Se presenta el diseño de un vehículo de tracción humano. Se sigue paso a paso la metodología de diseño para llevar a cabo el diseño optimo de un vehículo impulsado por la fuerza de su usuario. Se plantean diversas alternativas y se realiza el diseño a detalle de cada uno de los componentes principales del vehículo. Se aplican metodos de simulación numérica FEM para el diseño mecánico de los componentes.
Preguntas Frecuentes: Diseño y Construcción de un Vehículo de Tracción Humana (VTH)
¿Cuál es el objetivo general del proyecto?
Diseñar y construir un modelo innovador de vehículo de tracción humana para un solo pasajero, capaz de recorrer efectivamente un circuito de prueba en el tiempo límite requerido.
¿Cuáles son los objetivos específicos del proyecto?
Evaluar la alternativa de diseño escogida para la construcción del VTH; realizar la síntesis de los distintos mecanismos que compondrán el VTH; analizar cinemática y cinéticamente los componentes relevantes del vehículo; determinar analíticamente los esfuerzos que soportarán el chasis y la barra antivuelco del VTH; y enunciar los procesos de fabricación y los costos referidos a la construcción del VTH.
¿Qué tipo de configuración tiene el VTH?
El VTH tiene una configuración de tres ruedas: dos delanteras y una trasera. Esta configuración busca una alta estabilidad al virar, especialmente en curvas cerradas.
¿Cómo funciona el sistema de transmisión de potencia?
El sistema de transmisión utiliza una cadena y piñones. El torque ejercido por el usuario se transmite desde un plato dentado conectado a las bielas de los pedales, a través de la cadena, hasta un juego de piñones en la rueda trasera.
¿Qué tipo de análisis se realizó en el sistema de transmisión?
Se realizaron análisis cinemático y cinético del sistema de transmisión. El análisis cinemático determinó las velocidades y aceleraciones angulares de los diferentes componentes. El análisis cinético calculó las reacciones en el eje del pedal, el pivote del piñón y los pivotes de los tensores.
¿Cómo se realizó el análisis cinemático del mecanismo biela-pierna?
Se utilizó el software Matlab para realizar el análisis cinemático del mecanismo biela-pierna, considerando una velocidad angular constante y una aceleración angular constante de la biela. Se obtuvieron gráficas de velocidad angular y aceleración angular de la pierna y el muslo del conductor para diferentes posiciones de la biela.
¿Cómo se realizó el análisis cinético del mecanismo biela-pierna?
El análisis cinético del mecanismo biela-pierna determinó el comportamiento de las fuerzas activas y reactivas en los eslabones, considerando una velocidad angular constante y una aceleración angular constante de la biela. Se obtuvieron gráficas de fuerza sobre el pedal y fuerza en la junta biela-piñón para diferentes posiciones de la biela.
¿Cómo funciona el sistema de dirección?
El sistema de dirección consta de dos subsistemas: un mecanismo de Ackerman (principal) que proporciona ángulos de giro diferentes para cada rueda delantera, y un mecanismo secundario de cuatro barras que permite inclinar las ruedas al inclinar el cuerpo del conductor, mejorando la capacidad de viraje.
¿Qué análisis se realizaron en el sistema de dirección?
Se realizó un análisis cinemático y cinético del sistema de dirección. Se plantearon ecuaciones de equilibrio para determinar las fuerzas de reacción en el chasis.
¿Cómo se realizó el análisis del chasis?
Se realizó un análisis estático y un análisis de fatiga del chasis. El análisis estático determinó los esfuerzos en la estructura bajo cargas estáticas. El análisis de fatiga evaluó la vida útil del chasis bajo cargas variables en el tiempo.
¿Qué consideraciones ergonómicas se tuvieron en cuenta?
Se tuvieron en cuenta estudios antropométricos para el diseño del asiento del conductor, buscando una posición cómoda y eficiente para el pedaleo. Se consideró la participación de los músculos de la pierna en el pedaleo redondo para optimizar la ubicación de los pedales.
¿Qué tipo de análisis de falla se realizó?
Se realizó un análisis de falla estática para el dimensionamiento del chasis, utilizando la teoría de Von Misses para materiales dúctiles. También se realizó un análisis de fatiga para determinar la vida útil del chasis bajo cargas variables.
¿Qué materiales se utilizaron en la construcción del VTH?
Se utilizó acero 1020 para el chasis debido a su fácil accesibilidad y buena relación costo-propiedades. Otros materiales fueron utilizados para diferentes componentes, detallados en los anexos (no incluidos en esta muestra).
¿Se incluye información sobre los costos del proyecto?
Sí, se incluye una tabla con los costos de materiales y mano de obra (no incluida en esta muestra).
¿Se incluye una bitácora de construcción?
Sí, se incluye una descripción del proceso de fabricación del VTH, incluyendo los pasos seguidos y los desafíos encontrados (detalles en la sección de bitácora de construcción).
¿Se incluyen referencias bibliográficas?
Sí, se incluye una lista de referencias bibliográficas utilizadas en el proyecto.
Tabla de contenido
Lista de tablas...3
Lista de figuras...3
Introducción...5
Objetivo General...6
Objetivos Específicos...6
1. Detalles del VTH...7
2. Configuración...8
3. Sistema de transmisión de potencia...9
3.1 Descripción...9
3.2 Análisis cinemático de la transmisión...11
3.3 Análisis cinético de la transmisión...14
3.4 Análisis cinemático mecanismo biela-pierna...18
3.5 Análisis cinético mecanismo biela-pierna...27
3.6 Análisis cinético pedales...35
4. Ruedas...36
4.1 Rueda trasera...36
4.2 Ruedas delanteras...37
5. Sistema de dirección...39
5.1 Descripción...39
5.2 Análisis cinético y cinemático...41
6. Chasis del vehículo...43
6.1 Análisis cinemático y cinético...43
7. Ergonomía del vehículo...46
8. Falla estática...49
9. Fatiga...59
9.1 Análisis del chasis...59
10. Bitácora de construcción...70
11. Costos...72
CONCLUSIONES...73
REFERENCIAS...74
ANEXOS...75
Ilustraciones proceso de fabricación...75
Lista detablas
Tabla 1. Variación de la fuerza en el eje trasero...66
Tabla 2. Variación de la fuerza en el resorte-amortiguador...66
Tabla 3...68
Tabla 4...68
Tabla 5...69
Tabla 6. Costos de materiales y mano de obra...72
Lista defiguras
Figura 1. Configuración Anterior...8
Figura 2.Configuración posterior...9
Figura 3. Sistema de transmisión...10
Figura 4. Perfil de velocidades en la rueda de tracción...11
Figura 5. Perfil de Velocidades del piñón...12
Figura 6. DCL de plato dentado delantero...15
Figura 7. DCL de un tensor...16
Figura 8. DCL del piñón...17
Figura 9. 9 Biela-pierna (Medidas en mm)...19
Figura 10 Primera posición de acodado...20
Figura 11 Segunda posición de acodado...20
Figura 12...22
Figura 13...22
Figura 14...23
Figura 15...23
Figura 16...24
Figura 17...25
Figura 18...26
Figura 19...27
Figura 20. DCL de la Biela...30
Figura 21. DCL de la Pierna...30
Figura 22.DCL del Muslo...31
Figura 23. Fuerza sobre el pedal vs Posición de la Biela. Velocidad angular constante...32
Figura 24. Fuerza en junta de la biela-piñón vs Posición de la biela. Velocidad angular constante...33
Figura 25. Fuerza sobre el pedal vs Posición de la Biela. Aceleración angular constante...34
Figura 26. Fuerza en junta de la biela-piñón vs Posición de la biela. Aceleración angular constante...34
Figura 27.Esquema para traslación de fuerza par al eje del plato del pedal...35
Figura 28. DCL de Rueda trasera...36
Figura 29. DCL de Rueda delantera...38
Figura 30. Principio de Ackerman...40
Figura 31. Isométrico de la dirección...40
Figura 32. DCL de la dirección...42
Figura 33. DCL del chasis...44
Figura 34. Estudio antropométrico del puesto del conductor...47
Figura 35. Diagrama de participación de la pierna en el pedaleo...48
Figura 36. Diagrama de cortante sobre el chasis...50
Figura 37. Diagrama de momento flector sobre el chasis...51
Figura 38. Diagrama de carga axial sobre el chasis...52
Figura 39. Análisis de la sección crítica del chasis...52
Figura 40. Factor de seguridad criterio cortante máximo sin inclinar...54
Figura 41. Factor de seguridad criterio cortante máximo inclinado...55
Figura 42. Factor de seguridad criterio Von Misses inclinado...55
Figura 43. Factor de seguridad criterio Von Misses sin inclinar...56
Figura 44. Deformaciones unitarias sin inclinar...56
Figura 45. Deformaciones unitarias con el chasis inclinado...57
Figura 46. Desplazamientos análisis estático...57
Figura 47. Factor de seguridad criterio de cortante máximo...58
Figura 48. Factor de seguridad con criterio Von Misses...59
Figura 49. Fuerza de reacción del eje trasero vs Tiempo...60
Figura 50. Fuerza reactiva derecha sobre el trinquete inferior vs Tiempo...60
Figura 51. Fuerza reactiva derecha sobre el trinquete superior vs Tiempo...61
Figura 52. Fuerza reactiva izquierda sobre el trinquete inferior vs Tiempo...61
Figura 53. Fuerza reactiva izquierda sobre el trinquete superior vs Tiempo...62
Figura 54. Fuerzas en el amortiguador derecho vs Tiempo...62
Figura 55. Fuerzas en el amortiguador izquierdo vs Tiempo...63
Figura 56. Fuerzas en el resorte derecho vs Tiempo...63
Figura 57. Fuerzas en el resorte izquierdo vs Tiempo...64
Figura 58. Análisis de fatiga del chasis (Vida total)...69
Figura 59. Análisis de fatiga del chasis (Porcentaje de daño)...70
1. Introducción
En la actualidad existe una gran demanda energética por las empresas de producción, las grandes ciudades y los vehículos de transporte. Entre las principales formas de extracción de energía está la quema de combustibles fósiles. Este tipo de proceso de obtención de energía genera un alto grado de contaminación atmosférica dado a los gases de desecho que son expulsados tras llevar a cabo la reacción exotérmica. No obstante, la contaminación causada por los automóviles es la mayor causante del incremento de gases contaminantes en el mundo.
En ese sentido, con el fin de presentar una propuesta como vehículo de transporte alternativo para reducir la contaminación atmosférica y como petición de proyecto final de los cursos de Mecánica de Máquinas y Diseño Mecánico en la Universidad del Norte se ha pedido a los estudiantes de estos cursos diseñar y construir un vehículo de tracción humana (VTH) que sea capaz de recorrer satisfactoriamente el circuito dispuesto por los ingenieros encargados de dictar dichas materias.
Teniendo en cuenta lo dicho anteriormente, en el siguiente informe se presenta el estudio detallado de la alternativa final escogida en el informe de avance, donde se estudiaron los pro y los contra de tres alternativas de diseño. Con el modelo seleccionado se estudiarán los procesos, consideraciones y conclusiones de los aspectos más importantes para llevar a cabo un diseño y una construcción eficaz de la alternativa escogida. Además, se incluye una síntesis cinemática y cinética de los sistemas de dirección, suspensión y transmisión; análisis de potencia y rendimiento; y análisis de esfuerzos en el chasis del vehículo.
2. Objetivo General
· Diseñar y construir un modelo innovador de vehículo de tracción humana para un solo pasajero capaz de recorrer efectivamente un circuito de prueba en el tiempo límite requerido.
3. Objetivos Específicos
· Evaluar la alternativa de diseño escogida para la construcción del VTH.
- Realizar la síntesis de los distintos mecanismos que compondrán el VTH
- Analizar cinemática y cinéticamente los componentes relevantes del vehículo
- Determinar analíticamente los esfuerzos que soportarán el chasís y la barra antivuelco del VTH.
- Enunciar los procesos de fabricación y los costos referidos a la construcción del VTH
1. Detalles del VTH
Al evaluar las alternativas presentadas en el informe anterior mediante el método pugh se optó por seleccionar los aspectos más determinantes de cada una de ellas y proponer un nuevo modelo que reuniera lo mejor de las tres alternativas. Ahora bien, el vehículo a construir poseerá múltiples características. Algunas de las cuales se han modificado, esto debido a las restricciones en cuanto al peso del VTH, limitante de espacio dentro del mismo vehículo etc. Las características generales del VTH son presentadas a continuación de manera amplia y general. Seguidamente, estos componentes serán explicados y analizados de manera detallada.
· Configuración: la configuración elegida consiste en una disposición de tres ruedas; 2 ruedas delanteras y una trasera. Con esto se busca tener un diseño que presente una alta estabilidad en su mayoría al momento de virar, esto considerando las curvas cerradas que presenta la pista en la cual se evaluara el desempeño del vehículo.
· Dirección: El sistema de dirección del vehículo está constituido por dos subsistemas. El subsistema principal es el mecanismo de Ackerman, que proporciona un ángulo de giro distinto para cada una de las ruedas, lo cual es muy conveniente cuando la trayectoria posee secciones curvas. El subsistema secundario consiste en un mecanismo de cuatro barras que se encargara de inclinar las ruedas en un sentido determinado. Este subsistema se accionará cuando el piloto se incline en la dirección de giro y fue diseñado con el fin de proporcionar una mayor capacidad de viraje y adaptabilidad al vehículo.
· Transmisión de potencia: para la transmisión de potencia se usa un sistema de cadena y piñones, el cual recibe como entrada el torque ejercido por el usuario a una determinada velocidad angular. El sistema se encuentra en la parte trasera del vehículo, considerando que la dirección se encuentra en la parte delantera y podrían existir inconvenientes de espacio entre estos.
· Suspensión: el sistema de suspensión del vehículo consta de dos conjuntos resorte-amortiguador ajustados a cada una de las ruedas delanteras con una orientación de 30°. Este sistema cumple dos funciones en el vehículo, la función principal es la de disipar las vibraciones producidas por las irregularidades del terreno y así minimizar el daño al vehículo y darle comodidad al conductor. La función secundaria es hacer de elemento estabilizador para el sistema de dirección secundaria, permitiendo fijar un límite a la rotación del eje del chasis y aportando una fuerza restitutiva al momento de volver la dirección al punto de equilibrio.
2. Configuración
A continuación se muestra la configuración escogida para el vehículo.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 1. Configuración Anterior
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 2.Configuración posterior.
3. Sistema de transmisión de potencia
a. Descripción
El sistema de transmisión es una de las partes fundamentales del VTH porque permite la transmisión de la potencia suministrada por conductor hacia el eje de la rueda trasera, que es la rueda de tracción. Una limitación a la hora de transmitir la potencia desde la entrada hasta la rueda de tracción es que la distancia de un punto a otro hace ineficiente la transmisión a través de engranes o ejes, por lo cual se debe recurrir a un sistema de transmisión de cadena. Este sistema de transmisión de cadena consta de un plato dentado conectado a las bielas de los pedales, un juego de piñones ubicado en la rueda trasera, una cadena, tensores y una platina que permite mantener la cadena en la posición correcta. En este sistema de transmisión la biela es el movimiento que sirve como eslabón de entrada para todo el mecanismo y se encuentra conectada con un plato dentado, por el cual pasa la cadena. La cadena se encarga de transmitir el movimiento en forma de energía cinética a los piñones ubicado en la rueda trasera del vehículo.
Esto genera una rotación el piñón hace que la rueda gire con velocidades y aceleraciones angulares iguales.
Otra de las limitaciones que se pueden presentar a la hora del montaje del sistema de transmisión es que la cadena puede interferir con el sistema de dirección, entonces se debe usar un tensor para cambiar la dirección de la cadena y se agrega una platina cerca a los amortiguadores de la dirección que evita la desviación de la cadena en esta zona. Además se usan dos tensores cercanos a los piñones para permitir que la cadena pueda pasar de un piñón a otro.
A continuación se presentan algunas de las especificaciones principales:
i. Plato delantero: 54 dientes.
ii. Juego de piñones: 5 piñones de 24, 30, 36, 42 y 48 dientes.
iii. Longitud de la biela: 200 mm.
En la siguiente imagen se puede apreciar la estructura del sistema de transmisión del VTH
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 3. Sistema de transmisión.
b. Análisis cinemático de la transmisión
Para realizar el análisis de la transmisión es necesario tener en cuenta como es el perfil de velocidades de la rueda trasera para de esta manera poder conocer la velocidad angular y aceleración angular del piñón ubicado en esta rueda y así mediante ciertas relaciones obtener la velocidad y aceleración del plato dentado delantero. Para esto se supone que la rueda trasera se mueve en condiciones de rodadura pura donde la parte de la rueda que se encuentra en contacto con el suelo no desliza.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 4. Perfil de velocidades en la rueda de tracción.
En este caso el perfil de velocidades de la rueda es lineal, donde la velocidad se hace cero en el punto de contacto con el suelo porque no desliza y es máxima en el centro de la rueda, el valor de dicha velocidad máxima es el mismo valor de la velocidad máxima del VTH. A partir de esto se puede obtener que la velocidad angular de la rueda es:
Donde R es el radio de la rueda. De manera similar se puede obtener la aceleración angular de la rueda:
Donde es la aceleración máxima del VTH y R el radio de la rueda trasera.
La velocidad angular y la aceleración angular del piñón son las mismas que las de la rueda trasera porque no existen movimientos relativos entre ambos. A partir de este dato se puede realizar el análisis cinemático del piñón.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 5. Perfil de Velocidades del piñón.
Donde es la velocidad tangencial del piñón y que vista desde el VTH es igual a
Dicha velocidad tangencial del piñón es la misma velocidad con que se desplaza la cadena que pasa por los dientes del piñón, debido a que no hay deslizamiento. A demás si se supone que es un sistema de transmisión conservativo la velocidad de la cadena es igual en todos los puntos de esta, lo cual indica que se están ignorando las pérdidas de energía en los tensores del sistema de transmisión. Dicha velocidad se conserva y la velocidad tangencial en el plato delantero es la misma que la velocidad tangencial del piñón. El perfil de velocidad en el plato
dentado delantero es similar al del piñón, por lo tanto matemáticamente su velocidad angular es el cociente de la velocidad tangencial entre el radio de este mismo, como se muestra a continuación:
Reemplazando las ecuaciones (3) y (4) en las ecuaciones (5) y (6) respectivamente se obtiene que la velocidad angular y la aceleración angular del plato delantero se pueden obtener mediante las siguientes expresiones:
A demás, teniendo en cuenta que la velocidad tangencial del piñón es igual a la velocidad tangencial del plato delantero, se pueden plantear las siguientes relaciones:
Como requisito para que el sistema de transmisión por cadena funcione el paso circular de los platos dentados debe ser igual. La expresión matemática del paso circular es la siguiente:
Donde D es el diámetro del plato dentado y N es el número de dientes. A partir de esta ecuación se obtiene que:
Igualando las ecuaciones (9) y (10) se obtiene que
Finalmente reemplazando la relación de la ecuación (11) en las ecuaciones (7) y
(8) se llega a una relación entre las velocidades y aceleraciones angulares de los platos dentados y el número de dientes de cada uno.
Estas ecuaciones serán usadas posteriormente para encontrar la velocidad y aceleración angular de la biela.
c. Análisis cinético de la transmisión
Es importante realizar un análisis cinético del sistema de transmisión porque este permite encontrar los valores de las reacciones en el eje del pedal, en el pivote del piñón y los pivotes de los tensores o desviadores; en base a dichos valores se pueden dimensionar los ya mencionados elementos del sistema de transmisión.
Dicho análisis se encuentra a continuación. Inicialmente se realiza el análisis del plato delantero conectado a la biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 6. DCL de plato dentado delantero.
() ()
Donde Ax es la componente en el eje x de la reacción del eje, T la tensión de la cadena, la componente en el eje x de la aceleración del VTH, yla velocidad angular y la aceleración angular del plato delantero unido a la biela, cuyas expresiones matemáticas fueron calculadas en la sección de análisis cinemático del sistema de transmisión.
()
Donde Ay es la componente en el eje y de la reacción del eje, T la tensión de la cadena, la componente en el eje y de la aceleración del VTH, yla velocidad angular y la aceleración angular del plato delantero unido a la biela.
Donde es el torque de entrada, T la tensión de la cadena e es la inercia del pedal.
En cuanto a los tensores ubicados a lo largo de la cadena se tiene lo siguiente
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 7. DCL de un tensor
Donde y son las componentes de la reacción, es la masa del tensor y T la tensión de la cadena.
Realizando un diagrama de cuerpo libe en el piñón se obtiene que
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 8. DCL del piñón.
Donde Cx y Cy son las componentes de las reacciones, T la tensión de la cadena y la masa del piñón.
Siguiente a esto, para realizar el análisis cinético de la transmisión se desprecian las pérdidas de energía en los tensores o desviadores que son agregados a lo largo de la cadena. A partir de dicha suposición se puede plantear que la potencia de entrada y de salida del sistema tienen los mismos valores. Por lo tanto
Donde Tentrada y Tsalida son torques de entrada y salida respectivamente. Reemplazando las ecuaciones (13) y (14) en la ecuación (12)
Reemplazando la ecuación (7) obtenida el análisis cinemático del sistema de transmisión en la ecuación (15)
Estas relaciones serán usadas posteriormente para obtener el torque de entrada en el análisis realizado para el mecanismo biela-pierna
d. Análisis cinemático mecanismo biela-pierna
El análisis cinemático del mecanismo cuatro barras formado por la pierna del conductor y la biela conectada es fundamental para realizar luego el análisis cinético de dicho mecanismo. El software Solid Works se utilizó para representar
este mecanismo, observar el movimiento de este mismo y confirmar que cumple con el criterio de Grashof, es un mecanismo manivela-oscilador, pues la suma de la longitud del lado más largo con la del más corto es menor que la suma de la longitud de los otros dos. A continuación se muestra la imagen del mecanismo donde el eslabón 1 es tierra, mide 0.73 m y es la distancia desde la silla hasta el centro del plato dentado conectado a la biela; el eslabón 2 es la entrada de movimiento, mide 0.2 m y representa la biela; el eslabón 3 es la pierna del conductor y mide 0.47 m; el eslabón 4 es el muslo y mide 0.48 m. El ángulo de inclinación del eslabón tierra es 20° con respecto al eje positivo de las abcisas.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 9. 9 Biela-pierna (Medidas en mm)
L
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 10 Primera posición de acodado.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 11 Segunda posición de acodado.
Dichos ángulos sirven como posiciones límites del mecanismo para el análisis cinemático. El análisis cinemático no se realizó para una revolución completa de la
biela porque el conductor solo aplica una fuerza de entrada sobre el pedal en cierto tramo del giro de la biela.
Para realizar el análisis cinemático se utilizó el software Matlab. Inicialmente se consideró que la entrada de movimiento de la biela se da a una velocidad angular constante y es hallada a partir de la relación de transmisión en la cadena. La relación matemática utilizada es la siguiente:
ω 1 es la velocidad angular del plato dentado delantero que está conectado
; ω 2 es la velocidad angular del piñón ubicado en la rueda trasera, cuya valor es la velocidad angular de esta misma y es igual a la velocidad entre el radio de dicha rueda; N 1 es el número de dientes del plato delantero, 48; N 2 es el número de dientes del piñón trasero, se toma el número de dientes del plato más pequeño del piñón porque con este se desarrolla mayor velocidad es decir 24 dientes. Los siguientes gráficos que muestran la velocidad angular y aceleración angular de la pierna y el muslo del conductor para cada posición de la biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 12. Velocidad angular de la Pierna vs Posición de la Biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 13. Velocidad angular del Muslo vs Posición de la Biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 14. Aceleración angular de la Pierna vs Posición de la Biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 15. Aceleración angular del Muslo vs Posición de la Biela.
Las gráficas anteriores permitieron observar las velocidades angulares y aceleraciones angulares de la pierna y muslo del conductor a una velocidad angular constante de la rueda del VTH, lo es válido para los tramos en que el vehículo se desplazó a velocidad constante y era máxima. En este caso la velocidad angular de la biela es de 3.154 rad/s, y es el resultado de la relación de
trasmisión planteada anteriormente, teniendo en cuenta que la velocidad angular de la rueda trasera es de 6.308 rad/s.
Sin embargo es necesario realizar otro análisis válido para cuando el vehículo acelera en los tramos iniciales o cambios de dirección. Se utiliza la misma relación de transmisión pero se tiene en cuenta que la velocidad angular de la rueda trasera aumenta, y por lo tanto la velocidad angular de la biela también. Para conocer la aceleración angular de la rueda se divide la aceleración del VTH entre el radio de dicha rueda, y la aceleración es la máxima enunciada en la sección del perfil de velocidades y aceleraciones del VTH (0.868m/s2). El radio es de 26 pulgadas lo cual es igual a 0.6604 m. Entonces la aceleración angular de la rueda es de 1.314 rad/s2. La relación de dientes es de 48/24 y por lo tanto la aceleración angular del plato delantero es 0.657 rad/ s2. Las gráficas se muestran a continuación:
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 16. Velocidad angular de la Pierna vs Posición de la Biela. (Alpha=constante)
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 17. Velocidad angular del Muslo vs Posición de la Biela. (Alpha=constante)
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 18. Aceleración angular de la Pierna vs Posición de la Biela. (Alpha=constante)
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 19. Aceleración angular del Muslo vs Posición de la Biela. (Alpha=constante)
e. Análisis cinético mecanismo biela-pierna
A partir de los datos hallados durante el análisis cinemático previamente realizado se puede encontrar el comportamiento de las fuerzas activas y reactivas en los eslabones. En este caso se tomaron las mismas condiciones estudiadas anteriormente, donde el pedal se mueve con una velocidad angular constante, que corresponde al momento donde no se requiere de un arranque significativo; y con aceleración angular constante que son los momentos de arranque donde la biela está estática y requiere acelerar el VTH hasta llevarlo a la velocidad necesaria para completar el circuito.
En lo que tiene que ver con las propiedades de inercia se supuso que la biela, la pierna y el muslo se supusieron como barras con sección transversal circular. El radio de la biela fue medido, y los radios de las extremidades fueron tomados en las zonas medias. En lo que respecta a las masas de la pierna y el muslo, estas fueron calculadas por medio de una relación médica en la cual se enuncia que el
peso de estas dos partes juntas es alrededor del 10% del peso del cuerpo. Ahora bien, como el muslo es de mayor tamaño que la pierna entonces se ha decidido que de este porcentaje el 60% corresponde a la masa del muslo. La masa de la biela fue tomada de una balanza.
Según lo dicho anteriormente, la inercia de los eslabones con respecto al centro de masa de cada uno podrá ser hallada por medio de la ecuación
Luego de tener en cuenta estas consideraciones se obtuvo que las masas y las inercias de los eslabones biela, pierna y muslo son
Además, el torque que se genera en la biela es conocido gracias a las ecuaciones de potencia previamente realizadas y la relación de dientes que se presenta en los piñones de transmisión del vehículo. En ese sentido, suponiendo que la transmisión de potencia es ideal, se tiene que
Si se considera que el torque de entrada es el realizado en los pedales y el torque de salida es el que se da en la rueda trasera del VTH, entonces la relación está dada por
Y conociendo que la relación de diente y velocidades angulares, entonces se obtiene que
Además, con el fin de conseguir una buena tracción en el arranque se utilizó el piñón más pequeño del sistema de cambios, el cual tendrá 24 dientes. El diente delantero de los pedales por su parte tendrá 48 dientes. De la sección de potencia, el valor del torque calculado en las ruedas es de alrededor de los 23.55 N, usando e la velocidad máxima esperada por el vehículo. Por lo tanto el torque esperado en el pedal se halla por medio de la siguiente fórmula en sentido anti-horario
Este par en la sección de los pedales es aquel que se desea conseguir con la fuerza entregada por el conductor. En ese caso, este torque termina siendo una carga que se opone al movimiento del pedal, ya que es el valor objetivo a conseguir. Con esta consideración es necesario cambiar el sentido del torque de anti-horario a horario.
En lo que tiene que ver con la variable de entrada entregada por el conductor del VTH será considerada la fuerza que realiza la pierna sobre el pedal. Como esta junta es una junta de fuerza, solo hay una reacción perpendicular a la superficie de contacto. Ahora bien, se supondrá que la dirección de esta fuerza siempre es horizontal, teniendo en cuenta que el pie del conductor está en posición vertical y que la planta del pie es paralela a la superficie del pedal.
Con estas consideraciones se realizarán los diagramas de cuerpo libre de los eslabones del mecanismo de cuatro barras. Estos se pueden ver a continuación,
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 20. DCL de la Biela.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 21. DCL de la Pierna.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 22.DCL del Muslo.
Teniendo en cuenta estos diagramas se tuvieron las ecuaciones de movimiento de cada eslabón. Estas se pueden ver a continuación
Eslabón 2
Seguido de esto se realizaron los estudios de las fuerzas durante el movimiento del mecanismo entre los dos puntos de acodado enunciados en el análisis cinemático realizado con anterioridad. En ese sentido se utilizó el software de programación MATLAB con el fin de solucionar este problema.
Finalmente, para el caso en que la biela se mueve velocidad angular constante se obtuvieron las siguientes gráficas.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 23. Fuerza sobre el pedal vs Posición de la Biela. Velocidad angular constante.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 24. Fuerza en junta de la biela-piñón vs Posición de la biela. Velocidad angular constante.
De ésta gráficas se obtuvo que el valor máximo ejercido por el conductor a los pedales según la configuración recomendada sea de 809.24 N al final del movimiento, en la segunda posición de acodado. Esto se debe a que cuando la pierna del conductor se acerca a ese punto no solo sigue moviendo el pedal, si no que comienza a ir en contra del movimiento de la otra pierna y debe contrarrestar el efecto de la inercia de ésta.
En lo que respecta a la gráfica de la fuerza de la junta con el piñón, se obtuvo una fuerza máxima de 813.37 N. Esta fuerza es muy cercana al valor de la fuerza realiza por el conductor, esto se debe a que la mayor parte de la carga en este eslabón es la causada por la acción de la pierna.
Y para el estudio en movimiento con aceleración angular constante se obtuvo el siguiente comportamiento
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 25. Fuerza sobre el pedal vs Posición de la Biela. Aceleración angular constante.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 26. Fuerza en junta de la biela-piñón vs Posición de la biela. Aceleración angular constante.
En este caso, la fuerza máxima que debe aplicar el conductor para acelerar el vehículo es de 752.03 N. Esto se debe a que se está trabajando con el piñón más pequeño, lo cual requiere que se requiera menos fuerza de entrada para conseguir el momento objetivo que se fijó, el cual es de 15.308 N-m.
f. Análisis cinético pedales
Para definir la fuerza de entrada al chasis debido a la entregada por el conductor se debe realizar un desplazamiento Fuerza-Par en el ensamble pedal-biela-piñón. En ese sentido, dado los estudios realizados previamente en el análisis cinético del sistema de transmisión se tiene que la máxima fuerza recibida por los pedales es de 809.24 N, hacia la izquierda. No obstante, esto es entregado a los pedales, por lo que hay que realizar la conexión al chasis teniendo en cuenta el siguiente esquema de fuerzas elaborado por el equipo de trabajo.
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 27.Esquema para traslación de fuerza par al eje del plato del pedal.
Gracias a este diagrama es posible hallar la Fuerza-Par ubicada en la posición del centro de masa del piñón por medio de la ecuación:
Como se está evaluando en dos dimensiones, entonces la fórmula es
Además, por medio de este método se traslada la fuerza completa de la punta del pedal a la junta en el piñón. Este artefacto será la entrada de fuerzas en el estudio del chasís del VTH.
4. Ruedas
a. Rueda trasera
Como se mencionó en el informe de avance del vehículo se escogió una configuración tadpole en la que se presentan dos ruedas delanteras y una trasera. En el diseño que se eligió la transmisión va a la rueda trasera por lo que el diagrama de cuerpo libre correspondiente a esta se presenta a continuación:
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Figura 28. DCL de Rueda trasera.
Entiéndase la notación como la siguiente:
i. 0: Chasis
ii. 4: Rueda trasera
iii. 7: Tierra
La normal se notara en adelante como F47y y se asumirá la condición de rodadura por lo cual se tiene que Fr=N*µk. Las ecuaciones cumpliendo la segunda ley de Newton son:
A partir de estas se tienen como incógnitas las fuerzas F40y, F47. Estas, por la tercera ley de Newton se ven reflejadas con misma magnitud, dirección y sentido contrario en la estructura del chasis del vehículo. Debido a que se tiene un mayor número de incógnitas que de ecuaciones, y tomando en cuenta que se cuenta con un ensamblaje se haya los valores de estas utilizando software especializados para la solución de sistemas de ecuaciones numéricos.
b. Ruedas delanteras
Como se mencionó en el informe de avance del vehículo se escogió una configuración tadpole en la que se presentan dos ruedas delanteras y una trasera. El diagrama de cuerpo libre correspondiente a esta se presenta a continuación:
No incluido en la muestra de lectura.
Figura 29. DCL de Rueda delantera.
Entiéndase la notación como la siguiente:
i. 0: Chasis
ii. 5: Rueda delantera derecha
iii. 6: Rueda delantera izquierda
iv. 7: Tierra
La normal se notara en adelante como F57/F67 y se asumirá la condición de rodadura por lo cual se tiene que Fr=N*µk. Las ecuaciones cumpliendo la segunda ley de Newton son:
∑
∑
∑
A partir de estas se tienen como incógnitas las fuerzas F50/F60, F57/F67. Estas, por la tercera ley de Newton se ven reflejadas con misma magnitud, dirección y sentido contrario en la estructura del chasis del vehículo. Debido a que se tiene un mayor número de incógnitas que de ecuaciones, y tomando en cuenta que se cuenta con un ensamblaje se haya los valores de estas utilizando software especializados para la solución de sistemas de ecuaciones numéricos.
5. Sistema de dirección
a. Descripción
El sistema de dirección fue diseñado de tal manera que se permita una completa maniobrabilidad del vehículo en curvas, mejorando la adaptabilidad y respuesta del mismo a curvas cerradas. La dirección está compuesta por dos mecanismos, uno principal y otro secundario.
Nos referiremos al sistema principal como el mecanismo de Ackerman, cuya finalidad es básicamente crear ángulos de giro distintos para cada una de las llantas, delanteras o traseras dependiendo de a dónde esté conectado este mecanismo (ver figura No. 19). Con radios de giro distintos se garantiza la ausencia de deslizamiento al momento de dar al giro, preservando la durabilidad de las llantas y la perdida de energía cinética obtenida con el pedaleo del vehículo. Este sistema está constituido por un conjunto de eslabones que se conectan a las llantas delanteras, el accionamiento de este sistema estará condicionado a la fuerza de entrada del conductor a través de un manubrio. Las dimensiones de este sistema serán descritas más adelante.
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Figura 30. Principio de Ackerman.
En cuanto al sistema secundario de dirección podemos decir que será el elemento clave en cuanto a la adaptabilidad y respuesta del vehículo en curvas cerradas. Este sistema está constituido por dos tijeras que pivotan en sus apoyos al chasis, dos rotulas que se encuentran soldadas a las tijeras por las cuales pasa un eje que conecta a estas con las ruedas y el sistema principal de dirección. A las tijeras también van soldados amortiguadores que regulan la respuesta de los sistemas, tal como se observa en la figura No. 20
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Figura 31. Isométrico de la dirección.
Las tijeras pivotan en su apoyo al chasis; la presencia de los amortiguadores permite que estas no pivoten libremente y con esto regulan que tan brusca es la respuesta. Adicionalmente en la punta de las tijeras se encuentran las rotulas, que tienen como función permitir el libre movimiento de las ruedas, con esto mejoran la adaptabilidad al recorrido. El accionamiento de este sistema estará condicionado a la inclinación de conductor y a su vez de la silla alrededor del eje longitudinal del vehículo. Las tijeras recibirán como entrada el movimiento del eje conectado y estas se inclinarán a la derecha o izquierda accionando la rótula y logrando así inclinar las llantas mediante la inclinación de sus ejes. El funcionamiento general puede verse de manera más simple en una bicicleta cuando nos inclinamos con ella.
Se pueden mencionar dos factores importantes en cuanto a la inclinación de vehículo:
· Ángulo de inclinación: este ha sido restringido a través de un par de amortiguadores no viscosos que conectan las llantas delanteras con el chasis. Los resortes además de restringir cumplen la función de fuerza
v z “ v v ”
la posición totalmente vertical.
· Efecto de giro sobre el sistema de transmisión: si el conjunto pedal-piñón- cadena no girara conjunto, en el vehículo se generarían esfuerzos de corte capaces de hacer fallar la cadena por la que es transmitida el torque. Esto explica la ubicación de pedal-piñón sobre el mismo eje de la silla.
b. Análisis cinético y cinemático
Debido a que la dirección no presenta un movimiento relativo al chasis en nuestro método de análisis se asumen las mismas aceleraciones que se hallaron para el informe de avance. Esto quiere decir que la aceleración solo toma valores en su componente horizontal y es de 0.868 m/s 2
Una vez descrito el sistema de dirección y realizado un análisis cinemático sobre el mismo es posible realizar un análisis cinético. Es importante tener en cuenta
que el conductor realiza fuerzas sobre el sistema cada que necesita realizar una curva y estas son tomadas como fuerzas conocidas por lo que son tratadas como entradas, adicionalmente en la situación tratada se asume que el conductor no realiza curvas en su trayecto por lo que no se toman en cuenta estas.
A continuación se muestra un diagrama de cuerpo libre del sistema de dirección donde se muestran las reacciones sobre el plano.
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Figura 32. DCL de la dirección.
Entiéndase la notación como la siguiente:
- 0: Chasis
- 2: Cuerpo de la dirección
· 5: Rueda delantera izquierda
· 6: Rueda delantera derecha
A partir de este diagrama se pueden deducir las ecuaciones de interés para la resolución del sistema.
Inicialmente se plantean las sumatorias de fuerzas en los ejes con la relación de Newton
A partir de estas se tienen como incógnitas las fuerzas F52y, F20y, F30y, F62y. Estas, por la tercera ley de Newton se ven reflejadas con misma magnitud, dirección y sentido contrario en la estructura del chasis del vehículo. Debido a que se tiene un mayor número de incógnitas que de ecuaciones, y tomando en cuenta que se cuenta con un ensamblaje se haya los valores de estas utilizando software especializados para la solución de sistemas de ecuaciones numéricos.
6. Chasis del vehículo
a. Análisis cinemático y cinético
El chasis es la estructura que mantiene unido el ensamblaje de vehículo, es por esto que es una de las piezas más importantes a analizar en el proceso de diseño del vehículo. En primer lugar es necesario realizar un análisis cinemático, sin embargo en el informe de avance ya se hizo este análisis por lo que se toman los valores anteriormente hallados. Se sabe entonces que la aceleración del vehículo solo toma valores en su componente en x, y tiene un valor de 0.868 m/s2.
Este recibe todas las fuerzas de reacción de los sistemas que hacen posible la funcionalidad del mismo. Debido a que las fuerzas que actúan sobre el chasis son reacciones de los sistemas se puede desarrollar un sistema de ecuaciones para solucionarlas todas. El primer paso es realizar un diagrama de cuerpo libre en el que se detallen las fuerzas que se ejercen sobre el mismo.
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Figura 33. DCL del chasis.
Una vez realizado este, se procede a plantear las ecuaciones que obedecen a la segunda ley de Newton, en este caso equivalen a:
Entiéndase la notación como la siguiente:
- 0: Chasis
- 2: Cuerpo de la dirección (Apoyo 1)
- 4: Rueda trasera
· S2: Silla del conductor (Apoyo 1)
· S3: Silla del conductor (Apoyo 2)
A partir de estas ecuaciones se puede notar que se tienen las siguientes incógnitas F20y, F20x, F30x, F30y, F40x, F40y, Fs20y y Fs30y. Pero prestando atención se puede notar que estas incógnitas corresponden a los inversos de las incógnitas de las reacciones en los sistemas del vehículo, esto garantizado por la
tercera ley de Newton. Ahora bien, contando todas las incógnitas y ecuaciones antes planteadas en los análisis cinéticos de los sistemas se puede desarrollar un sistema de ecuaciones para ser resuelto en el software Matlab. El sistema se plantea de la forma
Y mediante el uso de matrices de coeficientes, se determina el valor de las fuerzas resultantes. Se debe tener muy en cuenta el hecho que la notación de las fuerzas implica cuales son reacciones respecto a que cuerpo de esta manera se trabaja con los signos correctos.
Una vez desarrollada la matriz y solucionado el sistema, se obtienen los siguientes resultados para las fuerzas:
- F02x 0.9240 kN
- F02y -0.5805 kN
- F04x -0.0620kN
- F04y -1.3582kN
- F25x -0.0010kN
- F25y 0.0113kN
- F26x 0.0237kN
- F26y -0.6077 kN
- F47y -1.4023 kN
- F57y -0.6192 kN
- F67y -0.6192 kN
- F0s2y 0.1998 kN
- F0s3y 1.0042 kN
A partir de estas fuerzas se procede a realizar los análisis de esfuerzos sobre la estructura.
7. Ergonomía del vehículo
Una parte realmente importante de las máquinas dedicadas al uso humano es que precisamente estas sean aptas para la anatomía humana. Es por lo anterior que una parte crucial de nuestro diseño del vehículo de tracción humana se encuentra en las normas de ergonomía y la toma de los análisis antropométricos anteriormente realizados para poder así maximizar la relación entre el desempeño del vehículo y la entrada de potencia. Finalmente es importante que si se habla de una máquina de uso regular como es la intención final de este proyecto; esta no produzca afecciones de salud al usuario.
Como criaturas parte de una especie en altamente adaptable al medio, hemos desarrollado diferentes tamaños de acuerdo a nuestras condiciones de vida. Hablando puntualmente de individuos en edad adulta y tomando como muestra la población colombiana se ha tomado un análisis antropométrico realizado en un estudio de diseño de puestos de conductores de la Pontificia Universidad Javeriana y las recomendaciones de la Fundación para la Prevención de Riesgos Laborales como guía a la hora de diseñar la posición que debe adoptar el asiento del conductor en el vehículo.
Los estudios de referencia están dados para el diseño de asientos de conductores en empresas de trasporte, sin embargo las medidas y ángulos tomados son válidos para nuestra situación. El estudio antropométrico realizado por Spinel y Seyd en 2004, propone las siguientes medidas para el puesto del conductor promedio
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Figura 34. Estudio antropométrico del puesto del conductor..
Las medidas aquí referenciadas se encuentran en centímetros, sin embargo, nuestro conductor no estará accionando pedales a un motor de combustión externa por lo que la posición sedente del usuario no se debe encontrar en un ángulo recto con la horizontal. Como se trata de un vehículo de pedales, las posiciones deben modificarse para este, entre los aspectos mencionados por la fundación para la prevención de riesgos laborales en el diseño ergonómico del puesto del conductor se tiene que:
“E
aproximada, para facilitar la adopción de posturas ergonómicamente correctas de z ”
Sin embargo, como se diseña el vehículo en miras de ser lo más simple posible, el asiento se entrega reclinado este ángulo de fábrica. Finalmente los aspectos ergonómicos del vehículo se enfocan al pedaleo, en la ilustración a continuación se ilustra la participación de los músculos de la pierna en el pedaleo redondo.
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Figura 35. Diagrama de participación de la pierna en el pedaleo.
Como se puede observar en la ilustración los rangos de uso de los músculos de las piernas más grandes están realizados por los cuádriceps y los glúteos mayores. Al ser estos de los músculos más grandes del cuerpo necesitan que su contracción y relajación se haga por completo y así desarrollar todo su potencial, como consecuencia, los pedales se deben ubicar de tal manera que en la fase de arrastre los cuádriceps y glúteos se relajen y realicen su función correctamente.
Se concluye entonces que para que esto se cumpla debe haber una distancia en promedio de 0.88 veces la longitud de la ingle al talón. Debido a que la longitud de la pierna del conductor de nuestro vehículo es de 0.95 m la longitud entre el asiento y los pedales es de 0.836 m.
Finalmente el asiento debe estar hecho en un material que sea liviano y resistente. Un polímero es recomendable, adicionalmente su recubrimiento debe ser impermeable.
8. Falla estática
Para el dimensionamiento del tubo del chasis se procede a realizar un diseño a falla estática, en donde se evalúan las fuerzas en la posición crítica del sistema y estas son consideradas constantes. Para esto, se utilizan los resultados obtenidos en el análisis cinético y se procede a realizar los diagramas de cortante directo, momento flector y carga axial. Obtenidos los diagramas se identifica la sección crítica y se procede a diseñar de manera apropiada para evitar la falla del vehículo.
El material seleccionado para el chasis ha sido el acero 1020 debido a su fácil accesibilidad en el mercado y su buena relación costo-propiedades. Las propiedades de interés se muestran a continuación.
Esfuerzo de fluencia () = 205 MPa Esfuerzo máximo()= 380 MPa
Elongación 25%
Densidad 7.87 g/cm3
Dado que el material posee un porcentaje de elongación mayor al 5% es conveniente aplicar la teoría de Von Misses para materiales dúctiles para estimar el diámetro externo del tubo.
Teoría de Von Misses:√( ) ( ) ( )
Usando las fuerzas obtenidas en el análisis cargas en el chasis se procede a realizar los diagramas de cortante y momento flector para la estructura.
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Figura 36. Diagrama de cortante sobre el chasis.
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Figura 37. Diagrama de momento flector sobre el chasis.
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Figura 38. Diagrama de carga axial sobre el chasis.
Obtenidos los diagramas de cortante y momento a flector se observó que la sección crítica es la unión del sistema de dirección con el chasis.
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Figura 39. Análisis de la sección crítica del chasis.
Donde los puntos 1 y 2 corresponden a los dos puntos críticos del sistema, se espera que el punto 1 sea el más crítico pues sus esfuerzos son de tensión y
como es sabido esto ayuda a la propagación de las grietas sin embargo hallaremos las dimensiones del chasis para cada uno de los estados de esfuerzos. Procederemos a hallar un estimado de las dimensiones del chasis para cada una de los elementos críticos. La sección escogida fue de sección transversal cuadrada pues de esta manera será más fácil la unión de la silla. Tomaremos como espesor de pared 0,1b y a=2b.
Entonces para punto crítico 1 tendríamos que:
Resolviendo obtenemos que: b=7,4 mm a=14,8mm. Para punto crítico 2 tendríamos que:
Resolviendo obtenemos que b=24,6mm y a=49,2mm. Los resultados comprueban los dicho anteriormente, el punto donde se suman los efectos de los esfuerzos normales es el crítico. Ahora bien, dado que las dimensiones obtenidas no son de fácil acceso en el mercado se optó por tomar b=25 mm y a=50 mm. Escogidas las dimensiones del chasis se realizaran los estudios de fatiga pertinentes.
Además de dar un estimado de las dimensiones de la barra que conforma el chasis se realiza un estudio de falla estática usando SOLIDWORKS. El software usa un proceso de métodos numéricos para realizar sus cálculos y nos permite observar estructuralmente el vehículo en su totalidad, identificando donde ocurren los puntos críticos que son afectados en mayor medida por los esfuerzos que llegan al chasis.
Este análisis computacional nos permite observar tanto esfuerzos equivalentes como deformaciones en la estructura y nos brinda información acerca del factor de seguridad para nuestros puntos de interés, además el software representa una herramienta más aproximada a la realidad ya que tiene en cuenta los cambios en la sección del material y como esto produce concentraciones de esfuerzo que afectan a la hora de decidir la sección critica.
A continuación se presentan los resultados obtenidos de la simulación:
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Figura 40. Factor de seguridad criterio cortante máximo sin inclinar.
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Figura 41. Factor de seguridad criterio cortante máximo inclinado.
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Figura 42. Factor de seguridad criterio Von Misses inclinado.
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Figura 43. Factor de seguridad criterio Von Misses sin inclinar.
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Figura 44. Deformaciones unitarias sin inclinar
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Figura 45. Deformaciones unitarias con el chasis inclinado.
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Figura 46. Desplazamientos análisis estático.
Barra antivuelco
Además de analizar los esfuerzos soportados por el chasis es conveniente analizar el comportamiento de la barra antivuelco diseñada para situaciones críticas de volcamiento, en las cuales la barra deba soportar cargas considerables. Es importante contar con una barra antivuelco que brinde la rigidez suficiente para soportar cargas elevadas de impacto o estáticas ya que este elemento estructural es diseñado para proteger la vida del usuario y por lo tanto para soportar cargas más grandes que el resto del vehículo.
La barra antivuelco será diseñada con una sección transversal circular de un espesor mayor comparado con los demás elementos de la estructura, esto considerando que los esfuerzos soportados serán mucho mayores en esta barra. Usando nuevamente SOLIDWORKS podemos obtener el factor de seguridad a lo largo de la barra, usando como estimulación una fuerza de 400N en la parte superior la cual simulara el volcamiento del vehículo.
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Figura 47. Factor de seguridad criterio de cortante máximo.
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Figura 48. Factor de seguridad con criterio Von Misses.
Como se observa tanto con criterio Von Misses como con cortante máximo el FS es menor a uno, esto indica que la barra antivuelco fallará con las condiciones de trabajo dada. Para evitar este hecho se decidió cambiar el grosor del tubo de la barra por uno más grueso.
9. Fatiga
Muchos de los elementos estructurales que presenta el vehículo están sometidos a cargas variantes en el tiempo y por ende a esfuerzos variantes en el tiempo, debido a esto es necesario realizar un análisis a fatiga con el fin de determinar los ciclos de vida útil del material hasta presentarse una falla súbita. Este análisis será realizado al chasis del vehículo, el cual presenta cargas fluctuantes debido a la estimulación del sistema de suspensión y al sistema de dirección secundaria cuya constante rotación implica elevados esfuerzos alternantes debido a la repetición de este movimiento y la poca rigidez de las barras que conforman el sistema.
a. Análisis del chasis
Debido al sistema de amortiguamiento empleado para reducir las vibraciones que llegan al vehículo, se producen fuerzas variantes en el tiempo de acuerdo a la condición de entrada que estimule el desplazamiento y velocidad del sistema
resorte-amortiguador. Las cargas dinámicas producidas por el sistema de amortiguación son transmitidas al chasis y producen esfuerzos con diferentes frecuencias y amplitudes, esto provoca acumulación de energía en las grietas e intersticios presentes en el material, nucleación y finalmente la falla súbita del material a un determinado número de ciclos de vida.
Para llevar a cabo el análisis de fatiga se requiere un historial de carga, el cual es proporcionado por SOLIDWORKS
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Figura 49. Fuerza de reacción del eje trasero vs Tiempo
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Figura 50. Fuerza reactiva derecha sobre el trinquete inferior vs Tiempo.
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Figura 51. Fuerza reactiva derecha sobre el trinquete superior vs Tiempo.
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Figura 52. Fuerza reactiva izquierda sobre el trinquete inferior vs Tiempo.
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Figura 53. Fuerza reactiva izquierda sobre el trinquete superior vs Tiempo.
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Figura 54. Fuerzas en el amortiguador derecho vs Tiempo.
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Figura 55. Fuerzas en el amortiguador izquierdo vs Tiempo.
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Figura 56. Fuerzas en el resorte derecho vs Tiempo.
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Figura 57. Fuerzas en el resorte izquierdo vs Tiempo.
Para evaluar el análisis de fatiga debe ser calculado la resistencia a fatiga del material, el cual muchas teorías aproximan a 0.5 del esfuerzo último del material. Una vez es obtenido este valor debe ser modificado por factores que condicionan el ambiente y los procesos con los que se obtuvo la pieza.
El cálculo de estos factores se muestra a continuación:
- Factor de superficie
Este factor depende de las condiciones con las cuales se llevaron los procesos de manufactura para diseñar los elementos estructurales y como esto afecto su acabado superficial
Los valores de a y b son tomados de las tablas del libro de diseño mecánico de shigley y corresponden a 4.51 y -0.265 respectivamente
· Factor de tamaño
Para carga axial 1
Para torsión y flexión debe hallarse un diámetro equivalente debido a que la sección de nuestro chasis es rectangular, por lo cual:
De la tabla se obtiene que debe usarse la correlación:
( )
- Factor de carga Flexión 1
Axial 0.85
Torsión 0.59
· Factor de confiabilidad
Se asume una confiabilidad de 90% con el fin de analizar casos no convenientes para el material, por lo tanto el factor de confiabilidad será
· Factor de temperatura
El proceso se realiza a temperatura ambiente por lo tanto
Aplicando lo factores de corrección a la resistencia a fatiga:
Las cargas consideradas presentadas representan las reacciones en las uniones entre los eslabones y el eje del chasis. Debido a que las reacciones determinadas representan la magnitud de las fuerzas entre las uniones se puede decir que serán las fuerzas que soportan los pasadores que unen estos elementos.
Para el diseño de estos elementos asumiremos que las reacciones representan una carga cortante en su totalidad, la cual llega a los pasadores de unión y es transmitida al eje del chasis.
Para iniciar el análisis se escogerán bloques de cargas que sigan un patrón repetitivo y se realizará un conteo de ciclos que nos proporcione las cargas alterantes y medias.
b. Fuerza eje trasero
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Tabla 1. Variación de la fuerza en el eje trasero.
c. Fuerza resorte- amortiguador
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Tabla 2. Variación de la fuerza en el resorte-amortiguador.
Esfuerzos alternantes y medios
Asumimos un número de ciclos de
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Tabla 3.
Por lo cual debemos disminuir el número de ciclos.
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Tabla 4.
Se puede continuar iterando sin embargo se deduce que la vida del elemento estará entre y ciclos de vida.
d. Para los ciclos de la unión del resorte- amortiguador
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Tabla 5.
Por lo tanto hay que aumentar el número de ciclos y podemos considerar que el número de ciclos a la falla es infinito.
Para el análisis a fatiga del chasis se hizo uso de la herramienta computacional SOLIDWORKS®. Los resultados son mostrados a continuación.
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Figura 58. Análisis de fatiga del chasis (Vida total).
A continuación se muestra el estudio de la acumulación de daño en el chasís,
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Figura 59. Análisis de fatiga del chasis (Porcentaje de daño).
A partir de los resultados obtenidos en las simulaciones se puede llegar a la conclusión que el chasis tiene una vida infinita.
10. Bitácora de construcción
En lo que respecta al proceso de fabricación, ha sido realizado desde el marco hasta los arreglos estéticos del vehículo. En primer lugar se definieron el marco y los ángulos principales, el de los pedales y el del espaldar. Además, se definió la distancia entre las ubicaciones de estos puntos, la cual corresponde a la misma distancia de la baja espalda a la planta del pie. Al haber estimado esto se decidió que tipo de rueda trasera utilizar. Esto conllevó a conocer la longitud total del marco.
Para poder situar el sistema de dirección y las llantas delanteras se tomó como guía las restricciones con las que cuentan los vehículos a motor en los que las tijeras tienen una longitud al menos de un tercio de la del vehículo. Además, para conseguir una dirección que permita inclinar el cuerpo del VTH y conseguir mayor
v „C‟
A „C‟
giro que cumplirá con la Ley de Ackerman.
Ahora bien, todo esto se ha ido realizando teniendo en cuenta límites de seguridad, en los cuales se intenta evitar que las cargas de magnitud alta se trasladen a los puntos más fuertes de la estructura debilitando la resistencia del vehículo. Un tipo de problema que podría causar este tipo de situaciones es una fractura dúctil.
Una vez determinadas las medidas y ubicaciones de los componentes de la estructura del vehículo, se comienza por cortar y doblar los perfiles sobre los cuales la misma está basada. Una vez realizados los cortes y dobleces se procede a soldar eléctricamente las piezas fijas y ensamblar las móviles en sus respectivos apoyos. Fue necesario el desarrollo de los ejes para la dirección por medio de torneado y taladrado. Imágenes de esto, se encuentran en la sección de anexos del informe.
Teniendo en cuenta el cronograma de actividades propuesto en el informe de avance se cumplió efectivamente las labores de análisis cinemático y cinético bajo las fechas establecidas por parte de los estudiantes de Mecánica de Máquinas. A su vez los estudiantes de Diseño Mecánico realizaron el diseño y planos de la estructura del VTH y sus mecanismos. Estas secciones se pueden comprobar en el informe que el lector tiene en sus manos.
En lo que respecta a la cotización y compra de los componentes, materiales estructurales y procesos de manufactura fueron realizados con el tiempo justo para llevar a cabo la construcción del vehículo.
En estos dos puntos previamente enunciados se lograron los objetivos trazados. Por otro lado, la construcción del vehículo se vio retrasada por falta de compromiso de la mano de obra contratada y fallas de algunas partes críticas de la estructura, debido a esto el ensamblaje del VTH aún no ha sido finalizado lo que coloca en una posición de riesgo al equipo de trabajo. Por esta razón el grupo de
estudiantes de ingeniería se compromete a finalizar las últimas etapas (finalizar construcción y pruebas de desempeño) en el lapso de 4 días a partir de la fecha.
11. Costos
A continuación se anexa una tabla en la que se relacionan los costos de los materiales y procesos usados en la construcción del vehículo.
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Tabla 6. Costos de materiales y mano de obra.
CONCLUSIONES
En conclusión, tras haber llevado a cabo el proceso concepción, evaluación, diseño y fabricación de un vehículo de tracción humana, como estudiantes de ingeniería mecánica de la Universidad del Norte se desarrollaron habilidades de análisis de mecanismos individuales y su contribución al funcionamiento de una máquina con accionamiento mecánico. En estos se aplicaron principios físicos e ingenieriles, tal como el principio de Ackerman, leyes de Newton, ventaja mecánica, entre otros.
Además, la innovación en alternativas que mejoren el desempeño del diseño de un VTH tradicional fue evaluada por medio de estudios de esfuerzo en las secciones de los mecanismos, con ayuda del programa de simulación SolidWorks. La decisión de dimensiones y peso fueron restringidos por el cliente. Y, suponiendo condiciones en el recorrido, como tiempo y distancia, se obtuvo una potencia máxima de 0.518 HP. En ese sentido, se mejoró el rendimiento del diseño del VTH en comparación a los resultados de proyectos realizados con anterioridad.
REFERENCIAS
Fundación para la prevención de riesgos laborales. (Abril de 2012). Diseño ergonómico del puesto del conductor.
Norton, R. L. (2006). Diseño de maquinaria.México D.F.: McGraw-Hill.
Osorio Valencia, J. S., Gomez Cardona, S., & Restrepo Mejia, S. (2007). Diseño y construcion de un pedal de bicicleta basado en sensores piezoresistivos para determinar la fuerza resultante. Ingenieria Biomedica , 55-60.
Shigley, J. E., & Mitchell, L. D. (1997). Diseño en Ingeniería Mecánica. México D.F.: McGraw-Hill.
Spinel Barreto, G. A., & Seyd Velasco, H. E. (2004). CARACTERIZACION Y EVALUACION DEL DISEÑO DE PUESTOS DE TRABAJO PARA LA POBLACION DE CONDUCTORES DE TRANSPORTE DE CARGA TERRESTRE EN EL DEPARTAMENTO DE CUNDINAMARCA –
COLOMBIA.Bogota.
ANEXOS
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- Citar trabajo
- Ludwin De Jesus Molina Arias (Autor), 2014, Diseño y construcción de un vehículo de tracción humana, Múnich, GRIN Verlag, https://www.grin.com/document/505781
