2013 Relatório UFMT BAJA SAE - 19a Competição

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Relatório de Projeto UFMT Baja SAE: Bajacaré III
Luis Paulo Morais Lima
Olivia Paula Silva
Universidade Federal de Mato Grosso
Equipe UFMT Baja SAE
Instituto de Ciências Agrárias e Tecnológicas
Campus Universitário de Rondonópolis
Universidade Federal de Mato Grosso
Copyright © 2013 Society of Automotive Engineers, Inc
Relatório de Projeto UFMT Baja SAE: Bajacaré III
Luis Paulo Morais Lima
Olivia Paula Silva
Universidade Federal de Mato Grosso
Copyright © 2013 Society of Automotive Engineers, Inc
RESUMO
Este trabalho apresenta o projeto do terceiro carro de
competição da Equipe UFMT Baja SAE, batizado de Ba-
jacaré III, que deve participar da 19ª Competição Baja SAE
BRASIL – PETROBRAS. O projeto foi divido em cinco sub-
sistemas: Direção e Suspensão, Estrutura, Eletrônica Embar-
cada, Freios e Transmissão. Todos os subsistemas avaliaram
seus próprios resultados obtidos na 18ª Competição e re-
definiram seus parâmetros e objetivos a fim de corrigir erros
observados nessas reavaliações, os quais são apresentados e
solucionados em suas respectivas subseções deste relatório.
Destaca-se o projeto de Transmissão, que desenvolveu um
redutor por engrenagens, com seleção de marcha, que pode
tornar o veículo baja uma opção para a amostragem de solo,
uma técnica de grande importância para a agricultura.
1 INTRODUÇÃO
A economia brasileira ainda é fortemente baseada no
agronegócio. A mecanização do campo foi o primeiro passo
para o aumento de produtividade do meio agrícola. Depois,
passou-se a exigir meios mais eficientes e rápidos para es-
tudos agronômicos das áreas cultivadas, os quais devem au-
mentar a eficiência da produção. Uma das ferramentas de co-
leta de dados para análise é a retirada e avaliação de amostras
de solo. De modo a aumentar a velocidade de retirada dessas
amostras, fazendo que uma área maior seja abrangida nos
estudos, tem-se usado veículos automotores equipados com
instrumentos para amostragem de solo.
O Campus Universitário de Rondonópolis (CUR), da Uni-
versidade Federal de Mato Grosso (UFMT) situasse na
porção sudeste do estado mato-grossense, uma região mar-
cada pelo forte e intenso agronegócio. Esse fato favoreceu
a observação da possibilidade de desenvolver um projeto de
veículo direcionado à amostragem de solos. Como primeiro
passo, desenvolvemos um sistema de transferência de potên-
cia do motor do carro, a qual será transmitida para um sis-
tema hidráulico de broca de solo, responsável pela retirada
de amostras.
A Equipe UFMT Baja SAE também experimentou um
grande crescimento entre as 17ª e 18ª Competições Baja SAE
BRASIL – PETROBRAS. Contudo, percebeu-se a necessi-
dade de reformulação do projeto para que as posições con-
quistadas pudessem ser, no mínimo, mantidas na 19ª Com-
petição. Portanto, objetivamos obter pontos em todas as
provas dinâmicas da Competição, o que não foi alcançado
na 18ª Competição, com o protótipo Bajacaré 2. Além
disso, fora o projeto mecânico, desenvolvemos um sistema
de eletrônica embarcada, que deve fornecer informações
necessárias ao piloto para a tomada de decisão quando em
corrida.
1.1 OBJETIVOS
• Desenvolver um sistema de transferência de potência do
motor para operação do sistema de amostragem de solo;
• Implementar a marcha à ré do veículo, a qual substituirá
o uso do sistema de amostragem durante a Competição;
• Aumentar a velocidade máxima de corrida do carro;
• Manter o conforto do cockpit obtido com o Bajacaré 2,
diminuindo dimensões gerais do carro;
• Aumentar a característica de sobre-esterçamento;
• Corrigir posicionamento e acomplamento da direção;
• Garantir possiblidade de curvas com 2,5m de raio mí-
nimo;
• Diminuir a bitola dianteira e sua variação pelo trabalho
da suspensão;
• Permitir regulagem de alinhamento e cambagem das ro-
das traseiras.
2 PROJETO
O projeto do Bajacaré III foi dividido em cinco subsis-
temas: Direção e Suspensão, Eletrônica Embarcada, Estru-
tura, Freios e Transmissão. A seguir, descreveremos suas
competências e procedimentos de cálculos.
1
2.1 ESTRUTURA
O subsistema de Estrutura é responsável pelo dimensiona-
mento e modelagem da gaiola do veículo e pela união dela a
todos os outros elementos que compõem o carro. O con-
forto conseguido no espaço interno da gaiola do Bajacaré
2 foi avaliado como bom durante a 18ª Competição Baja
SAE BRASIL – PETROBRAS. Assim, para o Bajacaré III,
objetivou-se manter o mesmo nível de conforto para o pi-
loto, diminuindo as dimensões gerais da estrutura metálica
do veículo. O projeto da estrutura do veículo foi então divi-
dida em quatro partes, a saber: 1) parede corta-fogo, 2) teto,
frente, laterais e assoalho, 3) interior do cockpit e 4) traseira
do carro.
Apesar da acomodação do piloto ter sido elogiada, as
dimensões da gaiola geravam espaços não utilizados e
desnecessários. A redução das medidas do cockpit resul-
tam em redução de massa e otimização do espaço disponível.
Além disso, as fixações dos componentes da suspensão, da
direção e da transmissão do veículo foram redefinidas com
relação ao carro anterior.
A parede corta-fogo compreende o isolamento do piloto
de todos os elementos de transmissão do carro, os quais se
encontram na parte traseira deste. Ela é composta pelas bar-
ras vertical location, RRH, RHO, LDB e LCs (definidas em
[1]) e por uma chapa metálica de proteção, a qual será dis-
cutida na Seção 2.1.1. Nela será fixado o encosto do tronco
e da cabeça do piloto. Um ângulo recomendado de 10° com
a vertical foi adotado [2], sendo essa a primeira definição do
projeto. A estrutura tubular da corta-fogo, então, fica como
a Figura 1, tendo, em relação ao Bajacaré 2, diminuído a
largura da base para 700mm (anteriormente de 750mm).
Figura 1: Estrutura tubular da corta-fogo.
Ao reavaliar as dimensões do teto, frente, lateral e as-
soalho, apenas a largura do teto foi mantida, reduzindo
a largura da frente e aumentando o comprimento do teto.
Optou-se pelo travamento dianteiro da estrutura, o que garan-
tiu maior liberdade para definir a disposição dos elementos
localizados na traseira do carro. As posições das barras SF,
FAB e LFS foram definidas de acordo com a fixação das ban-
dejas de suspensão dianteiras.
A traseira do carro deve comportar os elementos do sub-
sistema de Transmissão, do subsistema de Freios e o tanque
de combustível. Nela devem, também, ser fixadas as bande-
jas de suspensão traseiras. Para aumentar a distância entre
a traseira e o solo, de modo a diminuir o riscos de impactos
diretos sobre os elementos de transmissão, há duas opções:
elevar-se horizontalmente todos os elementos ou incliná-los
acima da horizontal. Optou-se por inclinar a base de fixação
do motor em um ângulo de 10° acima da horizontal, o que
evita a necessidade de acréscimo de barras na estrutura da
Figura 1. Da base do tanque de combustível, estendem-se tu-
bos cujas funções são proteção contra choques e fixação das
bandejas e dos camber links da suspensão traseira.
As dimensões finais do cockpit foram definidas de acordo
com os ângulos de conforto da Figura 2, que foram estabe-
lecidos com base em [2]. O manequim no qual foram apli-
cados os ângulos possui os membros dimensionados com o
valor médio das medidas dos integrantes da Equipe UFMT
Baja SAE, os quais representam a estatura média do possível
piloto, mas ainda garantindo conforto a um piloto como o
descrito em [1], que possui 1,90m de altura.
Figura 2: Ângulos de conforto do piloto.
O Regulamento [1] define um tubo padrão, de aço SAE
1018, a ser usado na construção da estrutura, mas também
permite a utilização de tubos de outro aço cuja resistência
ao dobramento seja igual ou supere o valor do tubo padrão.
O tubo padrão possui diâmetros externo D = 25,40mm e in-
terno d = 22,35mm, módulo de elasticidade E = 205GPa e
limite de escoamento Sy = 370MPa. Pela disponibilidade de
material na região da cidade de Rondonópolis, MT, optou-se
por tubos de aço SAE 1020 (E = 207GPa e Sy = 350MPa).
Para dimensioamento do tubo usado, calculou-se a rigidez à
flexão M e a módulo de ruptura σrdo tubo padrão:
M = EI , (1)
σr =
SyI
D/2
, (2)
2
sendo I o momento de inércia de área da seção transversal
do tubo. Os valores padrões obtidos foram: M = 2.792J ·m
e σr = 397J.
Para reduzir a massa da estrutura, pode-se optar por um
tubo de parede mais fina, mas com diâmetro grande o sufi-
ciente para aumentar o momento de inércia da seção, com-
pensando os valores de rigidez à flexão e do módulo de rup-
tura. Para o aço SAE 1020, usando as Equações 1 e 2, com
valores padroes de M e σr e escolhendo o diâmetro externo
D = 31,75mm, resulta um diâmetro interno máximo de d =
28,38mm. O valor comercial mais próximo para a espes-
sura de 1,68mm é 2,00mm. O tubo definido então possui
diâmetro externo de 31,75mm (11/4 in) e parede de 2,00mm.
Novamente nas Equações 1 e 2, com I = 2,07×108m4 para
o tubo escolhido, temos M = 4.300J·m, e σr = 458J, satisfa-
zendo os requisitos de [1]. Sendo a densidade do aço igual a
7,87g/cm³, com o tubo padrão, teríamos 1.691,82g por metro
linear de tubo. Com o tubo de aço SAE 1020 escolhido,
temos 1.475,71g, uma redução de 13%.
Os componentes que mais exigem da resistência estrutural
do veículo são os elementos de suspensão. A resistência es-
trutural envolve muitos conceitos, sendo um deles a rigidez
torsional, que é a resistência da estrutura à um momento apli-
cado em torno de seu eixo longitudinal. Este é justamente o
principal efeito da suspensão sobre a estrutura, causado pelo
acoplamento do amortecedor a ela.
Para calcular a rigidez torsional, aplica-se um carrega-
mento de torção no acoplamento da suspensão dianteira, en-
quanto a seção de acoplamento da suspensão traseira é en-
gastada. Para eliminar a influência da flexão, apoia-se sobre
rolete o ponto central da extremindade dianteira [3]. Pela
estrutura não ser simétrica, aplicamos uma metodologia di-
ferente, engastando-se também um dos lados da suspensão
dianteira enquanto aplica-se a carga apenas do outro lado e,
depois, alterando-se o lado de engaste e o do carregamento.
Sendo assim, os resultados obtidos tem mais fim de análise
de distribuição de tensões que de cálculo de rigidez torsional.
No cálculo da força aplicada, um caso de queda vertical,
consideramos um modelo de 1/4 de veículo, com massa sus-
pensa de 170kg e 40% dela na dianteira, resultando m= 34kg
em cada lado da dianteira. A mola de suspensão tem cons-
tante elástica k = 20kN·m, ângulo de acoplamento θ = 78°
e deslocamento linear x = 104,38mm. Sendo g a gravidade
local, a força Fa aplicada à estrutura é:
Fa = P+Fm = mg+ kxsinθ
Fa = 543,40N.
A simulação foi realizada software CAE SolidWorks®
2012. Os resultados encontram-se na Figura A1 do
APÊNDICE. Observa-se que as tensões sofridas pela barra
SIM não ultrapassam o limite de escoamento do material,
mas percebe-se uma concentração de tensões nos pontos
de acoplamento da mola. Optou-se, então, por adicionar
curtos tubos que unem FBM e SIM. Essa adição distribui
a tensão de flexão acumulada, sob forma de compressão
nesses tubos extras. Uma nova simulação desse caso, com
os mesmo parâmetros de entrada, pode ser vista na Figura
A2 do APÊNDICE. Obteve-se uma diminuição de 14% da
tensão máxima sofrida pela estrutura.
2.1.1 Corte da chapa corta-fogo
Observou-se em Competições anteriores que várias
equipes realizaram cortes na chapa corta-fogo do carro. A
principal influência desse corte estaria sobre a aerodinâmica
do veículo, diminuindo o arrasto sofrido por ele. Avaliamos a
viabilidade de reproduzir tais cortes por meio de simulações
em softwares CFD. O estudo foi realizado com uso do Solid-
Works® FlowSimulation. O corte avaliado é mostrado na
Figura 3. Os resultados são apresentados nas Figuras A3 e
A4 do APÊNDICE e serão explicados a seguir.
Figura 3: Vista frontal do modelo virtual do carro usado na
simulação CFD, (direita) sem corte e (esquerda) com o corte
na corta-fogo.
Para a simulaçao foi considerada um velocidade de
60km/h relativa do veículo com o ar. A área frontal do mod-
elo sem corte é 0,962m² e com corte ela reduz-se a 0,701m².
Para as condições ambientais é dada uma densidade do ar de
1,29kg/m³, a 15°C e a nível do mar. Como dado de saída,
o programa fornece a força de arrasto Fd e, para calcular o
coeficiente de arrasto Cd , o qual é usado para comparação de
projetos aerodinâmicos, utilizamos a seguinte fórmula
Cd =
Fd
0,5ρv2A
,
com ρ sendo a densidade, v a velocidade e A a área projetada
no plano vertical. Para a configuração com corte, obtivemos
Fd = 76,43N e Cd = 0,61, enquanto que sem o corte, obtive-
mos Fd = 123,96N e Cd = 0,72, uma redução de 15%.
Com estes resultados, optamos então por cortar a chapa
corta-fogo. Para adequação do corte ao Regulamento [1] é
necessário que o tanque de combustível seja isolado do pi-
loto. Para isso foi adicionado uma superfície de proteção
em forma de capela entorno do tanque, a qual deve proteger
contra respingos e ainda não dificulta o reabastecimento. A
proteção montada sobre o tanque é mostrada na Figura A5
do APÊNDICE.
3
2.2 TRANSMISSÃO
O subsistema de Transmissão tem por objetivo projetar e
construir os componentes de transmissão de potência do mo-
tor às rodas, para gerar o movimento linear do carro. Para o
Bajacaré III, como nos carros anteriores a ele, estes com-
ponentes são: uma CVT (continuously variable transmis-
sion, ou transmissão continuamente variável), cuja relação de
transmissão é variável; um redutor, com relação de transmis-
são fixa; e os semi-eixos, que transmitem, por fim, rotação às
rodas.
O destaque deste projeto foi o desenvolvimento de um re-
dutor, que deve transferir potência tanto para as rodas quanto
para um sistema hidráulico comumente usado na agricultura,
em procedimentos de amostragem de solo. É comum o uso
de quadriciclos equipados com sistema composto por bomba
hidráulica, reservatório de óleo, broca e um motor à com-
bustão adicional, que gera energia para a bomba hidráulica.
O uso deste redutor dispensaria um motor exclusivo para o
funcionamento da bomba. Esse fator torna um veículo baja,
um potencial substituto do quadriciclo em lavouras. Du-
rante a Competição, entretanto, não é necessário que estes
equipamentos agrícolas estejam instalados no carro e, por
isso, a saída de rotação do redutor que seria ligada à bomba
hidráulica, tornou-se a marcha à ré do carro.
Observamos também, nas Competições anteriores, o baixo
desempenho em velocidade dos carros construídos pela
Equipe. Com o objetivo de manter as pontuações alcançadas
em 2012, decidimos também aumentar a velocidade final do
carro, alterando a relação de transmissão de rotação.
2.2.1 Engrenagens
Projetamos um redutor misto: a transmissão para movi-
mento do carro é feita por dois pares de engrenagens; quanto
à alimentação do sistema hidráulico, ou a marcha à ré, esta é
feita por um único par de engrenagens mais um par de coroa
e pinhão unidos por corrente. Os sistemas de transmissão us-
ados nos carros anteriores eram redutores por corrente, que,
apesar de ter manutenção mais fácil, apresentaram grande
ocorrência de falhas. Por este motivo, decidimos substituir
este tipo de transmissão por reduções por pares de engrena-
gens, o que também deve tornar o projeto bem mais com-
pacto.
O projeto foi desenvolvido com base na norma ISO
6336:2006 [4] para cálculo de cargas de engrenagens. Por
simplicidades, usamos engrenagens de dentes retos, tratadas
termicamente e cementadas. Elas foram dimensionadas com
base no Método de Lewis-Hertz [5], que leva em considera-
ção a falha por flexão dos dentes e a falha por formação de
cavidade na superfície dos dentes.
A CVT definida para o projeto foi a COMET Serie 780,
cujos estudos de relação de transmissão rotação do mo-
tor foram realizados pela Equipe UFPBaja, da Universidade
Federal da Paraíba, mostrado na Figura A6 do APÊNDICE.
Optou-se, então, por uma relação de 7:1 para o redutor.
Recomenda-se, para uma relação de transmissão grande, que
ela se dê em mais de um estágio, o que diminui o tamanho
físico do projeto final [5]. A primeira redução possui relação
estimada de3,5:1, e a segunda, 2:1. É importante observar
que o ensaio da CVT não pode ser reproduzido, pois a Equipe
UFMT Baja SAE, até a data da escrita deste relatório, ainda
não havia adquirido a CVT a ser usada no Bajacaré III, e tam-
bém, que por motivos financeiros, optamos por uma CVT
modelo PWB 50 LP2, da CVTech, cujas relações de trans-
missão em alta e em baixa rotação se assemelham às da CVT
usada no projeto.
O método de cálculo descrito pela norma [4] define dois
fatores de segurança: SF , para danos causados por fadiga de
contato; e SH , para danos causados por quebra no pé do dente
da engrenagem. A determinação desses valores deve consi-
derar valores de resistência de 1% a 10% de probabilidade
de danos – maior ou menor confiabilidade –, o controle de
qualidade da fabricação das peças e precisão das hipóteses
para as condições de serviço. Além disso, pela quebra de
dentes ser a falha mais comum em engrenagens, recomen-
dase SF > SH , para um mesmo par [4]. A norma ainda define
fatores de influência que devem ser usados para o cálculo de
SF e SH. Estes fatores consideram a distribuição de carga ao
longo dos dentes, a velocidade de trabalho das engrenagens e
esforços advindos de fontes externas, isto é, esforços que não
apenas os de transferência de potência de uma engrenagem a
outra.
A Tabela A2a do APÊNDICE mostra os dados de entrada
do projeto para os três pares, sendo “1º par” e “2º par” os dois
estágios da redução para movimento do carro à frente, e “ré”
o par de engrenagens da redução de marcha à ré. Como as en-
grenagens projetadas não seriam construídas para uso de fato
num sistema de amostragem de solos, estas foram feitas para
uso apenas na 19ª Competição Baja SAE BRASIL – PETRO-
BRAS. As características finais das engrenagens encontram-
se resumidas na Tabela A2b do APÊNDICE. É possível ver
que as relações de transmissão são 3,28:1 e 2,23:1, resul-
tando numa relação total de 7,31:1. Isso se deu, principal-
mente, pelo módulo da ferramenta de fabriação das engrena-
gens disponível, cuja opção mais próxima resultou nestas re-
lações.
2.2.2 Eixos
A Figura 4 mostra a disposição dos eixos e engrenagens
que compõem o redutor. O par 1-2 é o primeiro estágio da
redução, e o par 3-4 é o segundo. As engrenagens 5 e 6
compõem o par da marcha à ré, mais o pinhão e a coroa de
corrente. Assim, o redutor compõe-se de quatro eixos. Estes
foram dimensionados segundo o critério de falha por fadiga
de Soderberg [5].
Os eixos são acoplados às engrenagens por meio de chave-
tas, cujo dimensionamento foi baseado na força tangencial
que age sobre as engrenagens. Os rolamentos utilizados
foram os de rolos cilíndricos de uma carreira, o que diminui
a massa do projeto por serem menores e suportarem maiores
cargas. Eles foram selecionados para vida útil de 100h de
trabalho. Pela disponibilidade comercial dos rolamentos,
4
Figura 4: Imagem representativa da disposição dos elemen-
tos que compoem o redutor, mais a polia de saída da CVT.
Retirada e adaptada de [6], p.47
dimensionou-se o diâmetro dos eixos e depois se elevou esses
valores para que se adaptassem aos rolamentos de diâmetro
mais próximo.
O material escolhido para fabricação dos eixos é o aço
SAE 4340 temperado. Essa seleção levou em conta o baixo
custo em relação a outras opções, como o aço inoxidável 17-
7PH, cujas características atendem às exigências do projeto,
mas que não está disponível para compra em Rondonópolis
ou cidades próximas. A Figura A7 do APÊNDICE mostra
as seções dos eixos que foram dimensionadas, e a Tabela A3
do APÊNDICE mostra a dimensão dessas seções. A caixa
do redutor será confeccionada no mesmo material que os su-
portes do cubo de roda do carro, a liga de alumínio 7075-T6,
pela Equipe ter recebido doação de material e pelo resultado
final de alta resistência e baixa massa. A Figura A8 mostra a
montagem final do redutor.
2.2.3 Análise dinâmica
Para análise dinâmica do veículo, consideramos os dados
de entrada apresentados na Tabela A1 do APÊNDICE. Pelo
método de cálculo de aceleração a e velocidade v definidos
em [7], temos os gráficos da Figura 5. A velocidade máxima
atingida seria de 65km/h e a aceleração máxima de 5,1m/s².
Figura 5: Gráficos de aceleração×velocidade (primeiro) e
força de tração líquida×velocidade (segundo).
2.3 SUPENSÃO E DIREÇÃO
Dois grandes objetivos possuem os sistemas de suspensão
veicular: garantir contato pleno dos pneus com a pista de ro-
lagem e prover conforto aos passageiros e pilotos, amorte-
cendo os impactos e vibrações advindos dos desníveis do
terreno. Contudo, em carros de corrida e competição, ao
contrário de carros de passeio, prioriza-se a dinâmica vei-
cular em detrimento à perspectiva de conforto do piloto, de
modo a garantir um determinado comportamento em curvas,
subidas ou descidas. Das características afetadas pela sus-
pensão, com relação ao Bajacaré 2, aumentamos a caracterís-
tica de sobre-esterçamento, cujo resultado é uma melhor re-
sposta em curvas rápidas de menor raio.
Aos sistemas de direção veicular compete direcionar o
deslocamento do carro, virando-o quando o piloto achar
necessário. Muitas características, principalmente de con-
forto, são consideradas em seu projeto. Das várias soluções
possíveis, optamos por aquela que conciliasse menor esforço
do piloto e garantisse curvas com raio mínimo de 2,5m.
Os projetos de suspensão e direção foram unidos num
único subsistema. Há grande interação e dependência de
conceitos, dimensões e posições dos elementos da direção,
principalmente, com a suspensão dianteira. Problemas de
definições de parâmetros e objetivos podem ser solucionados
de modo mais rápido se observados sob uma única perspec-
tiva, dentro de um único subsistema.
5
2.3.1 Suspensão traseira
Uma das influências da suspensão traseira é o aumento
do sobre-esterçamento do veículo, que foi conseguido
controlando-se a posição do centro de rolagem traseiro. A
geometria usada nos dois primeiros carros da Equipe, a semi-
trailing arm, foi substituída pela suspensão com bandeja H e
camber link, o que permite a regulagem dos ângulos da roda.
Para a modelagem das bandejas H, como parâmetros de
entrada tivemos os pontos de fixação na estrutura, na qual
já estavam definidas as posições dos elementos de transmis-
são e freios e do tubos estruturais de proteção dos mesmos.
O acoplamento da bandeja a deixa inclinada com a horizon-
tal, o que cria um comportamento anti-squat do veículo, que
é a redução da compressão das molas e amortecedores tra-
seiros pela transferência de carga durante a aceleração [7].
Com essa característica, reduz-se a perda de energia por ro-
lagem da massa suspensa, garantindo maior aproveitamento
da potência do motor.
Com o suporte do cubo de roda traseiro definido, devido ao
uso de uma junta homocinética específica como semi-eixo,
determinada pelo sistema de Transmissão, definiu-se a dis-
tância entre os pontos da bandeja fixos nesse suporte, a altura
camber link, paralelo ao plano da bandeja, e o comprimento
final da bandeja. O modelo então definido é mostrado na
Figura 6.
A análise cinemática do projeto de suspensão traseiro foi
realizada no programa SLASIM [8], um programa escrito
em MATLAB® que calcula várias características da suspen-
são, permitindo rápidas iterações ao longo do projeto. Dois
dos resultados fornecidos pelo SLASIM são: o valor de anti-
squat, em percentagem de transferência de carga; e a altura
do centro de rolagem traseiro, em função do deslocamento
da suspensão. O valor de anti-squat calculado é de 27,5%. O
centro de rolagem encontra-se a 155mm de altura, segundo a
Figura A9 do APÊNDICE, a qual é um dos gráficos de saída
do programa SLASIM.
Figura 6: Conjunto de bandeja H, camber link e suporte do
cubo de roda da suspensão traseira.
Os outros componentes da suspensão traseira são as molas
e amortecedores. Eles absorvem os solavancos e impactos
sobre as rodas, impedindo a transferência de vibrações para
o piloto e diminuído seu efeito sobre a dinâmica veicular de-
sejada. Segundo a norma ISO 2613:1997 [9],o corpo hu-
mano é sensível a frequências de vibrações entre 4 e 8Hz,
no plano horizontal, e entre 1 e 2Hz na direção vertical.
No entanto, sabe-se que frequências mais elevadas garan-
tem maior estabilidade ao veículo [10]. Assim, visando-se
mais a manutenção da dinâmica do carro, e menos o con-
forto do piloto, a frequência natural adotada para o sistema
foi de 1,5Hz.
Para simplificar os cálculos, serão desconsideradas as vi-
brações provenientes da massa não-suspensa e, por isso, a
frequência de projeto fp deve ser maior que desejada, fn. Se-
gundo [11], pode-se calcular fp como:
fp = fn
d1
d2
, (3)
sendo d1 a distância horizontal entre o ponto de união
da bandeja-estrutura e o ponto de contato do pneu com o
solo; e d2 a distância horizontal entre os pontos de união
amortecedor-bandeja e bandeja-estrutura. No cálculo da
rigidez da mola, k, deve-se considerar o ângulo de trabalho
θ . Assim, temos que
fn
d1
d2
=
1
2π
√
k sinθ
ms
, (4)
sendo ms a massa suspensa do carro no modelo de 1/4 de
veículo, com 60% dela na traseira. Com o ponto de fi-
xação superior do conjunto amortecedor-mola determinado
pelo subsistema de Estrutura, temos θ = 82,95° em relação à
vertical; e para a massa suspensa total de 170kg, temos ms =
51kg. Os valores de d1 e d2 são, respectivamente, iguais a
461,5mm e 240,5mm. Como resultado, temos uma rigidez
da mola k = 16,8kN/m.
Para o amortecimento, carros de passeio utilizam coefi-
cientes de amortecimento, s, em torno de 35%. Para veículos
de competição, despreza-se novamente o conforto, usando
coeficientes mais elevados [11]. Assim, para o cálculo do
fator de amortecimento C, temos:
σ =
C
Ccrit
, (5)
Ccrit = 2
√
k ·ms , (6)
sendo Ccrit o fator de amortecimento crítico do sistema, C o
fator de amortecimento desejado, e k a rigidez da mola que
calculamos. Para σ = 0,8, temos C = 1,4 kN/m/s.
2.3.2 Suspensão dianteira
Quanto à suspensão dianteira, novamente, temos o ob-
jetivo de aumentar o sobre-esterçamento, por meio da
diminuição da altura do centro de rolagem dianteiro. Um
problema encontrado durante a 18ª Competição foi a grande
variação da bitola dianteira, o que fazia com que a dianteira
do carro ficasse muito próxima ao solo, correndo riscos de
colisões perigosas com os desníveis e entulhos das pistas.
Mativemos o mesmo tipo de suspensão que os carros anteri-
ores, bandejas duplo-A, e alteramos todas as suas definições,
como pontos de fixação, geometria e dimensões.
6
Como entrada, definimos as dimensões gerais do veículo:
distância entre eixos, altura do assoalho e bitola. A seguir,
foram definidas as dimensões do suporte do cubo de roda,
no qual estão fixas as bandejas de suspensão e a barra de
direção. O posicionamento final desses pontos de união veio
das definições do KPI (kingpin inclination, ou inclinação do
pino mestre) e do ângulo de caster, já definidos no projeto
de direção. Então, determinamos as posições das bandejas e
suas geometrias.
Primeiramente, definiu-se uma altura do assoalho de
270mm, que garante pouca diferença de altura entre a di-
anteira e a traseira e diminui a possibilidade de choque com
obstáculos. Os pneus, que são os mesmos dos carros an-
teriores, de 22 polegadas de diâmetros, foram posicionados
à frente da estrutura. Para isso, a distância entre eixos foi
fixada em 1459mm. Esse valor também fixa a caixa de di-
reção à frente dos pés do piloto, dentro do cockpit. A bitola
dianteira foi escolhida para que se aproximasse do valor da
traseira. Devido aos ajustes necessários e restrita liberdade
de posicionamento, o valor definido foi de 1310mm (sendo
1260mm na traseira).
O ângulo de caster e o KPI foram determinados, respec-
tivamente como 15° e 9,7°. O suporte do cubo dianteiro foi
dimensionado com um comprimento de 170mm, pois obser-
vamos dificuldades de manutenção dos sistemas de direção,
suspensão e freios dianteiros devido a reduzida dimensão dos
suportes anteriores. Resta determinar a posição das barras
FAB inferiores. Após as iterações e análises no SLASIM,
chegamos ao conjunto mostrado na Figura 7, que mostra as
bandejas de suspensão, a barra de direção e suporte de cubo
de roda.
Figura 7: Montagem da suspensão dianteira, com suporte de
cubo de roda e barra de direção.
O dimensionamento do conjunto de molas e amorte-
cedores dianteiros seguiu o mesmo procedimento usado na
traseira, usando as Equações de (3) a (6). Como entrada,
temos:
d1 = 412,7mm, d2 = 169,5mm,
fn = 1,5Hz, ms = 34kg,
θ = 65°, e σ = 0,7.
Como resultado, temos a rigidez da mola k = 19,8kN/m e o
fator de amortecimento C = 1,2 kN/m/s.
Para as bandejas de suspensão, o mesmo aço da estrutura
tubular do carro foi escolhido. Para diminuir a massa, esco-
lhemos um tubo comercial de menor diâmetro que o anterior.
Usaremos tubos de diâmetro externo de 22,22mm (7/8 in)
e espessura de 2,00mm. Foram conduzidas simulações de
esforços, também no SolidWorks® 2012, das bandejas em
casos de queda vertical e impacto frontal. No caso de quedas
verticais, considerou-se toda a massa suspensa do veículo,
de 170kg, agindo sobre uma única bandeja (dianteira ou tra-
seira). Para impactos frontais, considerou-se aceleração de
4m/s² e, novamente, toda a massa suspensa sobre uma única
bandeja. O resultado da suspensão dianteira se encontra na
Figura A10, e da suspensão traseira nas Figuras A11 e A12,
todas do APÊNDICE. A tensão máxima sofrida pelas bande-
jas é bem menor que limite de escoamento do material, o vi-
abiliza sua construção com uso deste aço. Quanto ao suporte
do cubo, a Equipe foi patrocinada com blocos de alumínio
7075-T6, uma liga de alumínio aeronáutico cujo limite de es-
coamento é superior ao do aço SAE 1020 – 462MPa contra
350MPa –, por isso usaremos esse material.
2.3.3 Direção
Como nos outros carros projetados pela Equipe, a direção
do Bajacaré III é do tipo pinhão e cremalheira, contudo,
foram observadas graves falhas na geometria de direção do
Bajacaré 2. Os principais erros eram o posicionamento da
caixa de direção, o posicionamento do suportes de fixação
dos braços de direção no suporte do cubo de roda e sua an-
gulação.
Neste projeto, usaremos a geometria de Ackerman, por
se tratar de um veículo com baixas velocidades [7]. Esse
método cria uma diferença de ângulo de esterçamento entre a
roda mais próxima ao centro da curva e a mais distante. Para
uma curva de de 2,5m de raio, deve-se resolver as seguintes
equações:
δo = arctan
L
R+ t/2
,
δi = arctan
L
R− t/2
,
as quais vem da Figura 8, sendo R o raio da curva, L a dis-
tância entre eixos, t a bitola dianteira, di e do os ângulos de
esterçamento das rodas interna e externa à curva, respectiva-
mente. Em nosso caso, obtemos di = 37° e do = 25°, aproxi-
madamente. Para um ângulo total de esterçamento do volante
de 240°, calculamos a relação 3:1 na direção.
A diferença de esterçamento nas rodas é gerada pela
posição relativa dos braços de direção em relação ao eixo
das rodas. A Figura 9 mostra um esquema dessa geometria.
Nela, α é o ângulo de fixação dos braços de direção no su-
porte do cubo de roda. A linha tracejada deve conter o segui-
mento de reta definido pelo pino mestre na vista superior [7].
Com os ângulos de caster e pino mestre do Bajacaré 2 man-
7
tidos, com valores de 15° e 9,5°, respectivamente, fixamos
a cremalheira 85mm à frente do eixo dianteiro, para que ela
ficasse à frente dos pés do piloto, o que dá a = 24°.
Figura 8: Ângulos de esterçamento. Retirada e adaptada de
[7], p.278.
Figura 9: Geometria de Ackerman. Retirada e adaptada de
[12], p.714.
O braço de direção deve possuir comprimento de modo
que, na vista frontal, seu acoplamento no suporte do cubo de
roda encontre-se sobre o eixo dianteiro, e sua união com a
cremalheira, esteja sobre a linha definida pelos pontos de fi-
xação das bandejas de suspensão. O conjunto de cremalheira
e barra de direção resultante é mostrado na Figura A13.
A caixa de direção, que contêm o pinhão e a cremalheira,
precisa ser angulada em relação ao assoalho para o correto
posicionamento dos braços de direção. Devido a esseângulo,
ao ângulo de conforto do volante, definido pelo subsistema
de Estrutura, e ao comprimento do cockpit, é necessário que
a coluna de direção seja articulada por meio de uma cruzeta.
Isso dá maior liberdade para a instalação da coluna, que será
fabricada com o mesmo tubo usado na estrutura do carro.
2.4 FREIOS
O mecanismo de frenagem de um veículo é respon-
sável por realizar a desaceleração quando o condutor achar
necessário. Na Competição é exigido do freio uma parada
total e simultânea das quatro rodas do carro, depois de este
ser acelerado a uma velocidade suficientemente alta. É viável
também um bom desempenho durante outras provas, o que
aumenta a dirigibilidade do veículo.
Há duas opções de tipos de freio hidráulico: freios a tam-
bor ou freios a disco. Para a escolha de um deles, foram
atribuídas notas de 0 a 10 para algumas características con-
sideradas mais relevantes e configurou-se a Tabela 1. O freio
a disco teve melhor desempenho em todos os atributos, com
exceção do custo, e assim optou-se pelo uso desse modelo.
Os componentes do sistema de frenagem para o protótipo
foram então divididos em: 1) cilindro mestre, 2) discos de
freio, 3) pinças de freio, 4) linhas de transmissão de fluido e
5) fluido de freio.
Atributos Freio a tambor Freio a disco
Massa 3 7
Volume ocupado 2 8
Ocorrências de falhas 4 6
Custo 6 2
Total 15 23
Tabela 1: Matriz de decisão do tipo de freio a ser usado no
Bajacaré III.
Segundo a disposto em [1], o veículo deve conter um único
pedal que acionará um sistema hidráulico de frenagem e que
possua uma independência entres os sistemas dianteiros e tra-
seiros. Usamos, então, um cilindro mestre duplo, para que
esses requisitos sejam atendidos.
Na dianteria, usamos discos de freio, um em cada roda, de
quadriciclo, modelo Honda FourTrax. Na traseira, há apenas
um disco, acoplado ao terceiro eixo de transmissão. Essa
disposição foi escolhida, principalmente, devido à redução
de custos e à facilidade de manutenção. Além disso, esse
último disco deve ser fabricado pela Equipe.
Vários materiais podem ser escolhidos para confecção do
disco de freio. Na escolha de um deles considerou-se princi-
palmente a possibilidade de aquisição e a facilidade de cons-
trução e manutenção. Assim, optamos por aços inoxidáveis
que, apesar de terem menor resistência ao desgaste, possuem
maior resistência à corrosão do ambiente.
A escolha da pinça de freio restringiu-se entre os dois tipos
mais comuns: flutuantes e fixas. Pelo menor custo e maior
facilidade de manutenção, escolhemos pinças de freios flu-
tuantes. As pinças possuem êmbolo simples, nos freios da
dianteira, e êmbolo duplo, na traseira.
Escolhemos mangueiras de condução de fluido de freio
que possuem malhas internas de aço. Essa malha reduz a
variação de diâmetro da mangueira devido ao aumento de
pressão do fluido. Os cabos flexíveis são de ligas de cobre,
conforme [1].
A seleção do fluido de freio é feita de acordo com o ponto
de ebulição destes, sendo assim selecionado para uso, o flu-
ido de freio DOT 4, que tem ponto de ebulição por volta de
261ºC. Portanto, se a temperatura do disco de freio subir de
forma considerável, o fluido alterará muito seus estados ter-
modinâmicos devido ao ganho de calor, evitando o mau fun-
cionamento do sistema.
Os componentes definidos para os sistemas de freio estão
expostos na Tabela A4 do APÊNDICE. Com estes dados, re-
alizamos cálculos de torque de frenagem e da pressão do flu-
ido de freio para gerar para tal torque. É importante observar,
novamente, que os itens definidos na Tabela A4 forma esco-
lhidos segundo sua disponibilidade em Rondonópolis, MT.
8
Considerando o êmbolo da pinça como um cilindro cuja
altura é o máximo deslocamento da pastilha, medido em
1,50mm, e que a traseira requer o dobro de volume que um
único freio dianteiro, temos que o volume de fluido requerido
para frenagem na dianteira é de 2.336,74mm³, e na traseira
858,40mm³, ou seja, um total de 3195,15mm³. O cilindro não
será fabricado pela Equipe, que buscou um modelo comercial
de volume próximo. O escolhido foi o cilindro mestre de um
carro modelo Fiat Uno (V = 3.632,00mm³).
Para determinar a pressão máxima exercida pelo sistema é
utilizada a seguinte formulação:
Pmáx =
3T
2µb cosθ(r3e − r3i )
, (7)
sendo T o torque que cada disco aplica no sentido contrário
à rotação das rodas, µb o coeficiente de atrito, re raio externo
da pastilha, medido em 68mm e ri raio interno da pastilha,
medido em 98mm.
O coeficiente de atrito de materiais sinterizados, em con-
tato com aço, varia de 0,15 a 0,45, para superfícies secas [13].
Estimamos, então, um valor intermediário de 0,25 para este
coeficiente, tanto para a dianteira quanto para a traseira.
As Equações 8 e 9 são usadas para cálculo do torque do
disco de freio, sendo T1 o torque nas rodas dianteiras e T2
o torque nas rodas traseiras. Como T é o torque individual
das rodas, divide-se T1 e T2 por 2. Os valores de Rl1 e Rl2
são os raios dinâmicos dianteiro e traseiro, respectiviamente,
sendo ambos avaliados em 256mm. O fator µx é o coeficiente
de força longitudinal, com valores de 0,70 para a dianteira e
0,75 para a traseira. Por fim, Fz1 e Fz2 são as componentes
verticais da força de contato do carro com o solo, na dianteira
e na traseira, respectivamente, cujo cálculo é apresentado nas
Equações 10 e 11. Nelas, m é a massa do veículo, g a gravi-
dade, b e a são as distâncias dos centros das rodas traseiras
e dianteiras, respectivamente, ao centro de massa do carro.
O ângulo α é a inclinação do plano de rolagem, dado como
0°, hg é a altura do centro de massa do carro e v̇ é a aceler-
ação, a qual é obtida pela Equação de Torricelli para MUV,
sabendose que o veículo deve parar em 12m [1], estando ini-
cialmente com uma velocidade v = 15m/s. Os comprimen-
tos ∆x1 e ∆x2 são as distâncias do centro das rodas à linha de
ação da força de contato, cujos valores medidos são iguais a
73,2mm. A distância l entre eixos é 1.459mm.
T1 = Rl1|Fz1 µx1| , (8)
T2 = Rl2|Fz2 µx2| , (9)
Fz1 = mg
[
(b−∆x2 cosα−hgsinα−
hg v̇
g
]
l
, (10)
Fz2 = mg
[
(a−∆x1)cosα +hgsinα +
hg v̇
g
]
l
. (11)
Como resultados das Equações 8 e 9, temos:
T1 = 322,53kNm e T2 = 60,57kNm.
Quanto a pressão do fluido, resultado da Equação 7, temos:
Pmáx = 10,30MPa, na dianteira, e;
Pmax = 1,93MPa, na traseira.
2.5 ELETRÔNICA EMBARCADA
Podemos definir um sistema de eletrônica embarcada
como qualquer sistema ou dispositivo eletro-eletrônico insta-
lado num veículo [14]. Para o Bajacaré III, foram desenvolvi-
dos três instrumentos: velocímetro, tacômetro e controle re-
moto do afogador do motor. As informações de velocidade
e rotação do motor são dados importantes para a direção do
piloto, que deve controlar a velocidade do carro em curvas
ou controlar o torque do motor em subidas, por exemplo. O
controle remoto do afogador surgiu da necessidade de au-
mentar a autonomia do piloto durante a competição. A corda
de partida do motor pode ser estendida para dentro do cock-
pit, ao alcance do piloto, permitindo que ele próprio ligue o
motor. Entretanto, às vezes, é necessário “afogar” o motor e
o controle da borboleta do afogador e feito por uma alavanca,
localizada no motor. Por isso, o piloto ainda seria dependente
de assistência externa para a ignição. Com o controle remoto,
essa dependência diminuiria.
Figura 10: Uma chave ótica e um encoder de seis dentes.
Duas arquiteturas se destacam, no desenvolvimento de sis-
temas elétricos veiculares: arquitetura centralizada e dis-
tribuída [14]. Por tratar-se de um projeto fisicamente pe-
queno, usamos uma arquitetura centralizada, na qual uma
única ECU (unidade eletrônica de controle) desempenha
papeis de aquisição e tratamento de sinais, controle de
mostradores e distribuição de informações. Numa arquite-
tura distribuída, várias ECUs interligadas desempenhariam
exclusivamente algum desses papeis.
Como ECU, usamos um Arduino UNO, que é uma
plataforma de prototipagem de eletrônica de código aberto.
Ele é um conjunto formado por um microcontroladorinsta-
lado numa placa com componentes de configurações pré-
determinados, uma linguagem de programação própria de
alto nível e um ambiente de desenvolvimento próprio. Sua
9
programação contempla os objetivos deste projeto: ler dois
sinais digitais de frequência (do velocímetro e do tacômetro),
e exibir os valores calculados num display LCD; e controle
um servomotor posicionado na traseira do veículo, que deve
mover a alavanca do afogador do motor, ao comando do pi-
loto.
Os sinais de frequência são gerados por pares de chave
ótica e encoder, mostrado na Figura 10. Para o tacômetro, o
encoder é acoplado à polia motora da CVT, que é o primeiro
elemento do sistema de transmissão de potência do veículo.
Para o velocímetro o encoder deve ser acoplado a um dos
eixos de transmissão que seguem a CVT, de onde a relação
de transmissão dali até as rodas, é fixa. Os dentes do encoder
passam pela fenda da chave ótica, gerando um sinal digital
de frequência para o Arduino. Todo o sistema, exceto os sen-
sores, encontram-se numa caixa de circuitos, instalado sob
um painel de instrumentos, às vistas do piloto. A Figura A14
do APÊNDICE mostra um diagrama esquemático do circuito
elétrico do Bajacaré III.
2.5.1 Requisitos de segurança
O Regulamento Baja SAE BRASIL [1] exige dois itens
obrigatórios: luz de freio e chaves de desligamento do
veículo; e dois itens condicionais: luz e sinal sonoro de mar-
cha à ré. A luz de freio encontra-se fixada à barra LC da
gaiola do veículo, sendo acionada por um interruptor local-
izado no pedal de freio. Uma das chaves de desligamento
se encontra no painel de instrumentos e a outra no lado di-
reito superior traseiro do carro, como exigido por [1]. Os
sinalizadores de marcha à ré são acionados por um interrup-
tor localizado na alavanca de seleção de marcha. A luz de
marcha à ré é posionada na barra LC da gaiola, como a luz
de freio e o buzzer do sinal sonoro.
3 CONSIDERAÇÕES FINAIS
Algumas dimensões e características finais do projeto do
carro podem ser resumidas num único parágrafo: distância
entre eixos, 1459mm; altura do assoalho, 270mm; bitola di-
anteira, 1310mm, e traseira, 1260mm; velocidade máxima
alcançada, 65km/h; e tempo de aceleração, 90s. A Figura
A15 do APÊNDICE mostra uma vista isométrica do modelo
virutal do Bajacaré III.
O custo estimado para a execução do projeto foi de R$
21.600,00. Um quadriciclo Honda FourTrax, que é comu-
mente usado como veículo para amostragem de solo, tem
custo de cerca de R$ 26.000,00. Os próximos projetos
da Equipe terão como objetivo integrar os outros subsis-
temas aos conceitos que envolvem a amostragem de solo e
a diminuição de custos de produção. Quanto ao projeto aqui
apresentado, ele se encontra em fase de execução, a qual deve
se encerrar em meados de fevereiro de 2013.
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
[1] SAE BRASIL. RBSB: Regulamento baja SAE BRASIL.
São Paulo, dez. 2011.
[2] SCHERRER, J. Précis de physiologie du travail. Notions
d’ergonomie. 2a. ed. Paris: Masson, 1992.
[3] OLIVEIRA, F. C. G. de. Contribuição ao desenvolvi-
mento de uma estrutura veicular tipo spaceframe usando
o método dos elementos finitos e métodos heurísticos de
otimização numérica. 130 f. Dissertação (Mestrado) —
Universidade Federal de Uberlândia, Faculdade de Engen-
haria Mecânica, Uberlândia, 2007.
[4] INTERNATIONAL ORGANIZATION FOR STAN-
DARDIZATION. ISO 6336: Calculation of load capacity
of spur and helical gears. Genebra, set. 2006.
[5] SHIGLEY, J. E.; MISCHKE, C. R.; BUDYNAS, R. G.
Projeto de engenharia mecânica. 7a. ed. Porto Alegre:
Bookman, 2005. Tradução de João Batista de Aguiar, José
Manoel de Aguiar.
[6] SANTOS, W. O. dos. Caixa redutora para veículo baja.
130 f. TCC (Graduação em Engenharia Mecânica) —
Universidade Federal de Mato Grosso, Instituto de Ciên-
cias Agrárias e Tecnológicas, Rondonópolis, 2012.
[7] GILLESPIE, T. D. Fundamentals of vehicle dynamics.
Warrendale: Society of Automotive Engineers, Inc, 1992.
[8] WOLFE, S. SLASIM: A Suspension Analysis Program.
92 p. Dissertação (Mestrado) — Ohio State University,
Department of Mechanical Engineering, 2010.
[9] INTERNATIONAL ORGANIZATION FOR STAN-
DARDIZATION. ISO 2613: Mechanical vibration and
shock – evaluation of human exposure to whole-body vi-
bration. Genebra, maio 1997.
[10] SOARES, A. L. V. Análise de conforto e elastocin-
emática das suspensões de duplo estágio de um veículo
de competição off-road em ambiente multicorpos. Disser-
tação (Mestrado) — Universidade de São Paulo, Escola
de Engenharia de São Carlos, São Carlos, 2005.
[11] MACORIN, R. B. Estudo sobre suspensão automo-
tiva focado em veículo off-road. 46 p. TCC (Graduação
em Engenharia Mecânica) — Escola Politécnica da Uni-
versidade de São Paulo, Departamento de Engenharia
Mecânica, São Paulo, 2006.
[12] MILLIKEN, W. F.; MILLIKEN, D. L. Race Car Vehi-
cle Dynamics. Warrendale: Society of Automotive Engi-
neers, Inc, 1995.
[13] NORTON, R. L. Projeto de Máquinas. 2a. ed. São
Paulo: Bookman, 2006. Tradução de Eduardo Kawano.
[14] GUIMARÃES, A. de A. Arquiteturas Eletro-
eletrônicas: conceituação. Acessado em 22 dez.
2012. Disponível em: <http://www.pcs.usp.br/
~laa/Grupos/EEM/CAN_Bus_Parte_1.html>.
10
http://www.pcs.usp.br/~laa/Grupos/EEM/CAN_Bus_Parte_1.html
http://www.pcs.usp.br/~laa/Grupos/EEM/CAN_Bus_Parte_1.html
APÊNDICE
(a)
(b)
Figura A1: Simulação de queda vertical do carro com força
aplicada (a) no lado esquerdo e (b) no lado direito.
Figura A3: Resultado simulação CFD do modelo do pro-
tótipo sem corte na parede corta-fogo.
(a)
(b)
Figura A2: Simulação de queda vertical com adição de tubos
descritos (a) no lado esquerdo e (b) no lado direito.
Figura A4: Resultado simulação CFD do modelo do pro-
tótipo com corte na parede corta-fogo.
11
Figura A5: Capela de proteção montada sobre o tanque de
combustível.
Figura A6: Relação de transmissão × rotção do motor, para
uma CVT COMET Série 780.
Figura A7: Seções de dimensionamento dos eixos do redutor.
Retirada e adaptada de [6], pp.50-51.
Dados de entrada Valor
Potência máxima (recomendado pelo fabricante) 9,3hp
Massa do veículo + piloto 265kg (190kg +75kg)
Diâmetro da roda 533mm
Massa específica do ar 1,29kg/m3
Área projetada do veículo 0,96m2
Coeficiente de arraste 0,71
Rendimento total da transmissão 0,91324
Rendimento do motor 0,85
Escorregamento do pneu (em terra batida) 8%
Coeficiente de atrito (em terra batida) 0,06
Tabela A1: Dados de análise dinâmica do redutor projetado.
Figura A8: Montagem final do redutor. Retirada de [6], p.72.
Figura A9: Altura do centro de rolagem traseiro, em função
do trabalho da suspensão, em polegadas.
Figura A10: Simulação de esforços sobre bandeja de suspen-
são dianteira em caso de queda vertical.
12
1º par 2º par Ré
Dados de entrada Pinhão Coroa Pinhão Coroa Pinhão Coroa
Coeficiente de seguran de fadiga, SH 1,41 2,695 1,249 1,902 1,222 1,558
Coeficiente de segurança de flexão, SF 2,191 1,933 2,163 2,162 2,211 1,822
Módulo normal, mn 1,5mm 1,5mm 2,0mm 2,0mm 1,5mm 1,5mm
Ângulo de hélice, β 0° 0° 0° 0° 0° 0°
Ângulo de pressao, αn 20◦ 20◦ 20◦ 20◦ 20◦ 20◦
Número de dentes, n 25 82 30 67 25 40
Lagura de face, b 18mm 18mm 25mm 23mm 18mm 15mm
Distância entre centros, a 81mm 98mm 49mm
Relação de transmissão, u 3,28 2,23 1,6
Adendo de ferrmenta, haP0 1,875mm 2,5mm 1,875mm
Dedendo de ferramenta, h f P0 1,5mm 2,0mm 1,5mm
(a)
1º par 2º par Ré
Dados de saída Pinhão Coroa Pinhão Coroa Pinhão Coroa
Módulo transversal, mt 1,5mm 2,0mm 1,5mm
Número virtual de dentes, zn 25 82 30 67 25 40
Altura do dente, h 3,349mm 3,349mm 4,462mm 4,462mm 3,37mm 3,37mm
Diâmetro primitivo, d 37,5mm 123mm 60mm 134mm 37,5mm 60mm
Diâmetro de base, db 35,24mm 115,6mm 56,38mm 125,9mm 35,24mm 56,38mm
Diâmetro de raíz, d f 35,31mm 119,2mm 56,79mm 129,3mm 34,47mm 56,04mm
Diâmetro de topo, da 42,01mm 125,9mm 65,71mm 138,2mm 41,21mm 62,78mm
Espessura no diâmetro primitivo, st 2,924mm 2,353mm 3,792mm 3,247mm 2,617mm 2,281mm
Esspessura no topo do dente, sat 0,8213mm 1,222m 1,241mm 1,597mm 0,9672mm 1,165mm
(b)
Tabela A2:(a) Dados de entrada e (b) de saída do projeto das engrenagens do redutor. Retiradas e adaptadas de [6], pp.95-102.
Diâmetro, d (mm) d +30% d ajustado Diâmetro, d (mm) d +30% d ajustado
Eixo 1 Eixo 2
corte 1 9.3 12.09 19.05 corte 1 12.01 15.613 17
corte 2 11.6 15.08 20 corte 2 12.94 16.822 20
corte 3 13 16.9 25 corte 3 13.15 17.095 20
corte 4 10.77 14.001 25 corte 4 13.11 17.043 24
corte 5 9.14 11.882 20 corte 5 12.75 16.575 20
corte 5’ 8.13 10.569 17 corte 5’ 12.11 15.743 17
Eixos 2 Eixo 4
corte 1 12.01 15.613 17 corte 1 10.64 13.832 17
corte 2 12.94 16.822 20 corte 2 12.88 16.744 20
corte 3 13.15 17.095 20 corte 3 14.22 18.486 24
corte 4 13.11 17.043 24 corte 3’ 14.7 19.11 20
corte 5 12.75 16.575 20 - - - -
corte 5’ 12.11 15.743 17 - - - -
Tabela A3: Tabela com diâmetro das seções dos eixos do redutor. Retirada de [6], p.70.
13
Figura A11: Simulação de esforços sobre bandeja de suspen-
são traseira em caso de queda vertical.
Figura A12: Simulação de esforços sobre bandeja de suspen-
são traseira em caso de impacto frontal.
Figura A13: Montagem dos braços de direção e cremalheira
do sistema de direção.
Componentes Quantidades Dimensões
Cilindro mestre duplo 1 3632mm3
Disco de freio dianteiro 2 ∅183,5mm
Disco de freio traseiro 1 ∅160mm
Pinça de freio dianteira - êmbolo simpes 2 ∅31,5mm
Pinça de freira tarseira - êmbolo duplo 1 ∅ 27mm
Tabela A4: Componentes do sistema de freios e suas dimen-
sões.
Figura A14: Circuitos elétrico do Bajacaré III.
Figura A15: Circuitos elétrico do Bajacaré III.
14
	1 INTRODUÇÃO
	1.1 OBJETIVOS
	2 PROJETO
	2.1 ESTRUTURA
	2.1.1 Corte da chapa corta-fogo
	2.2 TRANSMISSÃO
	2.2.1 Engrenagens
	2.2.2 Eixos
	2.2.3 Análise dinâmica
	2.3 SUPENSÃO E DIREÇÃO
	2.3.1 Suspensão traseira
	2.3.2 Suspensão dianteira
	2.3.3 Direção
	2.4 FREIOS
	2.5 ELETRÔNICA EMBARCADA
	2.5.1 Requisitos de segurança
	3 CONSIDERAÇÕES FINAIS
	REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
	APÊNDICE