fator de Correção de Alinhamento de Malha (C_e) - este fator é usado para contabilizar qualquer
colocação do pinhão entre seus mancais.
Como nossas engrenagens serão fechadas e feitas sob medida, especificamos a condição de unidades de engrenagem 
fechadas de precisão extra ao calcular nosso fator de alinhamento de malha.
• Modificador de proporção do pinhão (C_pm) - este fator compensa qualquer descentralização
Tabela 5: Alinhamento de malha Valores de equação de fator com base nas condições do sistema
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32
Com todos esses fatores menores especificados, o fator de distribuição de carga foi calculado usando a seguinte equação:
Figura 14: Espessura do aro em comparação com a profundidade total
O Fator de Ciclo de Tensão de Flexão (Yn_p / Yn_g) é usado para modificar a resistência da engrenagem para vidas 
diferentes de 10^7 ciclos (onde Yn recebe um valor de unidade). Como nossas engrenagens estão girando em velocidades 
diferentes, elas terão um número diferente de ciclos de vida, então esse fator deve ser calculado tanto para o pinhão quanto para 
a engrenagem. Como diferentes materiais e tratamentos podem variar a confiabilidade da vida útil, são necessárias equações 
diferentes para o fator de ciclo de tensão de flexão para cada tipo. Usamos o seguinte gráfico para determinar a equação certa 
para o nosso sistema:
Figura 13: Equação para fator de distribuição de carga
O Fator de Espessura do Aro (Kb) é usado quando a espessura do aro não é suficiente para fornecer suporte 
total para a raiz do dente, o que levanta preocupações de que a falha por fadiga de flexão possa ocorrer no aro e não no filete 
do dente. O fator é uma função da taxa de backup mb, mostrada intuitivamente no diagrama à direita Se a taxa de backup for 
maior ou igual a 1,2, o fator de espessura do aro pode ser definido como 1 porque a espessura do aro é considerada suficiente 
para apoiar a raiz do dente. Como nossa taxa de backup atende a esse critério, definimos nosso fator de espessura do aro como 
unidade.
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33
Figura 15: Equações do Fator de Ciclo de Tensão de Flexão
gráfico, e não sabíamos qual parâmetro usar. Conversamos com um dos professores da universidade, que explicou que, embora 
nossa superfície nitretada fosse benéfica porque aumentava nossa dureza superficial, essa dureza extra poderia ter um efeito 
prejudicial na quantidade de desgaste na superfície e aumentar o estresse visto no material . Portanto, escolhemos a linha de equação 
com base em um tratamento nitretado.
A princípio, ficamos confusos com o fato de que tanto o acabamento superficial quanto a dureza Brinell foram usados neste
Figura 16: Equações do Fator do Ciclo de Estresse
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34
O fator de temperatura (Kt) recebe um valor maior que 1 quando o sistema é operado
fator de ciclo de tensão, mas para tensão de contato. Em um processo semelhante ao seguido acima, o gráfico à direita 
é usado para determinar a equação certa. Assim como antes, optamos por usar a linha nitretada para o nosso cálculo
Ele é usado como um fator de segurança adicional para garantir que você esteja completamente seguro usando seu sistema 
para a finalidade a que se destina. Especificamos um fator de confiabilidade de 1,25 com o objetivo principal demelhorar 
nossa confiabilidade no papel de 99% para 99,9% e como uma proteção adicional aos nossos cálculos para garantir que não 
cometemos erros.
O fator de geometria de resistência à corrosão (I) é um fator bastante autoexplicativo que especifica a 
resistência de ambas as engrenagens à corrosão com base no ângulo de pressão, taxa de compartilhamento de carga 
e taxa de velocidade das engrenagens usando a seguinte equação.
O fator de ciclo de tensão por pite (Zn_p/Zn_g) funciona usando a mesma premissa que o fator de flexão
A taxa de compartilhamento de carga (mn) é igual à largura da face dividida pelo comprimento total das linhas em 
contato. Para nossa sorte, para engrenagens retas, a taxa de compartilhamento de carga é igual à unidade, então não 
precisamos entrar em detalhes sobre como isso é encontrado.
O Fator de Confiabilidade (Kr) é usado para contabilizar qualquer confiabilidade especificada diferente de 99%.
O Fator de Condição da Superfície (Cf) depende do acabamento da superfície, tensão residual e outras 
propriedades relacionadas do material usado. As condições de superfície padrão para os dentes da engrenagem ainda não 
foram estabelecidas, mas se a condição da superfície for ruim, a AGMA recomenda um valor maior que 1. Como nossas 
engrenagens são feitas sob medida, nossos fabricantes fornecerão um acabamento de superfície adequado, então definimos 
esse valor como unidade. Se estivermos enganados nisso, estamos confiantes de que nossa superestimação de outros fatores 
será mais do que suficiente para compensar.
.
em temperaturas superiores a 250°F. Como não se espera que nosso planeta tenha temperaturas tão altas, 
definimos esse fator como 1.
Tabela: 6 valores de fator de confiabilidade para diferentes porcentagens de confiabilidade
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35
Mg é a relação de velocidade das engrenagens, definida simplesmente como mg = (Ng / Np). Deve-se notar que esta equação é 
destinada apenas para uso em engrenagens externas
Figura 17: Valores do fator de geometria com base no número de dentes na engrenagem analisada e na engrenagem de acoplamento
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36
ductilidade dos materiais usados no pinhão e na engrenagem. Mais especificamente, depende de seus módulos 
elásticos e razões de Poisson da seguinte forma:
Os Fatores de Geometria de Resistência à Flexão (J_p, J_g) funcionam de forma semelhante ao fator 
de resistência à picada, mas para uso na análise da tensão de flexão em vez da tensão de contato. Esses fatores 
dependem da proporção do número de dentes entre as engrenagens engrenadas, mostradas no gráfico abaixo: 
Para usar o gráfico, primeiro encontre o número de dentes na engrenagem para a qual deseja encontrar o fator no 
eixo x. Em seguida, trace seu caminho verticalmente até a linha preta que representa o número de dentes da 
engrenagem de acoplamento. Simplesmente trace horizontalmente à esquerda a partir do ponto de interseção para 
determinar o fator de geometria para aquela engrenagem. Em seguida, faça o mesmo para a outra engrenagem do par.
os dentes podem suportar, e é com isso que compararemos nossas tensões calculadas para determinar se os 
dentes falharão na flexão. Dito de outra forma, esta é a nossa “força” de flexão de dente, e depende da qualidade 
metalúrgica e dureza Brinell do material utilizado em nossas engrenagens conforme gráfico abaixo:
As tensões de flexão permitidas (St_p/St_g) determinam quanto estresse de flexão nosso equipamento
O Coeficiente Elástico (Cp) é usado na equação para tensão de contato e é baseado na
Figura 18: Equação para Coeficiente Elástico
Figura 19: Equações de tensão de flexão admissível com base na qualidade metalúrgica e dureza Brinell
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37
O Fator de Dureza (Ch) é usado apenas para a engrenagem do par, ou no nosso caso para o
Figura 20: Equações de tensão de contato admissível com base na qualidade metalúrgica e dureza Brinell
planeta. Como o pinhão tem um número menor de dentes do que a engrenagem, ele está sujeito a mais ciclos de 
tensão de contato ao longo do tempo. Ao tornar o pinhão mais duro que a engrenagem, pode-se obter uma resistência 
superficial uniforme. Esse fator deve levar em conta essa diferença de dureza ao calcular as tensões de contato na 
engrenagem. Em nosso caso, não especificamos durezas diferentes para as engrenagens solares ou planetárias (ou 
seja, nossa taxa de dureza = 1), então Ch = 1 para nosso pinhão e nossa engrenagem.
Com todas essas propriedades e fatores determinados, fomos capazes de calcular as tensões de 
flexão/contato, resistência à flexão/contato e fatores de segurança de flexão/desgaste para nossas engrenagens solares 
e planetárias. Apesar de especificar todos os nossos fatores para o pior caso e adicionar fatores de segurança extras 
sempre que possível, nosso fator de segurança mais baixo foi de 1,43 para desgaste do dente do pinhão.
A tensão de contato admissível (Sc_p/Sc_g) determina quanta tensão de contato nossos dentes de 
engrenagem podem suportar e é com o que compararemos nossas tensões calculadas para determinar se os dentes 
falharão devido ao desgaste. Em outras palavras, esta é a nossa “força” de contato com o dente e depende das mesmas 
propriedades que a tensão de flexão admissível, conforme mostrado abaixo:
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Análise de ajuste de contração
engrenagem
Área de contato entre
anel e rolamento
Variável
F_f
Coeficiente de fricção
N
Engrenagem
r_out_ring D_out_ring / 2
T / r_out_ring 
mu*N
Raio externo do anel
0,1000
504.3367
(conhecido)
FW
Definição
1593.1260
3.1589
Força normal entre
Pressão entre o Anel e o 
Rolamento
A área da superfície sobre a qual a pressão atua - a 
área da superfície externa da coroa
p
Força devido ao atrito
Coeficiente de atrito entre dois metais, pior caso, 
assumido como 0,1 (de Alex Gehrke)
F_T
s*A
Largura da Face do Anel
0,5625
Torque na interface
Equação
(estimado)
5923.8368
A 2*pi*r_out_ring*FW 11.1643
no
(conhecido)
Assumindo o ajuste de contração mais frouxo
(conhecido)
Resultado
530.6047
592.3837
T
anel e rolamento
Força devido ao Torque
Comentários
687,02 F
Tabela 8: Cálculos para determinar o aquecimento necessário para ajuste por contração apenas 
por aquecimento Aquecimento do centro da roda Coeficiente de 
expansão térmica - Centro da roda 0,0000131 in/F Folga total de interferência 
Expansão total necessária Temperatura necessária (acima da 
temperatura ambiente)
A temperatura do membro externo em um ajuste por contração (no nosso caso, o centro da roda) 
depende da expansão total necessária e do coeficiente alfa de expansão linear do metal. A expansão total 
necessária consiste na tolerância total para retração com um valor adicional para folga. Os cálculos abaixo 
analisam o pior cenário para as peças que precisamos encaixar por contração - o menor furo do centro da roda 
(+0 thou_in) com a maior coroa dentada para encaixarnele (+7 thou_in). A primeira possibilidade é apenas aquecer 
o centro da roda, e manter a coroa em temperatura ambiente, conforme Tabela 8 abaixo:
Para evitar o deslizamento entre a coroa e o rolamento no qual ela é encaixada, a força de atrito entre as duas 
superfícies precisa ser capaz de neutralizar o maior torque visto na interface entre elas. Os cálculos abaixo 
determinam se o atrito do ajuste de pressão é grande o suficiente para evitar o deslizamento:
0,007
Tabela 7: Cálculos para determinar se o ajuste de contração escorregará sob o torque máximo de carga
em 
em 
em
0,002 
0,009
Com base nos resultados da tabela acima, o ajuste mais solto da Classe FN3 não falhará sob o torque máximo 
possível que a coroa pode experimentar. Definindo o fator de segurança como F_real/F_permissível, esta contração 
tem um fator de segurança de 1,175.
38
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39
A segunda possibilidade é apenas resfriar a coroa, e manter o centro da roda em temperatura 
ambiente, conforme Tabela 9 abaixo:
Também problemático - não podemos realmente resfriar a coroa para -500K, apesar de quão incrível isso seria. 
Somos mais limitados pelo quanto podemos resfriar do que pelo quanto podemos aquecer. O nitrogênio líquido 
pode atingir cerca de -320F, então vamos supor que o usamos para resfriar nosso equipamento até -300F (para 
compensar as perdas térmicas). Conhecendo a contração da engrenagem nessa temperatura, podemos calcular a 
temperatura (reduzida) do centro da roda necessária para expandi-la o restante da tolerância necessária, conforme 
Tabela 10 abaixo:
Tabela 9: Cálculos para determinar o ajuste de contração necessário apenas por resfriamento.
0,007 
0,002 
0,009
Resfriando a Engrenagem 
Anel Coeficiente de Expansão Térmica - Engrenagem Anel 0,00000678 in/F 
Folga Total de Interferência Contração Total Necessária na 
Temperatura Requerida (abaixo da temperatura 
ambiente) 1327,433628 F
em 
em
Como o coeficiente de expansão térmica é maior para o centro da roda do que para a coroa, será muito mais fácil 
para nós expandir o centro da roda do que encolher a coroa.
Tabela 10: Cálculos para determinar o aquecimento necessário no centro da roda para ajuste por contração 
com coroa dentada de -300F Resfriamento da coroa dentada 
Aquecimento do centro da roda Temperatura abaixo de RT -300 F Expansão necessária 0,0069 in Contração 0,0020 in Temperatura 
acima de RT 531,75 F
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Análise de Eixo
0,505 em
0,9175 em2.5e6
Módulo Elástico (E) 205 GPa Raio de concordância (r)
Propriedades do Material
(Aço AISI 4140)
Módulo de Rigidez (G) 79,3 GPa Área Mínima (A)
Valor Dimensões Geométricas Valor
0,0625 em
0,200 in²
Resistência máxima (Sut) 670 MPa Diâmetro principal (D)
Força de Rendimento (Sy)
0,63 em
Número de ciclos (N)
435 MPa Diâmetro menor (d)
Braço de Momento (L)
Figura 21: Um desenho realmente foda do nosso eixo e engrenagem solar
Avaliamos o eixo do motor usando o método de vida útil para determinar se o eixo falharia por fadiga.
Tabela 11: Propriedades importantes do material e dimensões geométricas para análise da resistência do eixo.
40
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41
Figura 24: Equação para ka
Figura 22: Equação para Se
força do material. Usando a equação e a tabela à direita, assumimos um acabamento superficial usinado em 
nossos cálculos.
O limite de resistência (Se') é a resistência de resistência de um corpo de prova semelhante sob 
carga completamente invertida e foi definido pela equação mostrada à direita. Como Sut < 1400 MPa, Se' = 0,5*Sut.
A análise começou encontrando a resistência do eixo, Se, determinada pela equação abaixo:
O fator de superfície (Ka) é baseado na qualidade do acabamento da superfície e resistência à tração
Figura 25: Equação para kb
Figura 23: Equação para Se'
Tabela 12: Valores para aeb dependendo do acabamento da superfície
Uma explicação dos valores escolhidos para cada fator nesta equação é a seguinte:
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42
O Fator de Confiabilidade (Ke) é responsável pela dispersão dos dados experimentais durante o teste de amostra 
de fadiga. Uma confiabilidade de 99,9% foi escolhida e um valor de Ke de 0,753 foi definido com base na tabela à direita.
(axial, flexão, torção). Como analisamos o eixo em um cenário de carregamento combinado (torque e flexão), esse fator 
recebeu o valor 1.
Figura 28: Fatores de resistência à fadiga dependendo da resistência 
à tração final
Tabela 13. Fator de confiabilidade para diferentes porcentagens de confiabilidade especificadas.
O Fator de Tamanho (Kb) foi determinado pelo diâmetro mínimo do eixo sendo analisado pelas equações 
do gráfico à direita.
abaixo de. f é encontrado usando o gráfico mostrado à direita:
O fator de temperatura (Kd) aumenta a resistência para aumentos de temperatura de até 500F, onde a resistência 
começa a diminuir. Para nossa análise, estamos assumindo que o eixo estará operando em ambientes de temperatura 
ambiente, onde este fator é prescrito como um valor de 1.
Com nosso Se calculado, calculamos a resistência à fadiga Sf usando as equações
O fator de carregamento (Kc) depende do cenário de carregamento da amostra que está sendo analisada
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Figura 30: Fatores de concentração 
de tensão para uma barra redonda 
ranhurada sob torção
43
Figura: 31: Fatores de concentração de tensão para 
uma barra redonda ranhurada sob flexão.
e kfs) deve ser encontrado usando os fatores de concentração de tensão (kt e kts) e a sensibilidade ao 
entalhe (q):
Os Fatores de Concentração de Tensão (Kt, 
Kts) foram encontrados com base em valores gráficos 
tabulados para uma barra redonda ranhurada sob 
flexão (Kt) e carregamento de torção (Kts).
Para calcular as tensões média e alternada, os fatores de concentração de tensão de fadiga (kf
A sensibilidade do entalhe (q) define a 
sensibilidade do corpo de prova aos entalhes na carga 
de fadiga. Foi determinado usando o gráfico à direita 
usando o raio do entalhe e a resistência à tração final.
Figura: 29: Sensibilidade ao entalhe q com base 
no raio do entalhe e resistência à tração final
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44
A tensão média é 
apenas da tensão de 
cisalhamento no eixo devido 
ao torque do motor T
Um fator de segurança (n) de 1,57 foi determinado 
usando a equação de Goodman modificada mostrada abaixo.
A tensão 
alternada é apenas da 
tensão de flexão no eixo 
devido à carga radial 
distribuída, aproximada como 
uma força pontual F.
Uma vez conhecida a resistência do eixo, calculamos a média de Von Mises e as tensões 
alternadas com base nas equações abaixo:
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O motor é montado na face por meio de 12 parafusos M5 na parte traseira da coluna vertical, e a 
parte frontal da coluna vertical se encaixa no sistema de transmissão, centro da roda, placa de transmissão 
e sistema de freio. Cada componente do sistema é totalmente analisadousando cálculos manuais, 
simulações de solidworks e, quando necessário, o uso de software mais aprofundado, como o Thermal 
Desktop e o KISSsoft.
A arquitetura desse sistema foi selecionada para minimizar a massa, maximizar a taxa 
de transmissão, atingir um fator de segurança de 1,5, alcançar uma vida operacional mínima de 69 horas e 
ser o mais confiável possível. A montagem é mostrada abaixo destacando cada componente em uma vista 
explodida.
Os casos de carga para cada componente são conduzidos a partir de simulações da dinâmica do 
veículo. As simulações calculam o limite de tração dos pneus com base na massa, distribuição de peso e 
cinemática do veículo. As forças de simulação são sempre verificadas por cálculo simplificado para casos de 
carga conservativa. Essas forças estimadas são sempre conservadoras para garantir um fator de segurança 
adicional para forças não contabilizadas ou mal compreendidas.
Figura 32: Vista explodida e rotulada da montagem
45
Arquitetura In-Hub
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Design vertical
A coluna vertical do WR-217e 
combina os requisitos convencionais de 
vários componentes em uma nova 
arquitetura. Em primeiro lugar, a coluna 
satisfaz a reação das cargas dos braços 
A, da barra de direção e da barra de tração 
do sistema de suspensão dianteira. Em 
segundo lugar, a vertical satisfaz 
compensando a rotação da roda do veículo 
através do uso de dois grandes rolamentos 
de seção fina. Finalmente, a vertical atua 
como a metade interna do gabinete da 
transmissão e localiza o motor e as 
engrenagens planetárias por meio de três 
suportes de rolamento separados em 120 
graus. A combinação da caixa vertical, cubo 
e caixa de transmissão é uma maneira 
eficiente e leve de acondicionar o sistema 
de transmissão In-hub inteiramente dentro 
do pneu do veículo.
Este sistema deve passar por 
todas as regras FSAE 2017-2018, reduzir 
a velocidade do motor elétrico e aumentar o 
torque para fornecer a aceleração desejada e 
as metas de regeneração e suportar todas as 
cargas operacionais.
Requisitos de sistema
Figura 33: Pontos de montagem da suspensão vertical
Figura 34: Pontos de montagem do rolamento vertical
46
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forças e momentos através de seções transversais extremamente pequenas. Várias empresas, como NSK, Kaydon, Timken, SKF 
e SilverThin, fornecem esse tipo de rolamento em várias configurações.
Com a transmissão planetária de 
acionamento por anel, foi necessária a implementação 
de rolamentos de grande diâmetro interno. A fim de 
minimizar a massa e a área da seção transversal 
ocupada pelos rolamentos grandes, pesquisas trouxeram 
à luz os rolamentos de seção fina.
O sistema de transmissão para os cantos 
dianteiros do veículo é fortemente limitado dentro do 
eixo de largura do veículo. Para acomodar uma 
redução de 6,0 -7,5, era necessária uma transmissão 
planetária de estágio único ou duplo.
Os rolamentos de seção fina, embora extremamente caros, permitem que o projetista reaja o necessário
Devido a considerações orçamentárias, cada empresa foi contatada e a SilverThin concordou em
O sistema de transmissão planetária é montado 
em três rolamentos rígidos de esferas NSK em uma 
configuração de acionamento solar, planeta fixo e 
acionamento por anel. Enquanto um anel fixo e um 
acionamento planetário aumentariam a relação de 
transmissão em 1,0, a largura de tal sistema empurrava o 
pacote para fora da região de restrição axial e para dentro 
da haste de tração frontal.
apoiar o projeto por meio de uma redução de aproximadamente 50% no custo. As classificações de vida e carga dos 
rolamentos de cada empresa foram determinadas como sendo de um delta insignificante.
47
Figura 35: Planetário, rolamento do cubo e montagem do motor
Interface de Transmissão
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Seleção de rolamento
Caixa de Carga
Os dois estudos mostrados abaixo investigados foram os mancais de contato angular ÿ x ÿ e ½ x ½.
Os rolamentos de contato angular são retificados com precisão como um par e montados costas com costas com uma pré-carga 
predefinida transmitida por meio do aperto dos retentores da pista interna e externa do rolamento.
Carga máxima do momento: 7020 lbs-in
Tabela 15: Casos de carga
Como mostrado, há um delta muito grande entre a vida das seções transversais menores e maiores.
Existem vários parâmetros que afetam a vida útil do rolamento, incluindo ambiental, carregamento, térmico, fricção, lubrificação, 
pré-carga, folga axial e radial e muitos mais.
Estudo de caso de carga de rolamento
Carga máxima de impulso: 780 libras
Através da colaboração com Silverthin foi determinado que a vida útil mínima esperada do rolamento, com base na análise 
do pior caso, seria entre 69,2871 e 122,745 horas.
A equipe de engenharia da Silverthin apoiou o projeto por meio de um estudo de seleção de rolamentos.
Faixa de RPM: 0-1300 RPM
Carga radial máxima: 390 libras
Devido à arquitetura exclusiva do projeto do motor no cubo, a utilização dos rolamentos de contato angular de seção fina 
SilverThin foi necessária para obter a embalagem do conjunto.
Ambos os rolamentos de quatro pontos de contato e de contato angular de vários tamanhos foram investigados. Foi determinado que, 
devido ao carregamento do rolamento, mostrado abaixo, uma seção transversal de ½ polegada por ½ polegada forneceria a vida útil 
desejada ao sistema.
Figura 36: Diagrama de carregamento do rolamento do cubo
48
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folga axial e tamanho do rolamento. Como os rolamentos são do mesmo tipo e operariam nas mesmas 
condições, foi determinado simplificar a análise eliminando o outro parâmetro.
A pré-carga axial é obtida por 
meio de uma força de fixação que uma 
pista de rolamento apresenta usinada no 
centro da roda e na vertical junto com dois 
conjuntos de abas de pressão. O esquema à 
direita destaca os vários componentes que 
mantêm o rolamento no lugar.
Este estudo, no entanto, investigou apenas dois desses parâmetros que eram o caso de carga,
Figura 37: Gráfico de vida útil do rolamento mostrando a classificação de pré-carga versus vida útil para duas seções transversais do rolamento
Figura 38: Esquema do método do retentor de rolamento
49
Vida útil do rolamento
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contaminação, vibrações, lubrificação, etc.
A classificação de vida fornecida é estatística. O número fornecido significa a vida que noventa
Este estudo de vida realizado pela SilverThin analisou a distribuição de carga dentro do rolamento e
por cento dos rolamentos fabricados exatamente com a mesma construção e submetidos às mesmas condições 
sobreviveriam antes que surgissem os primeiros sinais de falha por fadiga. Este é um estudo investigado para um 
milhão de revoluções do rolamento.
a tensão de contato máxima resultante dentro do rolamento. A tensão de contato de um rolamento é semelhante 
a uma tensão de contato hertziana entre umaesfera e um cilindro ou uma esfera em um copo. A análise de tensão 
de contato hertziana múltipla pode ser facilmente realizada usando o Roark's Handbook ou uma calculadora de tensão 
de contato hertziana on-line, como a de amesweb.info. Alguns dos cenários de carregamento são mostrados abaixo.
Os cálculos de fadiga estão simulando um elemento rolante sobre o mesmo local repetidamente. 
Essa simulação cria uma tensão antes da nota antes da “bola” rolar e uma tensão na direção oposta ao passar pelo nó. 
A manifestação da falha ocorre através de uma trinca na subsuperfície que se propaga para a superfície da pista e 
resulta em uma falha por fadiga chamada 'spall'.
Figura 39: Diagramas de força de tensão de contato hertziano para vários cenários de carregamento
Mencionado anteriormente, esta análise não levou em consideração coisas como calor excessivo,
50
Simulação
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Devido ao modo de falha do 
sistema do motor dianteiro no cubo, os 
detalhes de nível inferior de seleção de 
rolamento, montagem, folgas internas 
e lubrificação também foram 
investigados para mitigar o potencial 
de problemas imprevistos. O raio de 
filete específico para cada rolamento na 
montagem vertical foi selecionado de 
acordo com os dados do fabricante do 
rolamento, conforme mostrado abaixo 
no Catálogo de rolamentos de esferas 
NSK.
Cada rolamento é fabricado com 
uma folga interna especificada 
entre os elementos de rolos e as 
pistas. Essa folga é diminuída por 
vários parâmetros do sistema. Isso 
inclui o ajuste de pressão entre a 
pista externa e o orifício da caixa, o 
ajuste de pressão entre a pista 
interna e o eixo, a temperatura 
operacional e a camada de película 
fina se lubrificada.
A camada de lubrificação torna-se 
cada vez mais importante com a escolha de 
uma graxa em vez de um óleo. A graxa ocupa um volume maior e gera mais atrito, o que resulta em menor 
eficiência e maiores temperaturas de operação.
O próximo parâmetro 
investigado para os mancais foi o 
cálculo da folga interna nominal dos 
mancais dentro do conjunto.
Essas temperaturas criam uma expansão térmica maior dos vários componentes e diminuem ainda 
mais as folgas internas dentro do rolamento.
Figura 40: Diagrama e equações da folga do mancal
51
Montagem adequada
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O diagrama de força para uma 
transmissão planetária é mostrado à direita. A força 
transmitida ao dente cria uma força transversal usada 
para acionar as engrenagens e uma força normal 
atuando para separar os rolamentos. Os rolamentos 
planetários foram selecionados com alto fator de 
segurança para minimizar a possível deflexão no 
sistema, pois as engrenagens devem ser montadas 
corretamente para evitar o acoplamento incorreto das 
engrenagens.
rolamento criado durante o ajuste por pressão do rolamento na engrenagem e no eixo. Uma vez que a 
translação axial da engrenagem planetária é improvável, o ajuste de pressão interno é solto para minimizar a 
redução na folga. A expansão térmica de cada elemento, rolamentos, engrenagens e alojamento são todos críticos, 
pois a expansão de cada elemento cria folgas internas menores. A técnica supracitada foi utilizada para calcular a 
folga estimada dos mancais durante a instalação e operação.
Os rolamentos selecionados são o NSK 6809 VV 30 mm ID e 47 mm OD com uma classificação Cr de 7250.
O principal parâmetro operacional de interesse para o sistema é a folga interna do
Os rolamentos utilizados para os planetas 
da transmissão foram selecionados com base na 
carga normal transmitida pelas engrenagens.
Tabela 16: Tabela de tamanhos de rolamentos
52
Figura 41: Diagrama de força planetária
rolamentos planetários
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Simulações
Uma vez que a barra vertical é conectada ao 
veículo por braços A e eles são presos à barra vertical por 
blocos de pé, essas simulações foram feitas em uma 
montagem com a barra vertical, os blocos de pé e as buchas 
de aço do bloco de pé encaixadas. As buchas são onde os 
parafusos do braço A seriam inseridos. Portanto, suas 
superfícies cilíndricas internas foram definidas como 
acessórios. Para os casos de giro, uma carga remota foi 
ajustada na área de contato do pneu, atuando na superfície 
sobre a qual os rolamentos de furo de 6” se encaixam. Essa 
força tem um componente na direção lateral, bem como na 
direção do deslocamento do pneu. Para modelar a frenagem, 
o torque é aplicado aos 3 orifícios e superfícies adjacentes 
onde o conjunto do freio é montado
em.
As geometrias consideradas para otimização incluíram espessuras, raios, profundidade de corte, tamanho do furo e 
todos os filetes de recursos na vertical.
A simulação do SolidWorks foi usada para identificar as zonas de alta e baixa tensão da vertical em diferentes 
situações, para que o material possa ser adicionado ou removido de acordo. O objetivo era conseguir uma distribuição 
de tensão uniforme em toda a peça. Uma distribuição de tensão uniforme significa que o peso e a resistência da peça 
foram otimizados, porque não há material onde não seja necessário e há material suficiente em locais que sofrem forças 
mais altas.
Os quatro casos de carga usados são o pico de aceleração lateral durante uma curva à esquerda, uma curva 
à direita e cópias dos dois primeiros com frenagem incluída. Essas simulações foram executadas após cada alteração 
em uma geometria na peça, para ver se uma determinada alteração traz benefícios significativos para resistência ou peso.
Figura 42: Montagem usada para FEA
53
SolidWorks Análise de elementos finitos
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54
Figura 44: Curva à Esquerda Max ÿ = 28,94 ksi
Figura 43: Caixa de carga com forças de frenagem e giro aplicadas
Resultados Os resultados de estresse dos estudos de FEA são mostrados aqui. O ponto de tensão máxima de Von 
Mises é indicado pela seta vermelha em cada resultado. Observe que o ponto de tensão máxima está em uma das 
buchas para todos os casos de carga.
Curva à Direita Max ÿ = 22,14 ksi
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55
Figura 45: Curva à esquerda + freio máximo ÿ = 83,42 ksi Curva à direita + freio máximo ÿ = 59,79 ksi
Figura 46: A curva à esquerda com caso de frenagem simultânea mostra a maior tensão para o prumo 
esquerdo. Embora o fator de segurança em toda a montagem seja consistente
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Variáveis de projeto
Limites de condição do nome do sensor
Metas
Nome Objetivo
Valor
Unidades Nome do estudo
Propriedades Nome do estudo de peso
10 de 10 cenários foram executados com sucesso.
Estresse1
Mass1 Minimizar Massa
Nome do componente Unidades Atual Inicial Ideal Cenário1 Cenário 2
Unidades
10
Nome
é inferior a Max: 70000 psi
Tipo
freio esquerdo
-
Alcance do raio da extremidade do furo principal com passo Mín: 0,16667 Máx: 0,38 Passo: 0,01 pol.
é inferior a Max: 70000 psi
Estudo de 
projeto A otimização dos recursosde uma peça com o método descrito acima pode ser muito iterativa. Para 
alterar uma dimensão, execute o FEA, compare os resultados e, em seguida, repita é um processo tedioso. Mesmo 
que leve apenas alguns segundos para executar o FEA para uma peça como esta, pode aumentar. O SolidWorks tem 
uma função que reduz um pouco a carga de trabalho do projetista. No recurso de estudo de design, as dimensões que 
devem ser otimizadas podem ser designadas e, em seguida, ele executará um caso de carga construído anteriormente 
várias vezes com metas definidas em mente (resistência máxima, menor peso, etc.) e fornecerá a melhor combinação 
de dimensões. O Estudo de Projeto foi usado para encontrar a forma ideal do recorte lateral e o raio interno do furo 
principal. Abaixo está o relatório de Estudo de Projeto gerado pelo SolidWorks.
profundidade dos bolsos internos Faixa com Passo Min:0,035 Max:0,105 Passo:0,01 no
freio direito
Restrições
Estresse2
psiEstresse1
profundidade dos bolsos internos
psi 51520
62681
no
62325
50324
0,105
62325
51520
0,035
62681
53558
Massa1
0,105
62611
Libra 2,10577 2,24309 2,10577
Estresse2
2.24309
0,035
2.22351
0,045
50324
Resultados do estudo
Configuração do Estudo de Projeto
56
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52068
profundidade dos bolsos internos
psi
2.16469
0,095
Estresse2
psi
Estresse1
64176
0,075
2.20391Massa1
0,065
61559
0,105
2.10577
53714
no
61981
profundidade dos bolsos internos
Massa1
2.12542
Estresse2
62329
2.14506
psi
50032
2.18431
0,085
63742
psi
no
64929
53334
0,055
Libra
49899
50568
Estresse1
Libra
57
Nome do componente Unidades Cenário3 Cenário4 Cenário5 Cenário6 Cenário7
Nome do componente Unidades Cenário8
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Projeto do centro da roda
O centro da roda conecta a saída da transmissão à roda. A coroa de redução da engrenagem 
planetária aciona o centro da roda e, por sua vez, aciona as carcaças das rodas. O centro da roda também 
contém o rotor do freio. Como a engrenagem anelar é encaixada por pressão no centro da roda, o ajuste 
por pressão precisa ser capaz de suportar a saída de torque máximo do motor, bem como o torque 
máximo da frenagem. Também gostaríamos de minimizar absolutamente a quantidade de deflexão nas 
engrenagens planetárias; portanto, o centro da roda também é suportado por dois rolamentos de furo de 
6”. Isso é feito para evitar que as engrenagens emperrem em altas velocidades, o que seria catastrófico. 
Grandes quantidades de energia térmica são criadas à medida que o veículo freia. Embora a área de 
contato entre o rotor e o centro da roda seja muito pequena, é possível que uma quantidade considerável 
de calor seja transferida para o centro da roda. Portanto, o centro da roda deve ser projetado para ser 
forte o suficiente para reter um fator de segurança em cenários de alta temperatura.
Requisitos de sistema
58
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Figura 47: A vista em corte do centro da roda ilustra as superfícies de suporte de carga e os caminhos 
dos torques passando pela peça
Durante a frenagem, a força de frenagem é transmitida das abas do rotor do freio para os recessos 
do retentor na extremidade externa do chapéu da roda. O caminho no qual o torque é transmitido novamente 
termina na face de montagem das carcaças das rodas, mas agora começa na extremidade externa onde o 
rotor é montado.
Quando o motor engata e a coroa gira, o torque é transmitido através da coroa montada por pressão 
para o centro da roda e depois para a carcaça da roda. Os dois rolamentos grandes também são encaixados 
na superfície interna do centro da roda, embora em uma seção com diâmetro maior. O torque passa por uma 
parte cilíndrica espessa do centro da roda e na carcaça da roda através da face de montagem da carcaça da 
roda.
Quando o veículo vira, uma carga lateral é aplicada ao conjunto de canto da área de contato do pneu. 
Para evitar que os rolamentos sejam puxados para fora do centro da roda por essa força, que pode chegar a 
1500 N, é necessário haver alguma maneira de reter os rolamentos. Decidimos aparafusar abas semicirculares 
na extremidade interna da coluna vertical. Essas abas entrarão em contato com a pista externa de um 
rolamento e impedirão que tudo no conjunto de canto externo à barra vertical (rolamentos, centro da roda, 
carcaças das rodas, sistema de freio) deslize para fora do carro sob cargas laterais.
Originalmente, o centro da roda e o chapéu do freio eram duas partes individuais, simplesmente 
porque essa é a convenção no design de veículos. Então percebemos que não precisávamos ter duas partes 
separadas. Combiná-los permite um peso total mais leve e menos complexidade, por não ter que se preocupar 
com fixadores para prender as peças entre si.
59
Arquitetura do centro da roda
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Caixa de curva 
Quando o veículo gira, a força 
lateral na área de contato do pneu fará 
com que as carcaças das rodas 
empurrem a metade inferior de sua 
superfície de contato com o centro da 
roda e puxem a metade superior da 
superfície de contato; ou vice-versa, 
dependendo da direção da curva. 
Portanto, este caso é modelado como 
uma carga remota no SolidWorks. A 
força atua na área de contato do pneu 
e a superfície de montagem da carcaça 
da roda é afetada. A peça é fixada nas 
superfícies de contato do rolamento, 
pois os rolamentos estarão fornecendo 
o suporte para reagir a essa carga.
Figura 48: FEA mostrando como a força lateral do pneu afeta o centro da roda
O uso da simulação do 
SolidWorks para modelar as forças que 
carregam o centro da roda foi essencial 
em seu projeto. Forças e torques 
esperados no centro da roda foram 
calculados usando o EES e depois 
inseridos no solidworks.
60
SolidWorks Análise de elementos finitos
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61
Figura 49: FEA mostrando como o torque de frenagem afeta o centro da roda
Essa força reage nos orifícios onde as carcaças das rodas são aparafusadas no centro da roda, de modo que os orifícios 
dos parafusos são fixados para esta simulação.
Além dos dois casos de carga individuais, é testado um caso combinado em que a frenagem e a curva 
acontecem ao mesmo tempo. É interessante notar que a peça realmente vê 15,2% menos tensão máxima no caso de 
carga combinada do que no caso de carga de frenagem.
Caixa de 
frenagem Durante a frenagem, o rotor flutuante do freio girará para entrar em contato com uma superfície nos 
recessos de retenção do rotor na extremidade externa do centro da roda. Como o rotor está girando à medida que o 
carro desacelera, essa força de contato é modelada como um torque com o eixo sendo a linha central da roda.
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62
N / D
Força [N]
1.36
O fator de segurança para o caso de carga de frenagem pode parecer pequeno, mas quando a peça falha devido a um 
torque de frenagem mais alto, a simulação mostra que o modo de falha será o rotor afundando levementeem sua 
superfície de retenção. Isso acontece sem que o restante da peça atinja sua tensão de escoamento de tração. 
Teoricamente, se um torque de frenagem muito alto for aplicado, a próxima coisa a falhar seria a estrutura sobre a qual o 
rotor repousa; e isso não acontecerá até que o torque de frenagem atinja aproximadamente 3.000 Nm, o que é inatingível 
com nosso sistema de freio.
Torque [Nm] Von Mises Tensão [kN/m2] Fator de segurança
700 3.92e5
500 5.75e3
1.29
Girando
500
Frenagem
700
Figura 50: O resultado da simulação de carga combinada
Carga Combinada
N / D
Tabela 17: Casos de carga FEA e resultados
87,82!!
3.70e5
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63
Figura 51: Falha inicial do chapéu do freio na superfície de retenção do rotor. As setas roxas indicam o 
torque do rotor. Valor máximo de tensão em Nm e localização também são mostrados
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Projeto da pinça de freio
O sistema de freio do Wisconsin Racing WR-217e está sendo projetado tendo a segurança 
como prioridade máxima. Como será discutido, os freios dianteiros utilizarão uma pinça de freio invertida 
personalizada e projetada pelo aluno. O paquímetro deve cumprir todas as regras da FSAE. Isso significa 
que o sistema de freio deve ser capaz de travar todos os 4 pneus no final de um evento de aceleração 
sem o uso do sistema de frenagem regenerativa. Além disso, todos os componentes do sistema devem 
ser capazes de suportar uma entrada de 2000N no pedal do freio.
A equipe Wisconsin Racing também estabeleceu requisitos adicionais para o sistema. Primeiro, 
para realizar o sistema de tração nas quatro rodas que está sendo implementado, o rotor e a pinça devem 
ser embalados dentro de um pneu FSAE de 10 polegadas. Este requisito é discutido mais adiante na 
seção Orientação Invertida a seguir. O sistema de freio também deve ser capaz de fornecer 1,8 g de 
desaceleração. Esse valor foi selecionado porque normalmente é o pico que os veículos anteriores 
conseguiram atingir. Essa consistência ajudará nossos motoristas a se adaptarem rapidamente ao sistema.
Além disso, o sistema deve fornecer essa desaceleração com entrada de 150 lbf no pedal do freio.
Requisitos de sistema
64
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Orientação Invertida
Determinado pelo pneu FSAE de 10"
Espaço de design para eixo do motor estendido
Conjunto do freio dianteiro
Figura 52: Diâmetro máximo do conjunto do calibrador conforme
Figura 53: Vista de seção do trem de força frontal e
Figura 54: Vista de seção do Design Space de
No entanto, durante os testes e competições, não é incomum 
que as rodas sejam removidas várias vezes ao longo do dia. 
Assim, para remover o pneu do veículo sem remover todo o 
sistema de freio, todo o sistema deve ser comprimido ainda mais 
para acondicionar dentro de um espaço de 6,25 polegadas de 
diâmetro no aro. Isso pode ser visto na Figura à direita.
A figura à direita mostra o design disponível
O diâmetro é limitado para permitir que o pneu seja removido 
sem remover o sistema de freio. Com um requisito de espaço 
tão restrito, o uso de um calibrador convencional montado na 
parte externa do rotor resultaria em uma limitação significativa 
do diâmetro do rotor. Isso significa que o rotor seria menor do 
que o diâmetro mínimo do rotor de 6-8" que
A linha vermelha sólida no lado esquerdo do pneu mostra a borda do 
espaço de design permitido pelas regras da FSAE. O sistema de freio 
atual se alinha com a borda do espaço permitido. Uma solução 
alternativa foi apresentada para estender o eixo do motor em direção 
ao monocoque do carro e colocar um rotor maior neste local. Isso 
removeria a restrição de tamanho do rotor causada pela remoção do 
pneu. Porém, para implementar esse sistema de freio, teríamos que fazer 
um furo no conjunto do motor e estender o eixo. Esta não era uma opção 
de eixo possível do fornecedor do motor e correria o risco de danificar o 
motor. Além disso, a geometria da suspensão precisaria ser reprojetada 
para acomodar um rotor maior. Assim, esta opção não foi explorada.
O gráfico à direita mostra uma seção transversal do trem 
de força dianteiro dentro da roda. A seção destacada em vermelho 
mostra o conjunto do motor e da transmissão.
O sistema de freio dianteiro para este veículo requer um 
layout não convencional. De acordo com as regras da FSAE, 
nenhuma parte do veículo pode se estender além da superfície 
externa da roda. Como este veículo utiliza um sistema de tração 
nas quatro rodas com um motor elétrico externo em cada uma das 
rodas dianteiras, a única opção de embalagem para o sistema de 
freio dianteiro está dentro do invólucro da roda de 10 polegadas.
espaço destacado em vermelho. Este espaço representa a 
área entre a borda do pneu e o chapéu do freio.
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Correr é tentar
Figura 56: Paquímetro invertido personalizado TU Delft
Figura 55: A pinça dianteira do EBR 1190 apresenta 
uma geometria invertida semelhante ao que Wisconsin
66
A geometria invertida permite que o rotor seja estendido até o diâmetro 
máximo possível e, portanto, forneça o torque de frenagem máximo possível 
para uma determinada pressão de linha e diâmetro do pistão.
Este sistema de freio invertido também foi implementado
pinça invertida projetada que é montada no conjunto da engrenagem 
planetária. O sistema é muito semelhante ao usado como pinça dianteira na 
moto esportiva EBR 1190RX da Eric Buel Racing.
é especificado por calibradores que são tradicionalmente usados pelas 
equipes FSAE. Mesmo que as pinças fossem modificadas para permitir 
rotores tão pequenos, superar a redução na capacidade de torque causada 
pelo downsizing exigiria pressões operacionais inatingíveis. Isso leva à 
necessidade de uma pinça invertida personalizada.
A redução na capacidade de torque de frenagem causada pela mudança para 
uma roda de 10 polegadas torna esta pinça insuficiente para as necessidades 
da Wisconsin Racing.
na competição FSAE Electric. A TU Delft, uma equipe sediada na Holanda, 
desenvolveu uma pinça invertida personalizada baseada em uma pinça ISR 
de 2 pistões. A equipe construiu um sistema muito semelhante ao que a 
Wisconsin Racing Team está projetando, porém o design TU-Delft é baseado 
em uma roda de 13 polegadas.
A equipe do sistema de freios decidiu seguir um costume
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Cálculos de freio
Tabela 18: Saídas de expansão térmica do código EES construído pelo aluno
Para dimensionar adequadamente o calibrador personalizado, um código EES (Engineering Equation 
Solver) programado pelo aluno foi usado para prever o desempenho do sistema de freio. Este código, 
originalmente projetado pelo membro da equipe Formula SAE e estudante da UW-Madison Grad Dan Janecek, 
recebe entradas de parâmetros do veículo e informações de saída, como saída de torque da pinça, aumento da 
temperatura do rotor para uma determinada parada, capacidadede torque do pneu e linha hidráulica pressões. 
O código EES inclui dados de pneus, efeitos do pacote aerodinâmico e cálculos de dinâmica do veículo para 
prever com precisão a aderência longitudinal do veículo a uma determinada velocidade. Com isso, podemos 
determinar a saída de torque da pinça necessária para superar a aderência do veículo durante o teste de freio.
Este código EES foi atualizado com os parâmetros do veículo elétrico e modificado para incluir os cálculos 
de expansão do rotor. Além disso, a massa rotativa do motor, conjunto de engrenagens planetárias, rotor do 
freio e pneu também foram incluídos no requisito de torque para a pinça.
67
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Colaboração com a Hayes Performance Systems
Figura 57: Almofada de metal sinterizado doada 
pela Hayes Performance Systems
Figura 58: Dados de teste do composto de freio 
compilados a partir do teste do dinamômetro de freio
Sua vasta experiência com veículos de nosso tamanho e com aplicações de corrida provou ser vital para o sucesso 
de nosso projeto de pinça.
O carro de combustão atualmente utiliza pastilhas 
orgânicas personalizadas feitas pela Carbotech. Testes anteriores 
mostraram que essas almofadas variam muito com a temperatura, 
como pode ser visto à direita. Isso é preocupante porque o teste de 
freio, no qual o veículo deve travar os quatro pneus, será com o 
sistema frio.
com alta dureza em toda a temperatura de operação do rotor. Os engenheiros colaboradores da Hayes 
Performance Systems recomendaram o aço inoxidável 410 para esta aplicação. Esta liga é comumente usada pela 
empresa para os rotores de motocicletas de corrida e outras aplicações de alto desempenho. Oferece alta resistência 
e dureza de até
Para facilitar o projeto de uma pinça de freio personalizada, a Wisconsin Racing fez parceria com a 
Hayes Performance Systems. A Hayes é fornecedora de sistemas de freio para quase todas as aplicações.
Uma das principais melhorias sugeridas pelos freios Hayes foi a 
utilização de pastilhas de metal sinterizado. Essas pastilhas são feitas 
aquecendo e comprimindo pó metálico em uma placa de suporte de cobre 
(EBC Brakes). Essas pastilhas são comumente usadas em aplicações de 
corrida e fornecem um alto coeficiente de atrito, independentemente da 
temperatura do sistema. Embora o contato de metal com metal entre a pastilha 
de freio e o rotor forneça uma frenagem consistente, o processo é muito agressivo 
e pode levar ao desgaste do rotor se o material errado for usado. Por causa disso, 
rotores de aço inoxidável 410 personalizados foram adquiridos para este carro de 
corrida.
Como foi mencionado anteriormente, o uso de pastilhas de metal sinterizado requer um material de rotor
Ao fazer isso, as pastilhas deixarão uma pequena quantidade 
de material na superfície do rotor. Se isso for feito corretamente, 
o composto de almofada sinterizado que será usado fornecerá 
um coeficiente de atrito de pelo menos 0,6 em toda a faixa de 
temperatura. Essas almofadas serão doadas sem nenhum custo 
pela Hayes Performance Systems.
Ao longo do semestre, os membros da equipe Wisconsin Racing visitaram as instalações da Hayes duas 
vezes para concluir as revisões do projeto. A partir dessas reuniões, pudemos refinar nosso projeto de sistema de freio 
a um ponto em que estamos confiantes no sucesso de nosso sistema de freio.
Uma consideração importante ao usar pastilhas 
sinterizadas é o intervalo de tempo. Para produzir 
efetivamente o alto coeficiente de fricção associado às 
pastilhas sinterizadas, a combinação pastilha e rotor 
precisará ser polida. Esse processo envolve essencialmente 
várias iterações de frenagem suave.
68
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Figura 59: Modelo Solidworks do projeto de rotor 
proposto
Figura 60: Modelo Solidworks do rotor perfurado 
do carro de combustão WR216
69
Com o material selecionado, o rotor foi projetado para 
maximizar o raio efetivo enquanto ainda permite a remoção da roda. 
Isso resultou em um diâmetro externo do rotor de 5,7 polegadas. Ao combinar 
a espessura do rotor com a área da almofada, o diâmetro interno foi 
selecionado para ser de 3,15 polegadas. Os discos em branco que estão 
sendo fornecidos pela Apache Stainless Equipment serão enviados para a 
Midwest Grinding para serem branqueados até uma espessura final de 0,18 
polegadas de espessura com uma especificação de planicidade de +/- 0,01”.
Essa tolerância de espessura foi recomendada por Hayes, pois é o que é 
usado em aplicações de corrida de motocicleta. Midwest Grinding Inc. doou 
este serviço para a equipe. Os rotores dianteiro e traseiro foram projetados 
para ter uma espessura comum, permitindo assim que os mesmos rotores 
sejam usados para qualquer um dos sistemas, conforme necessário. Uma vez 
que as peças brutas tenham sido retificadas em sua espessura final, os perfis 
finais serão cortados com jato de água na oficina estudantil da universidade.
Devido às altas forças de fixação que o rotor frontal sofrerá, o 
rotor foi projetado sem o uso de furação transversal. A perfuração cruzada é 
uma prática comum para rotores para permitir um resfriamento aprimorado e 
permitir que os gases escapem durante a frenagem. No entanto, neste veículo, o 
pequeno tamanho do rotor significa que pequenos orifícios precisarão ser usados 
e, portanto, grandes concentrações de tensão seriam adicionadas ao rotor.
Além disso, ao utilizar pastilhas de metal sinterizado, a formação de gás a partir 
da decomposição orgânica da pastilha não é mais um problema.
Essa medição de planicidade deve ser feita usando 6 pontos 
aproximadamente uniformemente espaçados em todo o rotor.
temperaturas de cerca de 1200F, bem abaixo da temperatura prevista do rotor (“Aço Inoxidável 410”). O material do rotor para este 
veículo foi generosamente doado pela Apache Stainless Equipment.
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Figura 61: Modelo Solidworks de montagem de rotor flutuante. A ranhura no chapéu do freio (à esquerda) está 
posicionada para transmitir o torque de frenagem ao chassi mesmo durante a expansão térmica. A ranhura na tampa do 
freio garante que a tampa do freio receba a carga de torque em vez de cortar o parafuso. A ranhura no rotor do freio (à 
direita) permite a expansão térmica da peça.
Figura 62: Modelo Solidworks dos parafusos de montagem 
da pinça de freio.
70
A entrada de pedal 2000N especificada pelas regras oferece desafios 
de design extremos para o design do corpo da pinça. Durante essas altas 
cargas, o corpo da pinça tenderá a querer separar as duas metades, 
semelhante a uma abertura em concha. Os engenheiros consultores da 
Hayes Performance Systems nos aconselharam a utilizar 2 pistões menores 
em vez do grande pistão de furo único original.
Além disso, eles aconselharam que estes fossem orientados o mais 
longe possível radialmente, a fim de aumentar o momento de inércia do 
paquímetro. Para resistirainda mais à tendência de flexão, as duas metades 
da pinça serão presas juntas usando 3 parafusos de grau 10.9.
Esses parafusos serão montados com arruelas para diminuir a concentração 
de tensão causada pela cabeça do parafuso.
A alta carga de fixação que será produzida durante o FSAE
Os rotores dianteiros serão montados no centro da roda usando montagens de rotor flutuante. 
Essas montagens utilizam slots para permitir que o rotor se expanda e contraia à medida que o sistema aquece. Os 
suportes do rotor conectam o rotor ao chapéu do freio, que transmite o torque de frenagem para a roda e para o 
veículo.
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Figura 63: Modelo Solidworks de 
passagens internas de fluido
Este modelo mostra o motivo da geometria da linha de freio 
externa
Figura 65: Modelo Solidworks de passagens de fluido externas
Figura 64: Modelo Solidworks do conjunto do freio dianteiro.
71
O direcionamento do fluido para as duas metades da pinça
Para conectar os dois lados, um encaixe de linha 
rígida foi adicionado à parte inferior de cada metade do paquímetro.
também forneceu um desafio de design exclusivo. A geometria 
do calibre e as restrições rígidas de embalagem forneceram uma 
forma difícil para permitir um caminho de fluido de calibre cruzado 
interno. Os engenheiros da Hayes nos pediram para usar um sistema 
de roteamento de fluido externo para minimizar a complexidade da 
construção. Portanto, um pequeno orifício foi feito em cada metade da 
pinça. Este orifício conecta os dois pistões em cada metade a um caminho 
de fluido comum. A parte superior de cada orifício é rebaixada para 
permitir a fixação de um encaixe da linha de freio. Esses caminhos de 
fluido podem ser vistos nas figuras à direita.
Na parte superior de cada pinça, uma válvula de purga 
é conectada para permitir que o sistema seja sangrado. A 
lateral externa do veículo também contém um encaixe banjo 
para a entrada do fluido de freio. O roteamento do fluido 
externo pode ser visto à direita. Direcionar as linhas de freio 
dessa maneira nos permite conectar as duas metades 
enquanto ainda mantemos folga ao redor do rotor e outros 
componentes giratórios.
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Modelo de mesa térmica
72
Um modelo térmico das 
temperaturas do rotor foi criado pelo 
empreiteiro Will Sixel para prever a temperatura 
dos rotores dianteiros. O modelo utiliza o software 
Thermal Desktop. Para criar este modelo, foram 
utilizados dados de velocidade e temperatura do 
rotor de um dia de teste com o WR-216, o carro 
de combustão da Wisconsin Racing para a 
temporada de 2016. Um modelo de geração de 
calor foi criado analisando 155 segundos de 
condução. A energia cinética do veículo foi 
calculada em cada ponto no tempo dando qtotal. 
Qualquer diminuição na energia cinética foi 
considerada devido à ativação do freio. A entrada 
de temperatura no rotor foi calculada usando 
80% da diferença de energia cinética, uma 
suposição recomendada pelos engenheiros 
consultores da Hayes. O modelo utiliza uma 
divisão da esquerda para a direita de 50% e uma 
divisão da frente para trás de 65%.
O resfriamento convectivo do rotor para o 
ar circundante foi modelado como fluxo sobre uma 
placa plana. Usando as correlações de convecção 
incorporadas do Engineering Equation Solver, um 
coeficiente de convecção foi calculado com base na 
velocidade do fluxo livre. Como o rotor gira em alguma 
fração da velocidade do veículo devido à geometria e 
tem algum fluxo sobre ele (particularmente em 
situações de curva) do fluxo livre do veículo, a 
velocidade inicial do ar através do rotor foi definida 
como a velocidade do veículo. A radiação foi modelada 
para o ambiente com uma emissividade de 0,7. A 
convecção e a radiação foram modeladas para 
temperaturas ambientes de todas as faces do rotor.
A temperatura ambiente foi ajustada para 30°C
Figura 66: Modelo de geração de calor do rotor do freio dianteiro por intervalo de 
tempo determinado durante um dia de teste com WR216
Figura 67: Coeficiente de transferência de calor por convecção (H) por 
intervalo de tempo determinado durante um dia de teste com WR216
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Figura 68: Correlação do modelo de temperatura do rotor do freio com os 
dados de teste do WR216
Figura 69: Previsão da temperatura do estado estacionário do rotor do freio. O modelo 
utiliza os parâmetros do veículo wr217e e um traço de velocidade de 620 segundos do 
teste WR216
73
Para aplicar esse modelo térmico à 
configuração WR-217e, o material foi atualizado de 
ferro fundido para aço inoxidável 410 e a geometria 
foi atualizada para corresponder à configuração 
atual do rotor. O modelo de geração de calor foi 
atualizado para incluir a massa atualizada do veículo 
e a aceleração foi considerada consistente com o 
WR 216. O fluxo de calor do rotor foi aplicado sobre 
ambas as superfícies do rotor. A entrada de calor 
resultante para
Os modelos de aquecimento e resfriamento
Observação: nesta equação, PC significa “Porcentagem” e está na forma decimal
o rotor é dado por:
foram então correlacionados com as 
temperaturas medidas do rotor do freio a partir 
dos dados do teste. Para melhorar a precisão 
do modelo, a velocidade do fluxo de ar sobre a 
placa foi modificada para ser 1,25 vezes a 
velocidade do veículo. A correlação resultante 
pode ser vista à direita.
A temperatura de estado estacionário do 
rotor foi encontrada executando o modelo de desktop 
térmico atualizado. Os 155 segundos originais de 
dados não forneceram uma temperatura de estado 
estacionário estável, então os dados foram repetidos 
por quatro períodos. Os 620 ºC resultantes do tempo 
de execução forneceram uma temperatura de estado 
estacionário de aproximadamente 480C.
Embora essa temperatura esteja bem dentro da 
faixa operacional do rotor e do material da pastilha, 
a condução para outros componentes precisa ser 
investigada para garantir a resistência do sistema 
em temperaturas elevadas.
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Solidworks Análise Térmica
Figura 70: Modelo de condução da pinça de freio
A carga de calor é aplicada à superfície das almofadas 
e é modelada em várias cargas. Essas cargas são baseadas em 
20% da energia sendo transferida para o bloco e 80% da energia para 
o rotor. Essa correlação foi dada à equipe por Hayes e validada por meio 
do modelo térmico do rotor no desktop térmico.
Para determinar as propriedades estruturais durante a operação do veículo, foi necessária uma análise térmica da 
carcaça da pinça de freio. Devido à degradação das propriedades do material em temperaturas elevadas, é 
fundamental entender a temperatura do material quando as cargas são aplicadas durante um evento de frenagem.
O 7075-T6 perderia 87% de seu limite de 
elasticidade na temperatura operacional, enquanto o 2024 
diminuiria em 66%. Portanto, para atingir a resistêncianecessária 
na temperatura operacional, o 2024-T6 foi selecionado.
No entanto, depois de executar os cálculos iniciais no 
paquímetro e determinar uma temperatura operacional em 
estado estacionário de 270 graus C, o material foi alterado 
para 2024-T6.
Todas as superfícies do alojamento do calibrador, exceto a face 
montada na placa de transmissão, são modeladas como superfícies 
convectivas com uma rejeição de calor de 25W/m^2. Este coeficiente de 
transferência de calor foi determinado a partir do uso de um modelo 
baseado em dados do mundo real e é mostrado à direita.
O estudo inicial do paquímetro foi feito com alumínio 
7075-T6 devido às suas propriedades mecânicas superiores a 
outras ligas de alumínio.
A parte de trás do paquímetro é modelada como uma superfície 
condutora para a placa de transmissão, o que será obtido através do uso 
de pasta térmica. A placa de transmissão também conduz à vertical através 
das montagens e é modelada como um limite de temperatura de 40 graus 
Celsius.
Devido à complexidade do alojamento do paquímetro, o Solidworks Thermal Analysis foi utilizado em vez 
do Thermal Desktop. Embora a área de trabalho térmica forneça um modelo muito mais preciso da construção de 
transferência de calor, uma geometria de calibre representativa dentro do software estava fora do escopo de nosso 
conjunto de habilidades e restrições de tempo atuais.
74
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Figura 70b: Modelo de condução da pinça de freio
Figura 71: Coeficiente de transferência de calor por convecção para uma determinada 
velocidade do ar sobre uma placa plana
75
O baixo 
coeficiente de transferência 
de calor foi selecionado como 
uma aproximação conservadora 
devido à metade interna do 
paquímetro estar em uma 
região de baixo fluxo de ar. Na 
operação do mundo real, a 
rotação do centro da roda 
deve gerar um fluxo de ar de 
maior velocidade e aumentar 
o coeficiente de transferência 
de calor, portanto, rejeita mais 
calor e mantém a pinça em 
uma temperatura mais baixa
O modelo foi 
estendido para incluir a massa 
térmica da vertical e refletir com mais 
precisão os modos de transferência 
de calor. O limite de temperatura 
constante foi definido como a área 
em contato com a face do motor 
quando o motor é mantido a uma 
temperatura estável de 60 graus 
Celsius com o sistema de resfriamento 
de água líquida do veículo. Os limites 
de convecção permaneceram os 
mesmos.
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Solidworks Análise de Elementos Finitos
Figura 73: Direção do torque de frenagem aplicado 
durante FEA. Mostra a área com maior 
concentração de tensão antes da modificação
Figura 72: Direção da força do pistão 
aplicada usada durante a FEA
Os resultados iniciais da FEA mostraram algumas concentrações de estresse
o design do paquímetro personalizado. Este software foi usado para analisar os 
casos de carga de direção normal que o calibrador veria, bem como as forças de 
pico que seriam experimentadas no caso de frenagem de pânico. Os casos de carga 
modelados podem ser vistos a seguir. O modelo FEA utiliza uma força de pistão ao 
longo do eixo central de cada orifício do pistão. Cada orifício do pistão é modelado 
como tendo ¼ da força total mostrada na tabela abaixo. O torque na pinça foi 
modelado usando a capacidade de torque do pneu em vez da capacidade de torque 
da pinça. Durante um evento de frenagem, o veículo eventualmente ficará limitado à 
tração, como ocorre em ambos os casos modelados abaixo. Assim, o torque mais 
alto que a pinça pode ver é, na verdade, o pico de aderência do veículo. Este valor 
de torque foi aplicado nos suportes das pastilhas, tangente ao raio do rotor.
em toda a pinça, especialmente na área onde a pinça se conecta aos suportes. 
Para remediar isso, o raio do filete foi aumentado para se parecer com o 
mostrado à direita. Uma vez que isso foi corrigido, o calibre estava bem abaixo 
do limite de elasticidade do alumínio 7075-T6 que seria usado. No entanto, o 
modelo térmico apresentou aumento substancial da temperatura, o que resultará 
na degradação térmica da resistência do material. A carcaça da pinça agora 
está sendo modificada para ser feita de alumínio 2024-T851. Esta liga tem um 
limite de escoamento mais baixo, mas uma maior resistência aos aumentos de 
temperatura. Essa mudança de material requer várias modificações no design 
do calibrador para garantir um desempenho confiável.
Solidworks Finite Element Analysis (FEA) foi utilizado para analisar
76
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Protótipo
Figura A: Renderização CAD da geometria inicial da almofada
Figura A: Paquímetro Montado
B: Jato de água personalizado
B: Colocação da almofada
As pinças de freio serão prototipadas em duas arquiteturas, uma pinça 2024 usinada em tarugo com 
roteamento de fluido externo e uma pinça de titânio sinterizado a laser de metal direto com roteamento de fluido interno.
As pinças 2024 usinadas em tarugos foram fabricadas primeiro, pois a usinagem poderia ser concluída 
internamente na fresadora vertical de 3 eixos HAAS VF3 da equipe. Cada metade do calibrador é uma peça de 
duas configurações com usinagem posterior a ser concluída pelos maquinistas da Hayes. Os processos de pós-
usinagem são para perfurar os orifícios do pistão, usinar as ranhuras de vedação do pistão, perfurar o canal de 
fluido e perfurar os orifícios de encaixe. Esses processos eram de propriedade da Hayes ou fora da capacidade 
do HAAS VF3. O protótipo inicial é mostrado abaixo.
O primeiro método é mais econômico e semelhante à fabricação, enquanto o segundo permite um roteamento 
de fluido mais otimizado, faixas de operação de temperatura mais alta e deflexões menores do calibre em altas 
pressões.
As pastilhas de freio são jato de água das pastilhas proprietárias Hayes Performance System. O rotor também 
é um perfil de jato de água de um disco inoxidável Blanchard 410 retificado. Abaixo, uma imagem gerada por 
computador mostra as almofadas Hayes Performance com os perfis de jato de água, enquanto a fotografia à 
direita mostra as almofadas após o jato de água. Esta técnica de jato de água permite um processo de fabricação 
de pastilhas barato e preciso, com grande flexibilidade no design para mudanças rápidas durante o teste.
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Plano de teste
Figura 74: Dinamômetro de freio construído pelo aluno que utiliza 
o motor elétrico de um torno
Assim que a pinça personalizada for construída, a equipe Wisconsin Racing trabalhará com o
engenheiros da Hayes Performance Systems para testar minuciosamente a pinça. Hayes tem a 
capacidade de fazer o ciclo de pressão do paquímetro, tanto em temperatura ambiente quanto em temperaturas elevadas.
Essa capacidade nos permitirá validar nossa análise FEA do paquímetro durante condições normais, 
bem como testar o paquímetro até a falha, se acharmos adequado. Além disso, podemos testar apinça e o rotor 
juntos usando um dinamômetro de freio. Hayes se ofereceu para nos deixar usar seu dinamômetro de freio, desde 
que haja espaço em sua programação de testes. Caso contrário, um pode ser construído usando o motor elétrico 
do torno na oficina automotiva. O teste com o dinamômetro de freio permite o ciclo de alta temperatura do rotor e da 
pinça, bem como uma maneira de medir o coeficiente da pastilha de freio.
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Finalização do Projeto do Motor In-Hub
Máquina e design revolucionários
doação
EMP
Parceria
Suporte de design
LLC
SilverThing
Apache Equipamento Inoxidável
Máquina e design revolucionários
Motor
Eixo do motor
Cate Usinagem e Soldagem
Suporte de design
Rolamentos rígidos de esferas
Doação Completa
Plettenberg
centro da roda
Usinagem
paquímetro personalizado
NSK
Fornecedor de material e corte a laser
Doação Completa
Patrocinador
Usinagem
Suporte de design
Rolamentos de cubo de contato angular de seção fina
Material do Rotor
Ímã permanente de superfície sem escova 15 kW
Usinagem
Compartimento de Transmissão
50% de desconto
Midwest Grinding Inc.
Desempenho de Hayes
Vertical
Retentores de rolamento
Moagem Rotor Blanchard
Plettenberg
100% de desconto
Controle de motor
LLC
Suporte de projeto, usinagem, teste e componente
Componente
Engrenagem Edgerton
Para fechar o projeto do motor no cubo, cada sistema deve passar por uma Revisão Crítica de Projeto final pela equipe e 
consultor automotivo Dr. Glenn Bower. Esta revisão do projeto passará pela análise estrutural, de vibração e térmica realizada 
em cada componente do sistema. Em segundo lugar, os patrocinadores de fabricação e componentes realizarão uma reunião 
final de fabricação para determinar o processo de fabricação da haste vertical, centro da roda, caixa da transmissão e pinça 
de freio.
Após a conclusão da revisão do projeto e possíveis alterações no projeto para melhorar a capacidade 
de fabricação, os componentes serão usinados internamente ou pelos patrocinadores da equipe de Fórmula Elétrica. 
Após a conclusão da fabricação, o processo de montagem será iniciado e os componentes serão testados dentro e fora do 
veículo. O teste deste sistema será primeiro baseado em componentes e fora do veículo. Ao provar o desempenho nominal do 
sistema, este teste preliminar levará a um teste completo do sistema no veículo em dias de pista. Planos e procedimentos de 
teste detalhados serão criados usando o modelo Wisconsin Racing e documentados de acordo.
Tabela 19: Os patrocinadores corporativos para cada componente estão localizados abaixo.
79
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Semestre da Primavera Manufatura, Montagem e
Plano de teste
80
Tabela 20: Plano do semestre da primavera
Motor de entrega
Inspeção do sistema
Concorrência
janeiro fevereiro março abril maio junho
Teste de motor dinâmico
Casamento Motor com Vertical
Vertical Manf 
Wheel Center Manf.
Engrenagem Manf.
Teste de Compasso
Trans Enc Manf.
Teste de engrenagem planetária para falha
Retentor Manf.
Teste de Eixo até a Falha
Ordens de Rolamento
Pillow Block Manf.
Casamento do sistema com o veículo
Montagem no hub
Teste de veículo
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Projeto de Manufatura
Sol
Dados de fabricação KISSsoft
81
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82
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83
Planeta
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84
Anel
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85
desenhos
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86
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87
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88
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89
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94
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98
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99
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100
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Universidade Norueguesa de Ciência e Tecnologia.
2. O que é sinterização - EBC Brakes. (nd). Recuperado em 11 de dezembro de 2016, de
1. Aço inoxidável 410. (nd). Recuperado em 11 de dezembro de 2016, de
NSK Ltd. 1996 
4. Oberg, Eric, 1881 - 1951 Machinery's Handbook. ISBN 0-8311-2492-X 5. Um 
sistema de tração nas quatro rodas para um carro de corrida elétrico estilo Fórmula, Peder August Aune,
Fotos:
EBR: http://www.motorcycle.com/manufacturer/buell/2014-ebr-1190rx-review-first ride.html 
Delft: http://www.racecar-engineering.com/wp-content/gallery/delft/zuptud2.jpg
http://ebcbrakes.com/what-is-sintering/ 3. 
Motion & Control NSK Roller Bearing CatelogNo. E110g 2003E-8 Impresso no Japão
101
Fontes
http://www.pennstainless.com/stainless-grades/400-series-stainless/410-stainless-steel/
Machine Translated by Google
http://www.motorcycle.com/manufacturer/buell/2014-ebr-1190rx-review-first-ride.html
http://www.racecar-engineering.com/wp-content/gallery/delft/zuptud2.jpg
http://www.pennstainless.com/stainless-grades/400-series-stainless/410-stainless-steel/
Apêndice
Características físicas e operacionais
Edição 1 - 10/04/2016
104 
104 
104
Conteúdo
Requisitos do Cliente
Universidade de Wisconsin-Madison
Função
Requisitos de concepção
Autores: William Kucinski, Rocky Liang, Chad Davis, Matt Masucci
ME 351 - Trem de força elétrico de fórmula
Especificação de design do produto
Fórmula SAE Elétrica
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Trem de transmissão 
traseiro 30 kW 6.000 
rpm
105
Características físicas e operacionais
Função
105 
105 
105 
106 
106 
106 
106 
106
1.0 Requisitos de desempenho 
Transmissão dianteira Potência a ser 
fornecida: 15 kW Velocidade de entrada: 
10.000 rpm
Projeto, teste e implementação de um trem de força elétrico com tração nas quatro rodas. O trem de força deve incluir o 
conjunto de canto dianteiro com motores Nova 15 integrados e uma redução de engrenagem planetária de 6,5:1. O trem de 
força traseiro deve incorporar uma caixa de câmbio de velocidade única para montar adequadamente os motores e colocar 
os eixos de saída em alinhamento adequado com os cantos traseiros, obtendo uma redução de 4,5: 1.
1.0 Requisitos de desempenho 2.0 
Segurança 3.0 Precisão, qualidade e 
confiabilidade 4.0 Vida em serviço 5.0 Prazo de 
validade 6.0 Ambiente operacional 7.0 
Ergonomia 8.0 Tamanho 9.0 Peso 10.0 Materiais 
11.0 Estética, aparência e acabamento 
Características de produção 12.0 Quantidade 
13.0 Custos-alvo do produto 14.0 Testes 
diversos 15.0 Padrões e especificações 16.0 
Requisitos do Cliente 17.0 Concorrência
O sistema é para minimizar a massa e o volume ocupado, ao mesmo tempo em que suporta adequadamente os 
casos de carga e cumpre as regras da Fórmula SAE Elétrica 2017. O projeto deve ser adequadamente documentado 
e o treinamento de novos membros da Wisconsin Racing deve ser conduzido para garantir a transferência de conhecimento 
adequada. O projeto sênior deve ser o trampolim para a Wisconsin Racing construir uma base sólida para a atual e futura 
equipe de Fórmula Elétrica.
106 
106 
107
Requisitos do cliente
Requisitos de concepção
104 
105
107107 
108
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104
Motores CC sem escova
-mesmo
Regras para Drivetrain:
3.0 Precisão, Qualidade e Confiabilidade
Baixa manutenção
-mesmo
A tolerância adequada da montagem é crucial para uma operação bem-sucedida. As superfícies dos rolamentos, o alinhamento do motor e 
da transmissão planetária, a engrenagem e o pistão da pinça de freio ao alinhamento do rotor afetarão significativamente o desempenho. 
Tolerância inadequada do sistema pode levar a falhas catastróficas.
4.0 Vida útil Motores 
dianteiros do trem de força: 
5 anos Transmissão: 2 anos 
Pilares: 2 anos Freios: 2 anos
Sistema de freio dianteiro
Transmissão Traseira
N / D
Motor montado na face
-mesmo
Refrigerado a líquido
Trave os quatro pneus sem o sistema de tração ativo
Capacidade regenerativa
2.0 Segurança
-mesmo
1336 rpm
Definido pela Society of Automotive Engineers Formula SAE Electric Competition Link: http://students.sae.org/cds/
formulaseries/rules/
N / D
Velocidade de saída: 1336 rpm
-mesmo
-mesmoVelocidade máxima do veículo: 70 mph
-mesmo
Regras para Freios: 
Artigo 7: Sistema de Freios EV 2.5 
EV 4.10.2 EV 5.1.1/ 5.1.7/ 5.1.11/ 
5.4/ 5.6 S2.7.2/ S2.7.3 S4.18.3 T7.2 
D1.1.2/ D12. 1.3/ D13.1.1
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http://students.sae.org/cds/formulaseries/rules/
105
Localização: Lincoln Nebraska
centro da roda
Dentes estriados: dimensionados para reagir ao torque do motor
Coroa dentada: o diâmetro externo deve ser pequeno o suficiente para permitir o ajuste por pressão do centro da roda sem 
interferência do prendedor de montagem.
Clima: Quente e Úmido
Diâmetro interno: deve ser tolerado para ajuste de expansão de material com coroa e rolamentos
Diâmetro externo: deve ser menor que o padrão do parafuso da carcaça da roda para permitir a inserção de fixadores de montagem
Temperatura do ar: 30 graus Celsius
Temperatura da Superfície da Pista:
Freios 
Diâmetro externo máximo: deve caber dentro do orifício do invólucro da roda para permitir a remoção 
adequada Largura: a montagem deve ser mantida o mais próximo possível do plano central do veículo.
7.0 Ergonomia
Alojamento da pinça: Deve ser o menor possível para acomodar os pistões e o roteamento do fluido
Ruído: Engrenagens 
engrenadas Vibração: Minimize a vibração da transmissão. Minimize a ondulação do torque 
Capacidade de resposta: ao pedal do acelerador e ao pedal do freio
Engrenagem 
Solar Planetária : O estriado interno deve ser grande o suficiente para permitir o tamanho adequado do eixo do motor com o 
tamanho do estriado correspondente para evitar falhas ou derrapagens; Ranhura do motor: Ranhura: Deve ser grande o 
suficiente para que o diâmetro mínimo seja maior que o diâmetro mínimo do eixo.
5,0 Prazo de 
validade N/a
Conjunto de Canto Frontal
8,0 Tamanho
6.0 Ambiente
Largura: Encaixe dentro da roda e evite impacto com os membros da suspensão
Diâmetro mínimo do eixo: dimensionado para o torque do motor vezes um fator de segurança de 1,5.
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106
Motor: 5,5 lbs na 
vertical: menos de 1,5 lbs Sistema 
de freio: menos que a massa 
total do sistema do cubo dianteiro deve ser inferior a 12 lbs
11.0 Estética, Aparência e Acabamento
10.0 Materiais
O design deve ser esteticamente atraente para inspirar confiança nos juízes da competição.
O acabamento adequado da superfície deve ser incorporado a todas as superfícies de contato, o tratamento do material 
deve ser aplicado às engrenagens, eixo vertical, centro da roda e tampa do freio. A seleção de cores do tratamento térmico 
deve ser determinada pela pintura do veículo, as informações devem ser fornecidas pelos líderes da Wisconsin Racing.
Alumínio 7075: Vertical, centro da roda, tampa do freio, retentores de rolamentos, mancais, cáliper
Aço: Engrenagens 4140
Características de produção
Freios:
12.0 Quantidade 
Dois conjuntos de transmissão do motor do cubo dianteiro e uma unidade de transmissão traseira devem ser concluídos. 
Vários componentes: engrenagens, pinças de freio, etc. exigirão componentes de teste extras. Os componentes de teste 
não precisam ser cem por cento representativos. Apenas os parâmetros-chave devem ser representativos da concorrência.
Magnésio: Pistões de freio
9,0 Peso
Vedações de freio:
Rolamentos: aço inoxidável
A arquitetura do projeto, a seleção de componentes e a seleção de materiais devem ser direcionadas para 
minimizar a massa. A massa do canto externo é um parâmetro crítico para a dinâmica do veículo.
Lubrificação:
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14.0 Teste
Sistema de travagem
13.0 Custos-alvo do produto O custo 
estimado do produto do sistema de transmissão é de US$ 27.118. Os custos de montagem incluem o seguinte. O alto custo inicial deve-
se à compra de quatro motores e controladores. Um preço que pode ser considerado como um investimento de longo prazo no programa 
de fórmula elétrica. A distribuição do preço do motor ao longo de um ciclo de projeto de 4 a 5 anos reduz o custo do motor e do 
controlador para US$ 5.000 por ano.
Conjunto de rolamento
O teste deve ser concluído em uma base de componente e montagem.
Teste de pressão máxima da pinça Teste de deflexão na carga operacional
Valor Total de Patrocínio Custo Necessáriodescrição do item
$ 26.318,00TOTAL $ 27.118,00
Resfriamento
Misc.
Linha de direção
Lubrificação
Plettenberg
Powertrain
$ -
Nova 30 x 2
Linhas de 
Arrefecimento Adaptadores 
da Linha de Refrigerante Engrenagem Planetária 
Edgerton $ 2.000,00 Engrenagem da Transmissão 
Traseira $ 2.000,00 Alojamento do Tripé (2)
$ 4.600,00 $ 
9.800,00 $ 
6.800,00
$ 450,00
$ 50,00
$ -
Nova 15x2
$ -
$ 450,00
$ 400,00 $ 400,00 $ -
$ -$ 100,00
$ 450,00
$ -
$ -
$ -
Bomba de água
$ 50,00
Lubrificação de Engrenagens Planetárias
107
4 controladores de motor
Botas de tripé (2)
$ 100,00
$ -
$ -
$ 100,00
$ 450,00
$ 50,00
$ 18,00
Fechos
$ 300,00 $ 300,00
$ -
$ -
$ 4.600,00 $ 
9.800,00 $ 
6.800,00
$ 100,00
R$ 2.000,00 
R$ 2.000,00
Meios eixos (2)
$ 18,00
$ -
$ -
Spal
$ 50,00
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108
Vertical
De acordo com o cliente, o trem de força deve: 
1. minimizar o peso do projeto 2. minimizar 
o ruído da engrenagem 3. Minimizar o 
volume ocupado 4. Os motores devem ser 
resfriados a líquido 5. A transmissão deve 
ser lubrificada 6. O sistema deve estar em 
conformidade com a FSAE Regras elétricas até 2017 7. A equipe de projeto 
sênior deve fornecer documentação e treinamento adequados para a FSAE Electric
Teste no veículo durante a operação
equipe para garantir a transferência de conhecimento. A equipe de design sênior deve ser um alicerce 
para ajudar na sustentabilidade do programa elétrico da Wisconsin Racing.
17.0 Competição
O ajuste de pressão será testado após a inserção
Conjunto Planetário
Formulário SAE/Formulário do Aluno
Teste no veículo durante a operação
Uma extensa análise da concorrência foi realizada nacional e internacionalmente. Dois concorrentes, um 
nacional e um internacional foram identificados.A equipe híbrida da Universidade de Michigan-Ann Arbor 
Formula está utilizando os motores Nova 15 para uma montagem no cubo. O designer estudante Jason 
Hoving está em colaboração com nosso William Kucinski para o desenvolvimento da montagem no cubo Nova 
15.
Diversos
A Delft University, na Holanda, foi a primeira equipe Formula Student a utilizar o design de pinça invertida 
com sistema de freio montado no exterior. A universidade utilizou um paquímetro personalizado
Teste térmico do rotor
Definido pela Society of Automotive Engineers Formula SAE Electric Competition Link: http://
students.sae.org/cds/formulaseries/rules/
15.0 Padrões e Especificações
Teste de dinamômetro de freio de pinça
16.0 Requisitos do Cliente
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Indústria
Segurança
modelado após as pinças ISR, já que a equipe Wisconsin Racing irá modelar as pinças após uma pinça Hayes 
Performance.
A indústria tem vários conjuntos de motores no cubo, no entanto, suas especificações e requisitos de projeto de 
aplicação não estão dentro do mesmo escopo dos veículos elétricos FSAE. As patentes e designs são úteis para 
comparação, mas fornecem designs menos utilizáveis em comparação com as compressões de Fórmula ao longo de 
arestas vivas. Além disso, conseguimos remover material da pinça entre os orifícios dos pistões, tornando o conjunto 
mais leve e compensando um pouco a massa que adicionamos ao engrossar os suportes. Depois de passar por várias 
iterações da carcaça do calibrador, pudemos verificar que a carcaça está abaixo do limite de elasticidade em todas as 
áreas durante os cenários normal e de frenagem de pânico; como um fator adicional de segurança, a FEA mostrou que 
a carcaça da pinça poderia suportar um cenário de frenagem de pânico sem levar em conta o deslizamento do pneu, o 
que reduziria significativamente o torque real visto pela pinça durante uma situação de frenagem forte.
A segurança é a principal prioridade desta construção personalizada e, como tal, uma vez que a montagem 
customizada no hub for concluída, testes extensivos serão realizados em cada sistema.
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