Relatório de Projeto Baja SAE

Prévia do material em texto

1 
 
Equipe #34 
Relatório de Projeto Equipe Vulcano Baja SAE 
Guilherme Fernando Kieling 
Capitão da Equipe Vulcano Baja SAE 
Prof. Mr. Guilherme de Piere Pickler 
Professor Orientador da Equipe Vulcano Baja SAE 
25.ª Competição Baja SAE BRASIL - 2019
RESUMO 
Com base no regulamento de 2018, a Equipe Vulcano Baja 
SAE apresenta neste relatório o projeto Vulcano. As 
características técnicas, simulações, manufatura das peças 
e testes são descritos, bem como as possíveis soluções e 
as alternativas escolhidas. Também são mostradas as 
metodologias e parâmetros utilizados para conceber um 
veículo de alto desempenho, seguro e confortável. Este 
relatório descreve os objetivos iniciais e como cada 
subsistema contribuiu para que todas as metas fossem 
atingidas. 
INTRODUÇÃO 
 Tendo como o objetivo ser um caso real de 
desenvolvimento de projeto, com todas as atividades que 
envolvem o mesmo, o projeto Vulcano Baja, teve a abertura 
de projeto no mês de novembro de 2017, onde foram 
definidas as metas e cronograma, baseado nisso os 
membros estudaram meios de integrar todos os 
subsistemas. Para tanto era necessária organização para 
que houvesse tempo hábil, sendo utilizada a metodologia 
Scrum, este gerenciado pelo software Trello, onde é 
possível ter um acompanhamento real do andamento do 
projeto. A equipe Vulcano procurou desenvolver um 
protótipo competitivo, de excelente desempenho e boa 
relação custo/beneficio. A experiência adquirida em sala de 
aula com a identificação dos problemas presentes no 
andamento do projeto aliados à dedicação dos membros da 
equipe serviram de base para o desenvolvimento do 
Vulcano Baja 01. 
ESTRUTURA TUBULAR - CHASSI 
É importante analisar a estrutura como uma célula de 
sobrevivência, ou seja, sua deformação pode fazer com que 
partes do corpo do piloto entrem em contato com o objeto 
em que ela está colidindo. A absorção de energia, por sua 
vez, deve ser realizada por componentes fixados na 
carroceria, tais como carenagem, suspensão e rodas. Na 
figura abaixo observamos a estrutura com os elementos 
principais e secundários. 
 
Figura 1. Elementos principais e secundários (Fonte: 
Equipe, 2018). 
 Os estudos realizados foram obtidos computacionalmente 
por meio de softwares de cálculo e de métodos de 
elementos finitos. Para que se garanta a segurança da 
estrutura, os ensaios realizados foram de impacto frontal, 
lateral, traseiro, capotagem e vibração, sendo os dois 
primeiros os mais importantes a serem analisados, visto 
que são amplamente reproduzidos na indústria 
automobilística. No subsequente tal reprodução será 
realizada, ditando os parâmetros de análise de impacto. 
Para as análises de impacto utilizaram-se como base os 
ensaios da LATIN NCAP, entidade responsável pela 
classificação dos carros comerciais quanto à sua 
segurança. 
A análise por elementos finitos foi utilizada para os ensaios 
de impacto pelo software Ansys Workbench 16.0. 
Os ensaios de impacto foram também analisados na forma 
de dinâmica explícita, ou seja, a estrutura foi arremessada 
computacionalmente contra um objeto fixo. Essa simulação 
2 
 
possui um caráter mais visual para a identificação das 
áreas deformadas. 
 Impacto Frontal 
 A velocidade do teste de 64 km/h representa uma colisão 
entre veículos nos quais cada um viaja, aproximadamente, 
a 55 km/h. O LATIN NCAP realiza os ensaios com o 
impacto atingindo 40% da área frontal do veículo. 
Para as simulações, foram utilizadas as condições 
mostradas na Tabela 1. 
 Tabela 1. Parâmetros da simulação de impacto frontal 
Velocidade 
inicial (m/s) 
Intervalo de 
tempo de impacto 
(s) 
Força exercida 
frontalmente (N) 
17,78 0,15 41486,67 
 
O intervalo de tempo em impactos cotidianos, dura algo em 
torno de 15 centésimos de segundo (HUANG, 2002) e, 
utilizando-se a segunda lei de Newton, pode-se definir a 
força F como: 
 (1) 
em que m é a massa, v a velocidade e t o intervalo de 
tempo. 
Impacto Lateral 
Os ensaios destrutivos da LATIN NCAP utilizam um 
impacto de 50 km/h na estrutura. Esta simulação busca 
recriar o cenário de um acidente contra um objeto 
estacionário, ou uma colisão em forma de “T” entre dois 
veículos. Como há menos espaço para material na lateral 
dos ocupantes quando se compara com a dianteira, os 
choques laterais tendem a deformar mais a estrutura. 
Para os ensaios de impacto lateral, serão utilizadas as 
condições mostradas na Tabela 3. 
Tabela 3. Parâmetros da simulação de impacto lateral 
Velocidade 
inicial (m/s) 
Intervalo de 
tempo de impacto 
(s) 
Força exercida 
frontalmente (N) 
13,89 0,15 32410,00 
 Fonte: Equipe, 2018. 
Assim como anteriormente, a força é calculada utilizando-se 
Equação 1. 
Capotagem 
Por se tratar de um veículo exposto a uma competição off-
Road, há a possibilidade de capotagem e o veículo deve 
ser resistente o necessário para proteger o ocupante. 
A análise de impacto na capotagem considera as cargas 
aplicadas nos membros da estrutura quando o veículo está 
de cabeça para baixo. Nesse impacto, busca-se replicar 
uma queda da estrutura em orientação reversa de uma 
altura determinada. 
Os parâmetros desta análise são mostrados na Tabela 2. 
Tabela 2. Parâmetros da simulação de capotagem 
Altura da 
queda (m) 
Velocidade 
inicial (m/s) 
Intervalo de 
tempo de 
impacto (s) 
Força 
exercida 
frontalmente 
(N) 
3 7,67 0,15 17896,67 
 
De acordo com as equações de movimento retilíneo 
uniformemente variado para queda livre, desprezando a 
resistência do ar, a velocidade de impacto v é dada por: 
 
 , 
(8) no qual g é a aceleração da gravidade e h a altura de 
queda. 
 Perfil 
Com as condições do regulamento, buscou-se um perfil 
comercial que aumentasse o momento de inércia da barra, 
com um peso específico menor para alívio de peso. Para os 
elementos principais, utilizou-se um perfil de 1,25’’, com 
parede de espessura 1,6 mm. 
Em elementos de menor tensão, ou secundários, utilizou-se 
um perfil de 1,25”, com parede de 1mm, superior aos 0,89 
mm estipulados pelo regulamento. A escolha por dois perfis 
diferentes se deu para um alívio de peso nos componentes 
que não sofrem tanto esforço. A distribuição dos dois perfis 
pode ser vista na Figura 1. 
Após as alterações propostas, o ensaio de impacto resultou 
em picos de 333,72 MPa de tensão, inferior à tensão de 
escoamento, como mostrado na Figura 2. A inexistência de 
deformação plástica faz com que os pés do piloto sejam 
protegidos no impacto. As maiores deformações (máxima 
de 4,24 mm) aconteceram na seção intermediária para 
superior do carro, longe de qualquer parte do corpo do 
piloto. 
3 
 
 
Figura 2. Estrutura final sofrendo impacto frontal (Fonte: 
Equipe, 2018) 
 Impacto Lateral 
O ensaio de impacto lateral resultou na distribuição de 
tensões mostrada na Figura 3. 
 
Figura 3. Estrutura sofrendo impacto lateral (Fonte: Equipe, 
2018) 
 Apesar da estrutura apresentar deformação plástica 
(tensão superior à de escoamento), o resultado atingiu o 
objetivo de deformar longe de partes do corpo do ocupante. 
As deformações foram consideravelmente da ordem de 
19,3 mm. Tal deformação é benéfica à análise, pois dentro 
dos limites da segurança as deformações absorvem energia 
que outrora seriam transmitidas ao piloto. 
 Como a análise de capotagem não atingiu resultados 
críticos na estrutura, as distribuições tensões nas barras 
estão mostradas na Figura 4. 
 
Figura 4. Estrutura sofrendo impacto decapotagem (Fonte: 
Equipe, 2018) 
 Com o pico máximo de tensão em 264,18 MPa a estrutura 
não é danificada com este tipo de esforço. 
 As condições de ensaio foram julgadas semelhantes às 
reais, com os resultados iniciais apontando para picos de 
tensão semelhantes a trabalhos já desenvolvidos na área. 
As variações de perfil e de geometria, dentro dos limites 
impostos pelas regras, foram impactantes nas 
características de segurança e peso da estrutura. 
Como consequência de sua maior rigidez e menor massa 
em comparação ao padrão de 1’’ proposto no regulamento, 
o chassi teve seu desempenho dinâmico apurado, além de 
uma melhoria em sua vida útil quando levada em 
consideração a tendência à fadiga imposta pelas 
irregularidades do solo e pelo motor do veículo. 
Por fim, com a aquisição dos dados das análises de 
elementos finitos, a estrutura se mostrou capaz de proteger 
o ocupante em possíveis acidentes durante a utilização do 
veículo, quando este sofre uma colisão contra algum objeto 
estático ou até mesmo outro veículo. 
Sistema de Suspensão Dianteiro 
Após pesquisa dos diferentes tipos de suspensões, foi 
verificando qual o sistema que apresentasse a melhor 
relação de custo beneficio para o tipo de veiculo proposto. 
Assim definidas as coordenadas no programa de CAD 
(Projeto Auxiliado por Computador) SolidWorks, e as 
simulações encerradas, cinemáticas, os parâmetros de 
suspensão e direção serão avaliados, com base na 
pesquisa inicialmente realizada. Se verificado que os 
parâmetros se comportam de maneira inadequada, 
redefinirão as coordenadas, caso contrário segue-se para 
as próximas etapas de desenvolvimento. 
Foi escolhido este sistema de suspensão duplo A, por tem a 
virtude de ser robusta e de fácil regulagem e seu peso e 
tamanho reduzidos trazem grande versatilidade. 
Peso e volume são fatores fundamentais na construção de 
modelos de competição, tanto quanto o desempenho 
dinâmico. 
Este sistema se enquadra em quase todas as aplicações de 
alto desempenho, e com poucos ajustes é possível 
executar os alinhamentos dos ângulos de caster, camber e 
centro de rolagem. 
A suspensão do tipo duplo A é um sistema independente 
dando mais conforto e estabilidade para o carro e o 
condutor, para terrenos irregulares, como o SAE Baja, o 
comportamento sobreesterçante o carro tende a sair de 
traseira é preferencial, diminuindo desta forma os esforços 
requisitados pela direção, o centro de rodagem é paralelo 
inclinado mais para ficar mais sobre esterçante, ficando 
assim mais negativo. O paralelismo dos braços garante a 
condição inicial do ângulo de curvatura na posição mais 
elevada da roda. 
 
4 
 
 
Figura 5. Duplo A (Fonte: Equipe, 2018) 
O ângulo do pino mestre é preferencial que seja próximo a 
8º para diminuir a distancia entre a linha perpendicular da 
roda com o ângulo do pino mestre, além de tornar o braço 
de alavanca menor, diminuindo o esforço sobre o volante, 
induz um efeito colateral, talvez mais importante, que é o 
retorno da direção, este trabalho foi de 4,41º, o ângulo 
considerado baixo. 
 
 Figura 6. Pino mestre (Fonte: Equipe, 2018) 
A cambagem (bump steer) mais indicado é entre 0º à 1º no 
projeto ficou entre 0,01º á 0,69º e a convergência 
divergente na dianteira e convergente na traseira. 
 
 Figura 7. Cambagem (Fonte: Equipe, 2018) 
Ângulo de caster como o ângulo medido em graus, entre o 
eixo central do pino mestre e uma linha perpendicular ao 
solo considerado na vista lateral do veículo, e o ângulo no 
projeto ficou positivo com 8,54º. 
 
Figura 8. Angulo de Caster (Fonte: Equipe, 2018) 
Sistema de direção 
 
Figura 9. Sistema pinhão cremalheira (Fonte: Equipe, 2018) 
De mecanismo simples, a caixa de direção do tipo pinhão e 
cremalheira podem ser até a mais barata. Entretanto, suas 
virtudes são a facilidade de manutenção e a montagem. 
Nesta seção vamos mostrar mais detalhadamente o 
funcionamento do sistema de direção. 
Neste sistema será usada cremalheira de dentes 
perpendiculares foram efetuados os cálculos a seguir 
mostrada na tabela: 
P= passo P= 6,63 mm 
M= módulo M= 2 
De= Diâmetro externo De= 60 mm 
Dp= Diâmetro primitivo Dp= 56 mm 
Z= Numero de dentes Z= 28 dentes 
5 
 
Dc= Deslocamento 
cremalheira 
Dc= 176 mm 
Dpi= deslocamento pinhão 
90º 
Dpi= 44 mm 
 
Equações 
P= M*π 
Dp= M*Z 
Dc= Dp*π 
Dpi= Dc/4 
 
 
Figura 10. Engrenagem (Fonte: Equipe, 2018). 
A geometria de Ackermann é um fator muito importante do 
sistema de direção, sua função é determinar a diferença 
entre os ângulos das rodas interna e externa durante o 
esterçamento. 
Neste dimensionamento o baja ficou com elevado 
Ackermann com o ângulo interno superior ao externo. 
 
Figura 11. Ângulo interno (Fonte: Equipe, 2018) 
 
Figura 12. Ângulo externo (Fonte: Equipe, 2018) 
Os estudos e simulações, estáticas e dinâmicas, feitas no 
programa SolidWorks, nos permitiram uma maior 
compreensão do comportamento do veículo em terrenos 
acidentados (off-road). 
O uso da Suspensão de Duplo A se torna muito eficiente ao 
ponto que é amplamente utilizado na engenharia 
automotiva, principalmente por sua capacidade de atender 
às mais diversas formas de aplicação no âmbito de tipos de 
terrenos. Sua possibilidade extremamente grande de 
regulagens e calibrações o torna muito flexível aos mais 
diversos sistemas. 
SISTEMA DE FREIOS 
O Sistema de freios projetado para o Vulcano objetivou aliar 
resistência e desempenho. O sistema é composto por um 
cilindro mestre de embolo duplo e 4 saídas. O acionamento 
do cilindro é mecânico feito através de um pedal. São 
utilizadas mangueiras flexíveis do tipo Aeroquip, por 
possuírem menor deformação quando submetidas à 
pressão interna do fluído de freio, o sistema de frenagem e 
acionamento utiliza três discos de freio: dois na dianteira e 
um na traseira. Os discos foram manufaturados devido ao 
fato de permitir um dimensionamento ideal, o material 
utilizado foi ferro fundido cinzento, pois possui boa 
capacidade de amortecimento de vibrações e ruído com 
boa resistência ao desgaste. As pinças são as mesmas 
utilizadas na Motocicleta Honda Modelo CG 150. Sendo 
duas pinças na dianteira e uma na traseira. 
 Para estimar a força de frenagem que deve ser aplicada 
utilizou-se dos seguintes passos: 
Calculo do equilíbrio de forças na direção do movimento; 
Desconsiderando as forças aerodinâmicas, chega-se nas 
expressões para se obter as reações nos eixos; 
 Força de frenagem nas quatro rodas; 
A partir da força de frenagem, obtém-se o índice de 
frenagem; 
Para deslocamento no plano e desconsiderando os efeitos 
da resistência aerodinâmica e resistência de inércia 
rotativa, têm-se a desaceleração; 
6 
 
Considerando freio a disco na traseira e na dianteira, 
calcula-se a força que deve ser exercida pela pastilha sobre 
os discos; 
A partir desta pressão, encontra-se a força necessária para 
frenagem: 
E assim, encontra-se a força necessária a ser aplicada no 
cilindro mestre. 
Resultados 
x (Distribuição de carga 0,6 % 
µ ( coeficiente de atrito 0,55-0,95 
f (Constante do atrito de 
rolamento 
0,085 
h (Altura do CG do 
veículo) 
600 mm 
l (entre eixos ) 1500 mm 
M (Massa do veiculo) 350 Kg 
g (gravidade) 9,81 M/s 
G (Peso do veiculo) 3433,5 N 
Raio dinâmico do pneu 
(RD) 
0,29224224 M 
Diâmetro do pneu 0,6096 M 
 
Posição radial do centro 
da pastilha (Rf1) 
0,075 mm 
Posição radial do centro 
da pastilha (Rf2) 
0,065 mm 
V (Velocidade máxima) 16,6666 m/s 
Cilindro mestre(D) 16,95 mm 
Disco dianteiro 182 mm 
Disco traseiro 160 mm 
Reação máxica dianteira 
(mi 0,95) 
2794,87 N 
 
Reação máxima traseira 
(mi 0,95) 
638,63 N 
 
Força de frenagem 
máxima dianteira 
2655,12 N 
Força de frenagem 
máxima traseira 
606,7 N 
Pressão máxima 10,21 Mpa 
Pressão de trabalho 
dianteira 
4,18 Mpa 
Pressão de trabalho 
traseira 
5,57 Mpa 
Força aplicada no pedal 2303,75 N 
 
TRANSMISSÃO E MOTOR 
O motor utilizado no veículo é o Briggs & Stratton OHV 
Intek Model 20 conforme estabelecido pelas regras da 
competição, do qual é um motor estacionário monocilíndrico 
que gera 9,2 HP de potência a 3800 rpm. 
 
Figura 13. Motor Briggs & Stratton (Fonte: Equipe, 2018) 
Em relação a transmissão será utilizada primeiramente por 
uma transmissão continuamente variável (CVT) modelo 
Comet 780, que foi escolhida por ser robusta e largamente 
utilizada, garantindo confiabilidade e acessibilidade. Sua 
grande vantagem, além da simplicidade, é sua capacidade 
de manter o motor na faixa de trabalho ideal. Contudo sua 
redução se dá na faixa de 0,69 e 3,69. 
 
Figura 14. Transmissão (Fonte: Equipe, 2018) 
7 
 
 
Contudo para uma velocidade final desejada de 60 km/h 
levando em consideração que o raio externo do pneu 
traseiro é de 0,30m, uma segunda redução é necessária, 
pois a redução da CVT não é o bastante para atingir a 
relação necessária, conforme a equação abaixo: 
𝑛 =
𝑛𝑚𝑎𝑥 ∙ 2 ∙ 𝜋 ∙ 𝑟 ∙ 3,60
𝑛𝐶𝑣𝑡𝑚𝑎𝑥 ∙ 60 ∙ 𝑉𝑚𝑎𝑥
 
onde 𝑛𝑚𝑎𝑥 é a rotação máxima do motor, 𝑟 o raio do pneu, 
𝑛𝐶𝑣𝑡𝑚𝑎𝑥 a redução do CVT em velocidade máxima e 𝑉𝑚𝑎𝑥 a 
velocidade máxima. 
Portanto foi empregado uma segunda transmissão fixa, 
constituída de dois pares de engrenagens e correntes. 
Utilizando s engrenagens de os modelos comerciais 
utilizados na XR250 TORNADO, descrito a seguir. 
Pinhão 
Passo corrente 15,875 mm 
Ângulo de dente 30 Graus 
Diâmetro primitivo 61,336 mm 
Diâmetro do rolo 10,16 mm 
Diâmetro externo 
da engrenagem 
71,02 mm 
 
Coroa 
Passo corrente 15,875 mm 
Ângulo de dente 9 Graus 
diâmetro primitivo 207,383 mm 
diâmetro do rolo 10,16 mm 
diâmetro externo 
da engrenagem 
217,07 mm 
 
Figura 15. Sistema de transmissão (Fonte: Equipe, 2018) 
SUSPENÇÃO TRASEIRA 
Para a suspenção traseira foi desenvolvido um modelo de 
suspensão que contenha: 
 Um custo relativo baixo; 
 Tenha facilidade de confecção de projeto; 
 Que não imponha grandes dificuldades em sua 
fabricação; 
 Que apresente um comportamento, 
obrigatoriamente sobresterçante. 
Desta forma, dentre as opções descritas na matriz de 
avaliação, a suspensão de eixo rígido, apesar de não ser a 
opção tecnicamente ideal, contempla todos esses 
requisitos. Então, a partir desse ponto, as atenções do 
projeto detalhado são voltadas exclusivamente ao 
desenvolvimento e estudo da suspensão de eixo rígido para 
aplicação em suspensão traseira, conforme a imagem 
abaixo: 
Figura 16. Suspenção traseira (Fonte: Equipe, 2018) 
8 
 
 
Para o dimensionamento dos componentes da suspensão 
foi utilizado elementos finitos que em relação a carga 
aplicada, usou-se as relações normalmente vistas como 
reais pelos critérios de dimensionamento de suspensões 
para veículos baja SAE: 
 Carga na direção vertical igual a 3g; 
 Carga na direção transversal igual a 1g; 
 Carga na direção longitudinal igual a 1g. 
 
(Todas eles aplicadas no ponto central do contato da roda 
com o chão). 
Considerando a massa do piloto mais a massa do carro 
igual a 320 kg, tem-se a seguinte disposição de forças a 
serem aplicadas no dimensionamento. 
 
 𝐹𝑣𝑒𝑟𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 = 9600N 
 𝐹𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑣𝑒𝑟𝑠𝑎𝑙 = 3200N 
 𝐹𝑙𝑜𝑛𝑔𝑖𝑡𝑢𝑑𝑖𝑣𝑎𝑙 = 3200N 
 
 
Figura 17. Analise de forças da Suspenção traseira (Fonte: 
Equipe, 2018) 
Ignorando os erros na simulação resultado da mudança 
brusca na geometria, foi evidenciado durante a simulação 
que as tensões de acordo com as cargas aplicadas no eixo 
da transmissão que a solução mais adequada foi a utilizar 
um tubo de 1.1/4" por 4mm de parede, contudo o material 
escolhido foi o aço SAE 1020 pois seu limite de 
escoamento ou tensão de escoamento é de 350 Mpa. 
 
Figura 18. Analise de forças da Suspenção traseira (Fonte: 
Equipe, 2018) 
Do qual a geometria resultou em um curso de 67,75mm, 
conforme a imagem: 
 
 
Figura 19. Analise da geometria (Fonte: Equipe, 2018) 
ERGONOMIA E ACABAMENTO 
Sabendo-se que no mercado de veículos, acabamento e 
conforto são fatores essenciais em decisões de compra, a 
equipe Vulcano preocupou-se em estudar a ergonomia do 
protótipo, consideraram-se as recomendações de FENTON 
[4], que sugere valores ideais para os ângulos formados 
pelos membros do condutor. A partir disto foi definida a 
configuração do habitáculo, o posicionamento dos pedais, 
volante e assento. As carenagens do protótipo Vulcano 
foram dimensionadas e confeccionadas em fibra de vidro 
devido a sua grande resistência à tração, impacto e flexão. 
A equipe optou por esse processo devido ao baixo custo e 
simples confecção dos moldes e futuros reparos caso o 
mesmo seja necessário. O assoalho do protótipo é 
confeccionado em polietileno de alta densidade (UHMW), 
sendo suas principais características a resistência a fratura 
por impacto, baixíssimo coeficiente de atrito e abrasão. Na 
“parede corta-fogo” foi usada uma chapa de alumínio NBR 
ISO 209 AW3105 com espessura de 0,9mm, ficando assim 
dentro das exigências do item no regulamento. O banco foi 
modelado em fibra de vidro. Pensando no conforto, foi 
9 
 
usado espumas de dupla densidade para acomodar o 
condutor confortavelmente. Todos os tubos isolantes de 
proteção do cockpit da gaiola são envolvidas por courvin, 
material impermeável e de fácil remoção devido ao uso de 
velcro, provendo assim estética e funcionalidade. 
ELETRÔNICA 
Sendo um sistema simples composto por botões de 
emergência, bateria e luz de freio. 
Quando o sensor é posto no cilindro mestre ele é acionado 
através de uma pressão de óleo, ou seja, quando pisamos 
no freio acionamos todo um sistema hidráulico para que as 
pastilhas se fechem sobre o disco, ou as lonas sejam 
empurradas contra o tambor de freio. 
O sensor de freio aproveita a pressão causada quando 
pisamos no freio e assim acionando alguns comandos no 
seu interior, acendendo a luz de freio. 
O sensor funciona com sistema NA (normalmente aberto) e 
NF (normalmente fechado) quando tem pressão no sensor 
fecha o circuito e quando não tem ele abre, ligando em uma 
bateria de 12V. 
 
CONCLUSÃO 
Na primeira versão do veículo baja SAE 2018, a Equipe 
Vulcano baja apresenta um novo carro com o qual foi obtida 
uma primeira experiencia na SAE. Além disso, este novo 
carro é de fabricação simples, atendendo a todas as 
exigências de segurança impostas pelo regulamento da 
competição. A falta de experiencia da equipe pesou 
bastante no andamento do projeto, pois o foco do projeto é 
o mini baja em si, porém não deixando de lado as normas 
da competição, principalmente nas questões relacionadas à 
segurança, desempenho e baixo custo. Com isso foi 
possível observar a dificuldade que é organizar uma 
indústria, por mais pequena que seja, muitos problemas 
parecem simples, levam dias para serem resolvidos. 
REFERÊNCIAS 
ALVES FILHO, A. Elementos finitos - A base da tecnologia 
CAE. 6. ed. São Paulo: Saraiva, 2013. 298 p. 
 BAJA 2013 RBSB 7 – Requisitos Mínimos de Segurança – 
Emenda 3, 2013. 
 HIBBELER, R. C.; SILVA, F. R. (Trad.). Resistência dos 
materiais. 7. ed. São Paulo: Pearson Prentice 
Hall, 2010. 637 p. 
 HUANG, M. Vehicle crash mechanics. 1. ed. Boca Ratón: 
CRC Press LLC, 2002. 489 p. 
 LATINNCAP. Passageiro Adulto. Disponível em: 
<https://www.latinncap.com/po/nossos-tes 
tes/passageiro-adulto>. Acesso em: 19 de setembro de 
2017. 
 MOAVENI, S. Finite element analysis theory and 
application with ANSYS. Upper Saddle River: 
Pretince Hall, 1999. 525 p. 
 POPOV, E. P. Introdução à mecânica dos sólidos. 5. ed. 
São Paulo: Blücher, 2001. 534 p. 
 RAO, S. S. Vibrações mecânicas. 4. ed São Paulo: 
Pearson Prentice Hall, 2008. 424 p. 
SHIGLEY, J.; MISCHKE, C. Mechanical Engineering 
Design. New York: McGraw-Hill, 2001. 
CALLISTER JR., William D. Ciência e engenharia de 
materiais: uma introdução. 5. ed. RJ: LTC, 2002. 
LIMPERT, R., Brake Design and Safety, second edition. 
 
 
 
 
 
 
 
10 
 
ANEXO – FICHA TÉCNICA DO VEÍCULO 
 
Escola: UNIVERSIDADE DO EXTREMO SUL CATARINENSE - UNESC 
Número: Equipe: #34 
Capitão: Guilherme Fernando Kieling 
 
11 
 
 
 
12 
 
 
13