Rediseño y construcción de la parte frontal del vehículo

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Rediseño y construcción de la parte frontal del vehículo de

tracción humana de dos ruedas

Documento de Proyecto de Grado

Hugo Alejandro Tello Ortiz

Estudiante de Ingeniería Mecánica

Profesor asesor: Luis Mario Mateus Sandoval

Ingeniero Mecánico. M.Sc.

Universidad de los Andes

Facultad de Ingeniería

Departamento de Ingeniería Mecánica

Bogotá, Colombia

Mayo de 2014

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Tabla de contenido 1. Introducción .................................................................................................................................... 3

2. Motivación y objetivos .................................................................................................................... 3

2.1 Objetivos específicos ................................................................................................................. 4

2.2 Restricciones ............................................................................................................................. 4

3. Marco teórico .................................................................................................................................. 4

3.1 Vehículos de tracción humana .................................................................................................. 4

3.2 Equilibrio ................................................................................................................................... 6

3.2.1 Consideraciones geométricas ............................................................................................ 6

3.2.2 Modelos de giro estable ..................................................................................................... 8

3.3 Diseño de sistemas mecánicos ................................................................................................ 12

4. Diseño ............................................................................................................................................ 14

4.1 Ergonomía ............................................................................................................................... 14

4.2 Estabilidad y equilibrio ............................................................................................................ 15

4.3 Elementos mecánicos .............................................................................................................. 20

4.3.1 Transmisión de potencia .................................................................................................. 20

4.3.2 Unión central .................................................................................................................... 21

4.3.3 Frenos ............................................................................................................................... 22

4.4 Estructura ................................................................................................................................ 23

5. Manufactura y ensamble .............................................................................................................. 24

6. Resultados ..................................................................................................................................... 28

6.1 Pruebas .................................................................................................................................... 28

6.2 Gastos ...................................................................................................................................... 29

7. Análisis de resultados .................................................................................................................... 29

8. Conclusiones.................................................................................................................................. 31

9. Recomendaciones ......................................................................................................................... 32

10. Referencias .................................................................................................................................. 33

11. Planos .......................................................................................................................................... 33

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1. Introducción Desde hace varios años, en la Universidad de los Andes se han desarrollado varios vehículos de

tracción humana, abreviados como VTH. Algunos han sido para beneficio de personas con

discapacidad física o cognitiva, mientras otros han sido diseñados para competencia. La

universidad ha participado en varias competiciones incluyendo la que es organizada por ASME

Latinoamérica, que se hace anualmente.

Hasta este momento se han diseñado VTH de 3 y 4 ruedas, los cuales garantizan mejor estabilidad,

dependiendo del diseño. En el semestre 2013-1 se construyó el primer VTH de dos ruedas en la

universidad, en donde se debe tener en cuenta una manera para garantizar la estabilidad. En este

vehículo el sistema de giro era por medio de un pasador central, el cual hacía que toda la parte

frontal girara. Esto también permitía que fuera desmontable y facilitaba su transporte. Al

construirse se vio que le VTH tenía problemas para ser estable a bajas velocidades, ya que los

pedales se encontraban en la parte delantera, la fuerza de pedaleo hacía que la parte delantera

girara sobre el pasador central. En la Imagen 1 se puede ver el vehículo inicialmente diseñado con

su sistema de dirección.

Imagen 1. Vehículo de tracción humana de dos ruedas, construido en el semestre 2013-1 (Mieri, 2013).

2. Motivación y objetivos La primera motivación de este proyecto es lograr un diseño innovador, ya que es el primer

vehículo de tracción humana de dos ruedas diseñado en la universidad. También se quieren

mantener las dimensiones al empacar el vehículo, para facilitar el transporte del VTH. Otro

aspecto que lo hace un diseño innovador es el sistema de transmisión, el cual es delantero. Este se

expone en una sección más adelante.

La Universidad de los Andes ha participado últimamente en la HPVC Latinoamérica (Human

Powered Vehicle Challenge) que es organizada por la ASME. En general, estos aspectos pueden

servir como motivación para obtener un diseño innovador, y además para ser llevado a

competencia.

El objetivo principal de este proyecto es rediseñar y construir la parte frontal del VTH de dos

ruedas de la Universidad de los Andes, garantizando equilibrio y estabilidad.

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2.1 Objetivos específicos

Los objetivos específicos son metas colocadas con el fin de cumplir con el objetivo principal. Éstos

son los siguientes:

Encontrar un modelo para el movimiento del VTH

Estabilidad a 5km/h en línea recta

Dimensiones de transporte entre 1,25x0,93x0,4 m

Radio de giro estable de 5m

2.2 Restricciones

En este rediseño existen varias restricciones, las cuales se definieron al inicio del proyecto. Éstas

son:

Mantener las dimensiones necesarias para el piloto, tomado de tamaño promedio.

Conservar la idea de que sea posible compactarlo, manteniendo la noción de la unión

central.

No exceder el peso del vehículo de 20 kg.

Además de esas restricciones, se tienen las reglas que debe cumplir el vehículo para entrar a la

competencia HPVC. Las reglas del año 2013 para Latinoamérica eran las siguientes:

Radio de giro menor a 8 m (26 ft).

Frenado de 25km/h – 0 km/h menor a 6 metros

Demostrar estabilidad al manejarse en línea recta a una velocidad entre 5 – 8km/h

Barra antivuelco en capacidad de soportar una carga superior de 2,67 kN y lateral de 1,3

kN.

Tener cinturón de seguridad

3. Marco teórico En esta sección se exponen los resultados de una revisión bibliográfica previa al desarrollo del

proyecto, incluyendo los aspectos que se consideran necesarios para el desarrollo del mismo.

Estos serán profundizados en otras secciones, de ser necesario.

3.1 Vehículos de tracción humana

Existen varios tipos de VTH, pero en este caso se especifican únicamente bicicletas, es decir, de

dos ruedas y terrestres. Las bicicletas se pueden clasificar por la posición del piloto: normal o

recumbent. Esta última se refiere a la posición del piloto, se le llama recumbent cuando el piloto

esta recostado sobre su espalda. Esto puede deberse a diversas razones, las cuales incluyen

ergonomía, entrega de potencia y menor resistencia al arrastre (Abbott & Gordon Wilson, 1995).

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Imagen 2. Bicicleta común y tipo recumbent (Imágenes tomadas de:

http://bikenewyorkcity.com/submain.php?category=rentals y de http://www.bikeexchange.com.au/article/recumbent-bikes respectivamente).

Primero se hizo una búsqueda por vehículos de tipo recumbent de dos ruedas, para tener una idea

de cómo se configuran normalmente estos vehículos. Lo primero que cabe a resaltar es que la

mayoría tienen una transmisión trasera (lado izquierdo Imagen 3), a excepción de unos pocos que

la tienen en la llanta delantera (lado derecho).

Imagen 3. Bicicletas recumbent con transmisión trasera y delantera respectivamente (WISIL, 2004).

Esto abre a la posibilidad de usar cualquiera de las dos opciones. En los vehículos llevados a

competencia, todos tienen transmisión trasera. Es por esto que escoger la opción de transmisión

delantera puede ser algo nuevo en los VTH desarrollados por la universidad.

Las sillas de estas bicicletas pueden variar en forma, material y posición. En este proyecto se

quiere tener una silla que no aporte mucho peso al vehículo y al mismo tiempo garantice la

posición de diseño para el piloto, su entrega de potencia y su comodidad. De todas las

encontradas, las dos mejores posibilidades para llevarse a cabo son las que se ven en la Imagen 4:

Imagen 4. Opciones preliminares para el asiento (Imágenes tomadas de: http://endless-

sphere.com/forums/viewtopic.php?f=12&t=16712).

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La silla de la izquierda está hecha de tela, la cual esta tensionada entre dos tubos paralelos que

sirven de soporte. Esta tiene la ventaja de ser muy liviana. La segunda se puede hacer haciendo un

molde y usando un polímero para expandirlo y que rellene el molde. Esto hace que pueda tomar

una forma más acorde al piloto, pero puede aportar más peso al VTH.

3.2 Equilibrio

En la revisión bibliográfica se obtuvieron aspectos relativos al movimiento de vehículos,

especialmente de dos ruedas. Esto se realiza para cumplir el objetivo de tener un modelo para el

movimiento del VTH.

3.2.1 Consideraciones geométricas

Para tener un diseño estable de un vehículo de dos ruedas se pueden tener en cuenta algunas

consideraciones que son basadas en la geometría de motocicletas. En la Figura 1 se pueden ver las

variables geométricas principales, entre las cuales se encuentra el rastro o recorrido (trail) y el

ángulo de inclinación del manubrio (rake angle).

Figura 1. Geometría básica para una motocicleta (Foale, 2002).

Como primera consideración está que el recorrido o rastro (trail) sea positivo, lo que quiere decir

que se requiere que el contacto de la continuación del eje de la dirección con el suelo esté por

delante del contacto de cada rueda del vehículo. Esto provee mejor estabilidad a la hora de

realizar un giro sobre este mismo eje, ya que se produce un desbalance de fuerzas, y a su vez

produce un torque de balanceo en la rueda. En la Figura 2 se puede ver ilustrado este fenómeno:

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Figura 2. Rastro y fuerzas de balanceo (Foale, 2002).

Figura 3. Ángulos de inclinación (lean angle) y de giro (steering angle) para diferentes recorridos frontales (Foale,

2002).

En la Figura 3 se puede observar el comportamiento del ángulo de giro (steering angle) con

respecto al ángulo de inclinación, para diferentes valores de rastro frontal. Se recomienda que el

vehículo no se encuentre en la zona gris, ya que puede llegar a ser inestable.

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El ángulo de inclinación del manubrio de la llanta delantera es otro aspecto que se debe tener en

cuenta en la geometría. En la Figura 4 se puede ver como teniendo un rastro fijo se puede variar

este ángulo. Foale en 2002 realizó un procedimiento experimental para determinar las ventajas y

desventajas del cambio de estos ángulos en una moto. Entre los resultados obtenidos, uno de ellos

fue la reducción del movimiento involuntario del volante (ocasionado por irregularidades en el

terreno) al cambiar el ángulo de inclinación de 27° a 15°.

Figura 4. Variación del ángulo de inclinación del manubrio (Foale, 2002).

Además de estos aspectos, otro importante que se debe tener en cuenta es la magnitud y posición

del centro de masa. Casi siempre es mejor que una máquina posea menos peso en su diseño, lo

cual en este caso es deseable. Al tener una menor masa el objeto puede acelerar más

rápidamente. También la posición del centro de masa es importante para cuestiones de balance.

3.2.2 Modelos de giro estable

Para modelar el movimiento del VTH se tomaron en cuenta otros modelos ya existentes como

base. Uno de estos es el que se ve en la Figura 5, donde se toma el giro de un vehículo de dos

ruedas, asumiendo que las dos llantas pueden girar un ángulo δ.

Figura 5. Modelo 2D de un vehículo con dos llantas giratorias (Karnopp, 2004).

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Donde las variables descritas son: a y b distancias del centro de masa a cada una de las ruedas; U y

V los componentes de velocidad del centro de masa al momento del giro; coordenadas x y y se

toman con respecto al marco inercial del vehículo; φ el ángulo entre la orientación del vehículo y

el eje y del marco de referencia; los ángulos δ de las ruedas con respecto a la orientación del

vehículo (subíndice f para ángulo frontal y r para trasero); β el ángulo entre la paralela del VTH y el

vector de velocidad de centro de masa (Vc); y R el radio de giro.

En este modelo se deriva un sistema de ecuaciones para describirlo. El radio de giro en este caso

se puede calcular con la Ecuación 1, donde se toman en cuenta los ángulos de giro de las llantas

(δ) y las distancias al centro de masa. Para estimar la velocidad perpendicular al vehículo (V) se usa

la Ecuación 2. También se incluye la manera de calcular la aceleración centrífuga, para efectos de

cálculo de fuerzas laterales en el vehículo (Ecuación 3).

( )( )

Ecuación 1. Cálculo del radio de giro (Karnopp, 2004).

( )

Ecuación 2. Cálculo de la velocidad tangencial al vehículo (Karnopp, 2004).

Ecuación 3. Estimación de la aceleración centrífuga

La Ecuación 1 es el resultado de un análisis geométrico del modelo representado en la Figura 5. Se

debe tener en cuenta que este vehículo presenta giro en las dos llantas, mientras que el VTH

diseñado y las bicicletas solo presentan ángulo de giro en la llanta delantera (esto simplifica la

fórmula y el modelo). Este modelo describe bastante bien la dinámica del vehículo con una

geometría conocida, radio de giro determinado y la velocidad a la que gira el vehículo. Este

modelo es ampliado al implementar el ángulo de inclinación θ, con respecto a un plano vertical

(Figura 6).

Hay tres ejes principales, numerados 1, 2 y 3. El primero es el del vehículo, que es el mismo de la

dirección de la velocidad U; el tercero va con el eje del vehículo, que es perpendicular al plano

cuando θ es cero; y el segundo es perpendicular a los otros dos. El centro de masa se encuentra a

una altura h y las velocidades que antes estaban en el plano se proyectan a este punto.

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Figura 6. Modelo 3D para vehículo con ángulo de inclinación (Karnopp, 2004).

Karnopp en el 2004 desarrolla en su estudio un sistema de control para el ángulo de inclinación

usando la ecuación de energía cinética del vehículo como referencia. A continuación se presentan

las ecuaciones para la energía del vehículo.

Ecuación 4. Energía cinética para el modelo (Karnopp, 2004).

( ) Ecuación 5. Energía potencial del modelo (Karnopp, 2004).

De estas ecuaciones, Karnopp deriva una ecuación diferencial de segundo orden, que es una forma

general que describe el movimiento del vehículo descrito en el modelo.

( ) ̈ (

) ( ̇ )

Ecuación 6. Ecuación general para el movimiento del vehiculo (Karnopp, 2004).

A partir de esta derivación se encuentra el ángulo de estado estacionario que debe corresponder

a cierto ángulo de giro de la llanta delantera y a una velocidad dada:

(

( )⁄ )

Ecuación 7. Ángulo de inclinación en estado estacionario (Karnopp, 2004).

Otro modelo importante encontrado es el de la estimación de movimiento de un vehículo de

cuatro ruedas, pero asumiendo que tiene solo dos. Este modelo se llama “modelo bicicleta” y se

encuentra descrito por la Figura 7:

Este modelo es normalmente usado para describir el movimiento de los carros de una manera

simple. En este caso se incluye otro ángulo llamado ángulo de deslizamiento, que se forma entre la

línea paralela a la llanta y la dirección del vector de velocidad (esto se profundizará más adelante).

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La magnitud de estos ángulos de deslizamiento define el movimiento del vehículo. Para este

modelo se define el ángulo de giro necesario para un radio R en la Ecuación 8. En esta se incluye W

que representa el peso sobre la llanta, V la velocidad en dirección del vehículo y Cα que se define

como coeficiente de rigidez de la llanta.

Figura 7. Modelo bicicleta (Milliken & Milliken, 2002).

(

)

(

)

Ecuación 8. Ángulo de giro para un radio R (Gillespie, 1992).

Donde el valor de K es la constante que define el movimiento del vehículo, y se llama gradiente de

sub-viraje. La aceleración lateral también está descrita en esta ecuación, se define con ay y

también se encuentra el ángulo teórico de giro, también llamado ángulo Ackerman (Milliken &

Milliken, 2002). Existen tres casos de viraje para un vehículo, los cuales se presentan en la Tabla 1:

Viraje Viraje neutro Sub-viraje Sobre-viraje

K K=0 K>0 K<0

Ángulos deslizamiento αf= αr αf> αr αf< αr Tabla 1. Tres casos de viraje (Gillespie, 1992), (Milliken & Milliken, 2002).

Figura 8. Comportamiento de un vehículo dependiendo de su gradiente de viraje (Gillespie, 1992).

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En la Figura 8 se puede ver cómo se comporta un vehículo con los diferentes casos de viraje. El

ángulo de giro, en el caso de sub-viraje, debe ir aumentando con respecto al ángulo teórico

(Ecuación 8) si se aumenta la velocidad. En viraje neutro no hay cambio, pero en sobre-viraje el

ángulo va disminuyendo con la velocidad.

En sub-viraje hay una velocidad característica, en la cual el ángulo de giro debe ser el doble del

ángulo de Ackerman. También, en sobre-giro existe una velocidad llamada crítica, en la cual el

ángulo de giro ya llego a ser cero, y a partir de este punto el vehículo no es estable. Para estimar

estas velocidades se usa la Ecuación 9:

√ | | Ecuación 9. Estimación para la velocidad característica o crítica, según el caso (Gillespie, 1992).

3.3 Diseño de sistemas mecánicos

Para este proyecto se necesita conocer las bases del diseño de elementos mecánicos, y teorías de

falla.

En la Figura 9 se puede ver un diagrama de bloques para escoger la teoría de falla para fuerzas

estáticas. Esto depende de si el material es dúctil o frágil, y también de si se quiere una teoría

conservadora. En este caso, el análisis estático se realiza sobre el diseño del chasis, que está hecho

de aluminio. Además a esto, se analiza por medio de una simulación de elementos finitos, en

donde el criterio utilizado es con respecto al esfuerzo de fluencia.

Figura 9. Metodología para escoger una teoría de falla (Budynas & Nisbett, 2011).

Por estas razones, se utiliza en este caso la teoría de energía de distorsión (DE), la cual estipula

que un material falla cuando la energía de distorsión por unidad de volumen llega o excede la

energía de distorsión de fluencia a tensión o compresión simple del mismo material (Budynas &

Nisbett, 2011). Para esto primero se calcula el esfuerzo de Von Mises, que se estima calculando los

esfuerzos normales en las tres direcciones principales (Ecuación 10).

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√( )

( ) ( )

Ecuación 10. Esfuerzo de Von Mises para la teoría de energía de distorsión (Budynas & Nisbett, 2011).

Figura 10. Los dos estados de esfuerzos para las teorías DE y MSS (Budynas & Nisbett, 2011).

En la Figura 10 se puede ver como se comparan las teorías DE y MSS, donde la de energía de

distorsión no es tan conservativa como la de máximo esfuerzo cortante. Con el esfuerzo de Von

Mises se puede estimar el factor de seguridad del sistema, ya que este esfuerzo en todo momento

debe ser menor o igual al esfuerzo de fluencia del material.

Ecuación 11. Factor de seguridad estático para la teoría DE (Budynas & Nisbett, 2011).

Otro caso importante a evaluar es el caso de fatiga en elementos mecánicos, que se da cuando

están sometidos a cargas variables y repetitivas en el tiempo. Para evaluar un sistema en fatiga

existen varios métodos, algunos más conservadores que otros. Estos varían dependiendo de qué

esfuerzos usen como base. Esto se ve más claramente en la Figura 11, donde se ven todas las

rectas que representan los diferentes criterios de falla por fatiga.

Figura 11. Criterios de falla por fatiga (Budynas & Nisbett, 2011).

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Ecuación 12. Factor de seguridad del criterio Goodman modificado.

El criterio más utilizado es el de Goodman modificado, el cual tiene la Ecuación 12 para el factor de

seguridad. Donde σa es el esfuerzo oscilante máximo y σm es el esfuerzo medio, al cual está

sometida la pieza; Se es el esfuerzo a falla por fatiga y Sut el esfuerzo último, del material.

4. Diseño En esta sección se expone el proceso de diseño seguido en este proyecto: su orden y los aspectos

más relevantes que se tuvieron en cuenta.

4.1 Ergonomía

Lo primero a tomar en cuenta es la posición del piloto, ya que debe sentirse cómodo y entregar la

mayor cantidad de potencia posible. Para esto, primero se realizó un pequeño estudio en el cual

se encontraron las dimensiones promedio de una persona (Pheasant, 1988). Con estos datos se

realizó un modelo CAD a escala de un piloto con estas dimensiones, esto con el fin de facilitar el

posicionamiento de la persona.

Lo primero que se tomó en cuenta fue la entrega de potencia, y la posición que garantizaba que

esto se maximizara. Esto se encontró un estudio realizado en la revista “Human Power”, donde se

hace la siguiente variación en ángulos (Figura 12): en el lado izquierdo de la imagen, se varía el

ángulo de orientación de cadera manteniendo recta la espalda con respecto al suelo; en el

segundo caso se varía el mismo ángulo, pero esta vez manteniendo constante el ángulo entre la

espalda y la línea que conecta el coxis con el punto central de los pedales (BC de “configuración

del cuerpo” por sus siglas en inglés). El ángulo escogido como constante fue de 105°, ya que fue el

que proporcionó mayor potencia en el primer experimento.

Figura 12. Variación de la posición del piloto (Pheasant, 1988).

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Los resultados publicados en el informe muestran que el mejor ángulo BC es de 105° para entrega

de potencia. Del otro experimento se obtiene que el mejor ángulo para la espalda es 90°, lo cual

en este caso no es posible. Esto se debe a que esta configuración pondría mucha resistencia al

viento y también el cuerpo quedaría por fuera del chasis trasero, el cual no se va a cambiar. Es por

esto que como base se tomó la posición de piloto que se ve en la Imagen 5, donde el ángulo BC es

de 105° y el piloto se encuentra lo más erguido posible sin quedar fuera del vehículo.

Imagen 5. Posición estimada del piloto.

Al diseñar la silla, que es el soporte del cuerpo del piloto en el chasis, se vio que la espalda está

más separada del chasis que en el diseño anterior. Este es un aspecto que se tuvo en cuenta al

diseñar el soporte, ya que se debe garantizar el ángulo BC de 105°, o lo más cercano posible.

Para el material de la silla se contemplaron varias posibilidades, entre las cuales algunas se

exponen en la sección 2. Motivación y objetivos.

4.2 Estabilidad y equilibrio

Para garantizar la estabilidad del vehículo se generó una geometría preliminar siguiendo lo

expuesto en la sección 3.2.1 Consideraciones geométricas (Imagen 6).

Imagen 6. Seguimiento de las consideraciones geométricas.

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En este diseño preliminar se incluyeron en la geometría un valor de 95 mm de rastro real, ángulo

de inclinación del manubrio de 27° y la posición ideal del piloto para la entrega de potencia. Se

puede ver que la inclinación de la espalda es mayor con respecto al diseño anterior, por lo que se

debió agregar una parte al chasis para la posición de la silla.

A continuación se presenta el modelo usado para simular la dinámica del VTH, el cual se construyó

usando los aspectos más relevantes de los modelos encontrados en el marco teórico. Es por esto

que algunas variables se mantienen y se usan las fórmulas que ya fueron descritas. En la Figura 13

se puede ver la representación del modelo construido.

Figura 13. Modelo usado para el movimiento del VTH de dos ruedas.

Las variables se mantienen como en los modelos encontrados, pero vale la pena resaltar la

velocidad del centro de masa, representada por el vector VC, y su ángulo β con respecto al VTH. En

la Figura 14 se pueden ver el ángulo de deslizamiento frontal αf y el ángulo de giro de la llanta δ

con más detalle.

Figura 14. Ángulos de deslizamiento y giro de la llanta delantera.

17

Dada la geometría del modelo, sus variables y conociendo la geometría del VTH tomándola como

la del diseño preliminar (Imagen 6) se puede proseguir a la validación. Hay que tener en cuenta

que en este análisis hay dos variables de las cuales depende todo el modelo: R (radio de giro) U

(velocidad del VTH). Estas no se calculan, sino que definen para efectos del análisis.

Lo primero es definir los valores del radio de giro y velocidad. En este análisis se usaron valores de

R entre 0 y 30 º con un avance de 1º; la velocidad de varió entre 1 y 25 km/h también con un

intervalo de 1km/h en cada paso. Una vez se tienen los valores que definen el problema, se calcula

el ángulo de giro de la llanta delantera ideal (Ackerman) utilizando la Ecuación 8. El ángulo

depende únicamente del radio, por lo que se obtiene un valor por cada paso de radio que se

tenga. Con el ángulo de giro definido, para cualquier radio R de giro restaría tener los valores de

ángulos de deslizamiento para tener el valor real de este ángulo.

Para obtener los ángulos αf y αr (ángulos de deslizamiento) se usa un método gráfico, ya que toda

la geometría está definida. Un ejemplo de esto se ve en la Imagen 7.

Imagen 7. Método de estimación de los ángulos de deslizamiento.

Estos valores convergen después de 2 o 3 iteraciones. Los resultantes serían los ángulos de

deslizamiento correspondientes a ese ángulo de giro para el radio R definido. Los valores

obtenidos se presentan en la Gráfica 1:

18

Gráfica 1. Ángulo de deslizamiento vs. Radio de giro.

Con los ángulos de deslizamiento se puede pasar a definir en qué estado de viraje se encuentra el

VTH (Tabla 1). Para esto se debe calcular la constante K, y para esto se necesita la constante de

rigidez de cada llanta. Esto se realiza de la siguiente manera:

Ecuación 13. Cálculo de la constante K (Gillespie, 1992).

Ecuación 14. Cálculo de la constante de rigidez de la llanta (Karnopp, 2004).

Donde W es el peso sobre cada llanta y Cα la constante de rigidez de la llanta respectiva; µ es la

relación entre fuerza vertical y radial sobre la llanta (Fz y Fy respectivamente). El valor de la fuerza

vertical Fz es el valor del peso sobre la llanta si el VTH está estacionario o en movimiento estable.

De lo contrario puede variar dependiendo de si está acelerando o frenando. En este caso, ya que

un vehículo de este tipo típicamente no frena o acelera en curvas se va a asumir que esta fuerza

vertical es el peso sobre la llanta. Los valores de la distribución del peso del vehículo se encuentran

en la Tabla 2. Estos valores se estimaron tomando en cuenta la distancia del centro de masa a cada

llanta, y haciendo una distribución del peso total entre estos dos puntos de manera proporcional a

estas distancias.

Peso W 64,25 lb 285,82 N

Peso Delantero Wf 36,39 lb 161,86 N

Peso Trasero Wr 27,87 lb 123,96 N Tabla 2. Valores de la distribución del peso en el VTH.

0

2

4

6

8

10

12

0.0 5.0 10.0 15.0 20.0

Án

gulo

[°]

Radio de giro [m]

Ángulos de deslizamiento vs. Radio de giro

αf [°]

αr [°]

19

La fuerza lateral Fy se estima calculando la aceleración centrífuga del vehículo (Ecuación 3) y

multiplicándola por el peso del VTH (aproximadamente 100kg). Otra suposición es que las llantas

del VTH siguen el comportamiento que se ve en la Figura 15. A partir de esta curva se puede

realizar una derivación numérica y obtener la constante de rigidez de cada llanta, para los ángulos

de deslizamiento calculados. Para obtener K se debe tener la distribución de peso del VTH, lo cual

se hace por medio del centro de masa. Ya que esta es la validación del diseño preliminar se usó el

centro de masa calculado por el software Autodesk Inventor®. Esto determina el estado de viraje

del VTH, lo cual depende únicamente del radio de giro.

Figura 15. Gráfica de µ con respecto a α para diferentes superficies (Karnopp, 2004).

Otros aspectos importantes son el de la velocidad crítica y el ángulo de deslizamiento del VTH. Si el

vehículo está en un estado de sub-viraje se calcula la velocidad característica, si está en un sobre-

viraje se debe calcular la velocidad crítica (Ecuación 9). Para el ángulo de inclinación se usa el

modelo encontrado e ilustrado en la Figura 6. Para esto se usa la Ecuación 7, en donde se puede

ver que el ángulo de inclinación depende tanto del radio de giro como de la velocidad del vehículo.

Y con esto se tiene definido el movimiento del VTH para curvas en estado estacionario, y esto

puede indicar como varía el comportamiento dependiendo de la geometría diseñada. A

continuación se presentan los resultados de este análisis, usando los valores calculados en esta

sección:

Gráfica 2. Variación del ángulo de inclinación con respecto al ángulo de giro y velocidad.

13

57 9 11 13 15 17 19

0

10

20

30

40

50

60

14

710

1316

1922

Velocidad [km/h]

Án

gulo

de

incl

inac

ión

[°]

Ángulo de giro[°]

Ángulo de inclinación (Ángulo de giro y Velocidad)

50-60

40-50

30-40

20-30

10-20

0-10

20

Gráfica 3. Velocidad crítica vs. Radio de giro.

4.3 Elementos mecánicos

En esta sección se presenta el procedimiento seguido para el diseño de los elementos mecánicos

más relevantes del VTH.

4.3.1 Transmisión de potencia

En el diseño de cadenas se sigue un procedimiento en el cual al final se debe escoger una cadena

disponible en el mercado. Para esto se debe primero conocer la geometría que se utiliza como

base en este procedimiento (Figura 16). Este procedimiento se basa en la potencia que debe

transmitir la cadena y a partir de esto se puede escoger la cadena, ya que los diferentes tipos de

cadena tienen diferentes potencias permitidas.

Figura 16. Geometría base en el diseño de cadenas (Budynas & Nisbett, 2011).

( )

Ecuación 15. Ecuaciones para la potencia en el diseño de cadenas (Budynas & Nisbett, 2011).

En la Ecuación 15 se ve el cálculo para dos potencias: la primera es para una cadena limitada por el

esfuerzo de contacto entre el rodillo y el plato; el segundo es para el esfuerzo limitado por el

y = -0.1109x2 + 4.2416x - 11.119 R² = 0.9788

0

5

10

15

20

25

30

35

0.0 5.0 10.0 15.0 20.0

Ve

loci

dad

crí

tica

[km

/h]

Radio de giro [m]

Velocidad crítica vs. Radio de Giro

21

contacto entre rodillos. N es el número de dientes del plato pequeño, n es la velocidad en rpm, p

el paso de la cadena en pulgadas y Kr una constante determinada para cada tipo de cadena.

Ecuación 16. Cálculo de la potencia permisible (Budynas & Nisbett, 2011).

Ecuación 17. Cálculo de la potencia de diseño (Budynas & Nisbett, 2011).

A partir de esto se puede calcular la potencia permisible y la potencia de diseño (

Ecuación 17). La potencia permisible Ha contiene dos factores K que corresponden a el número de

dientes y cadenas, y Htab es la potencia permisible según el catálogo de cadenas. Para la potencia

de diseño Hd se usa la potencia nominal (la mínima entre H1 y H2), el factor de uso Ks y el factor de

seguridad escogido en el diseño nd.

Para la cadena se realizó un archivo de Excel en donde se incluyeron los datos del número de

dientes para cada plato, y se hizo una variación de los mismos. La potencia del piloto utilizada para

el análisis fue de 200W, un factor de seguridad de 2 y un factor de operación de 1,5. A

continuación se presentan los resultados para la relación mayor de cambios, de 4,7:

Hnom [hp] 0,76 Hnom [hp] 0,58

Hd [hp] 2,29 Hd [hp] 1,73

Ha [hp] 6,9 Ha [hp] 4,03 Tabla 3. Potencias calculadas para la cadena en una relación de 4,7.

Donde la potencia nominal Hnom es la mínima de las dos potencias que se calculan de falla (una por

cortante de los pines, y otra por contacto entre pines y platos); la potencia de diseño Hd es la

potencia máxima que la cadena va a soportar, tomando en cuenta el factor de seguridad y de

operación; y por último la potencia disponible Ha es la potencia que la cadena puede soportar.

4.3.2 Unión central

Las uniones no permanentes más usadas en este tipo de vehículos son los pernos o tornillos. El

diseño de estos depende de su material y su robustez. En la se puede ver como es la geometría

general de una unión por perno (se debe tener en cuenta que en algunas ocasiones también están

sometido a fuerzas cortantes).

Figura 17. Geometría de una unión con perno y a tensión (Budynas & Nisbett, 2011).

22

( )

Ecuación 18. Factor de seguridad de un perno a tensión (Budynas & Nisbett, 2011).

El factor de seguridad de un perno a tensión con una precarga Fi se puede obtener usando la

Ecuación 18. Donde Sp es la resistencia de prueba del perno, σb es el esfuerzo sobre el perno, At es

el área transversal y C el coeficiente de rigidez. Ya que la mayoría de estas uniones están

sometidas a cargas a fatiga, es un factor que sede tener en cuenta en el diseño. La Ecuación 19

muestra el factor de seguridad con el criterio de Goodman, que es el que se ha usado en este

proyecto.

( )

( )

Ecuación 19. Factor de seguridad a fatiga para una unión no permanente (Budynas & Nisbett, 2011).

Para el diseño de los pernos de la unión central se asumió el uso de mínimo dos, para garantizar

que fuera una unión rígida. Se empezó por la menor denominación de diámetro y se fue

aumentando para seleccionar el adecuado. A continuación se presentan los resultados de las

primeras iteraciones y el perno seleccionado.

D [in] At [mm2] SP [MPa] Sut [MPa] Fi [N] σb [MPa] ns σa [MPa] σm [MPa] nf

1/4 20,52 585,65 826,8 13,97 27,10 21,61 13,21 13,89 1,38

5/16 33,81 585,65 826,8 23,02 16,72 35,03 8,02 8,70 2,27

3/8 50,00 585,65 826,8 34,04 11,52 50,82 5,42 6,10 3,35 Tabla 4. Resultados del diseño de los pernos para la unión central.

4.3.3 Frenos

Para los frenos se debe tomar en cuenta el momento de inercia del vehículo en movimiento como

la fuerza que se debe detener. Esto se puede realizar por medio de frenos de disco o V-brakes, que

son los más usados en bicicletas. Los frenos de disco tienen zapatas que se cierran alrededor de un

disco que está sobre el eje de la llanta, y ya que el coeficiente de fricción es bastante alto esto

puede detener su movimiento. Los frenos en V funcionan de manera parecida, donde las zapatas

se cierran alrededor del rin de la llanta. Los frenos de disco son mucho más efectivos, aunque

aportan más peso y precio al vehículo.

El proceso de diseño es similar para los dos casos, la geometría base se puede ver en la Figura 18,

donde se tiene la geometría de la zapata y el diámetro del círculo exterior (ya sea le rin o el disco).

23

Figura 18. Geometría para el diseño de frenos de disco (Budynas & Nisbett, 2011).

Hay dos formas de resolver este problema: asumiendo que la zapata se desgasta uniformemente,

o que la presión sobre la misma es uniforme. Las ecuaciones del torque necesario para cada caso

son las siguientes:

( ) (

)

Ecuación 20. Torque de frenado para un freno con desgaste uniforme (Budynas & Nisbett, 2011).

( ) (

)

Ecuación 21. Torque de frenado para un freno con presión uniforme (Budynas & Nisbett, 2011).

Donde f es el coeficiente de fricción entre la zapata y el disco y pa es la presión permisible máxima,

que ocurre en el radio interno ri. Para hallar la fuerza que debe hacer el piloto para frenar se toma

la relación de distancias desde los manillares hasta los frenos. Se puede asumir que la fuerza en la

guaya es constante, y con esto se puede hallar la fuerza necesaria para frenar el vehículo, y la que

debe hacer el piloto con sus manos.

FM 12,18 N

FP 88,3 N

MM' 40 mm

PP' 5,52 mm Tabla 5. Resultados de los frenos tipo V.

Los frenos utilizados son tipo V, para los cuales se realizó una comprobación mecánica. En la Tabla

5 se pueden ver las fuerzas sobre el manillar FM y sobre la llanta FP. La distancia recorrida por el

manillar MM’ y la de la zapata PP’ muestran la relación que tienen los frenos, al aumentar la

fuerza pero disminuir la distancia recorrida.

4.4 Estructura

En el análisis estructural del chasis cabe a resaltar dos simulaciones importantes: la que incluye el

peso y la fuerza del piloto sobre los pedales (Imagen 8); y la simulación de la barra antivuelco

(Imagen 9).

24

Imagen 8. Simulación del peso y fuerza sobre los pedales en el chasis (factor de seguridad = 10).

Imagen 9. Simulación de la barra antivuelco con las fuerzas indicadas por la norma de la competencia (factor de

seguridad = 1,27).

5. Manufactura y ensamble La manufactura de un VTH tiene que llevarse a cabo con la mayor precisión posible para garantizar

que la geometría varíe lo menos posible.

En este caso se comenzó utilizando la parte trasera como base del VTH, ya que se conserva del

diseño original. La unión central está basada en el montaje de una barra cuadrada de 2” de

diámetro. Este montaje fue realizado en el centro de mecanizado para garantizar la precisión de

ensamble necesaria.

25

Imagen 10. Montaje usando la parte posterior del VTH y el diseño nuevo delantero.

Imagen 11. Manufactura y resultado de la unión central.

Primero se unió permanentemente la parte frontal por separado (Imagen 12), para después unirla

al diseño anterior. El montaje para la soldadura del chasis tuvo que ser muy preciso, para

garantizar que siguiera la línea de la parte trasera.

Imagen 12. Montaje de soldadura de la parte frontal.

Imagen 13. Ensamble para la unión de la parte frontal con

la trasera.

La silla fue montada sobre dos tubos paralelos doblados de manera que el piloto pudiera

acomodarse bien. Después de soldar estos tubos al chasis, se templó la tela sobre ellos obteniendo

una silla bastante cómoda y liviana. En este proceso se concluye la conformación del chasis, el cual

tiene un peso total de 10kg.

26

Imagen 14. Tubos soporte de la silla, soldados a la parte trasera del chasis.

Imagen 15. Montaje y templado de la silla.

El montaje de la rueda delantera requirió modificar el tenedor, ya que esta rueda es la que tiene la

transmisión, y esto hace que sea más ancha de lo normal. Para esto se manufacturó una extensión

colocada en medio de los dos brazos del tenedor. Ésta al ser de acero tuvo que ser perforada

varias veces para disminuir su peso.

27

Imagen 16. Proceso de extensión del tenedor para la rueda delantera.

Para la transmisión de potencia se basó su montaje en la transmisión delantera, mostrada en la

Imagen 3. Para la dirección de la cadena se usaron dos poleas de teflón, que han sido las usadas en

los vehículos de tracción humana anteriores para dirigir la cadena.

Imagen 17. Montaje de la transmisión de potencia

En la dirección se incluyó otro diseño de manubrio para tener posibilidades de montaje. El primero

es entre las piernas, como se diseñó. El segundo es uno que va sobre las piernas. El primero

garantiza una menor área frontal, pero el segundo proporciona mejor manejo al piloto del VTH. Es

por esto que se comenzó montando el segundo, ya que se debía primero aprender a manejar

establemente el vehículo.

28

Imagen 18. VTH terminado y completo

Imagen 19. VTH en representación con dimensiones de

transporte

6. Resultados

6.1 Pruebas

Las pruebas consisten en la validación del vehículo, una vez terminado el proceso de manufactura

y ensamble. A partir de éstas es posible identificar y solucionar los problemas que surjan. Estas

pruebas incluyen:

1. Velocidad: medir la velocidad máxima del vehículo, la mínima (a la cual se pierde

equilibrio) y la de arranque.

2. Radio de giro: medir el radio de giro mínimo que se puede alcanzar con el vehículo. En el

caso de los VTH de tres ruedas depende del ángulo de giro de las llantas, en el caso de

vehículos de dos ruedas depende de su estabilidad al inclinarse.

3. Frenado: una prueba de frenado que consiste en manejar el VTH a una velocidad

estipulada y medir la distancia que le toma detenerse por completo.

4. Resistencia: esta prueba sirve para ver los posibles problemas que surgen al usar el VTH

por largos periodos de tiempo. A partir de esto se pueden hacer modificaciones o mejoras.

5. Manubrio: probar el VTH con diferentes posibilidades de manubrios.

Máxima Mínima (estable)

Velocidad [km/h] 45 5,7

Promedio Mínimo

Radio de giro [m] 3,5 2,7

Velocidad [km/h] Distancia [m] Tiempo [s] Desaceleración [m/s2]

Frenado 20 10 2,9 -1,92 Tabla 6. Resultados de las pruebas en el VTH.

29

6.2 Gastos

Este proyecto hubo una gran ventaja ya que había varias partes y algo de tubería disponible de

compras anteriores. Es por esto que la tabla solamente incluye los gastos realizados.

Material Costo Servicio Costo

Platina delantera $ 5.000,00 Doblado: principal & delantero $ 34.800,00

Macizo: pedales y tenedor $ 18.000,00 Torno: caja pedales $ 44.500,00

Tenedor y caja dirección $ 18.000,00 Torno: caja tenedor $ 25.000,00

Adaptador, descarrilador y caña $ 43.000,00 Fresa: abocardados $ 29.500,00

Tubo 3m 1in (silla) $ 10.000,00 Doblado (manubrios) $ 55.680,00

Tubo 2m 3/4 in (manubrios) $ 5.000,00 Soldadura: chasis $ 28.250,00

Platina rodillos $ 10.000,00 Doblado: tubos silla $ 58.000,00

Tela Silla $ 15.800,00 Torno eje rodillos $ 17.000,00

Doble plato y bielas $ 100.000,00 Soldadura silla $ 28.250,00

Frenos tipo V $ 25.000,00 Soldadura frontal $ 28.250,00

Total materiales $ 249.800,00 Total servicios $ 349.230,00

Total $ 599.030,00 Tabla 7. Resumen de los gastos realizados en el proyecto (precios en pesos colombianos).

7. Análisis de resultados Al aplicar todo el procedimiento del modelo dinámico descrito anteriormente se obtiene la Gráfica

2, que muestra el ángulo de inclinación con respecto al radio de giro y la velocidad del vehículo. En

ésta se puede ver como al aumentar la velocidad el ángulo necesario de inclinación también

aumenta. Al disminuir el radio de giro (aumentar el ángulo de giro de la llanta delantera) se

aumenta también la inclinación del VTH. Estos resultados son consistentes con la teoría, y para

comprobarlo más a fondo se comparó con las pruebas realizadas en el VTH.

Imagen 20. Medición del ángulo de inclinación.

30

En la Imagen 20 se puede ver el ángulo aproximado de inclinación del vehículo para alcanzar una

curva de 3 metros de radio, con una velocidad cercana a 7 km/h. Según la Gráfica 2, el ángulo

correspondiente para estos datos es de 15°. Como se ve en la Imagen 20, el ángulo medido es muy

cercano al teórico (17°), lo que indica que el modelo usado se acerca bastante al comportamiento

real del VTH.

La velocidad crítica obtenida demuestra que para radios de giro pequeños la velocidad no puede

ser mucha, porque el vehículo no sería capaz de tomar esa curva. A medida que aumenta este

radio, se llega a un punto de equilibrio en velocidad. Esto indica que, como recomendación para la

estabilidad, se debe mantener una velocidad menor a 30 km/h en curvas.

Con respecto al diseño de sistemas mecánicos se puede concluir que fue un diseño satisfactorio,

porque no hubo fallas en los diversos elementos. Los pernos se escogieron de manera arbitraria,

teniendo en cuenta que el factor de seguridad a fatiga fuera lo suficientemente alto. La cadena

soporta la potencia producida por un ciclista promedio sin problemas, ya que ésta puede llegar a

alcanzar 1 hp en casos de ciclistas profesionales. Los frenos delanteros fallan después de varios

usos, posiblemente debido a la ampliación del tenedor, lo que hizo que se debieran ampliar

también las zapatas para que alcanzaran la rueda.

El análisis estructural deja ver que el peso del piloto no es un problema, por su alto factor de

seguridad. La barra antivuelco soporta las fuerzas estipuladas por las reglas de la competencia de

manera cuasi estática. Aunque es muy probable que falle si se somete éstas cargas de manera

cíclica no se consideró en el análisis, porque ésta es la representación de un caso extremo, en el

cual el VTH gire y pueda caer sobre estas barras.

Las pruebas demostraron las características principales del VTH, y ya es posible empezar a concluir

cuales son las que se quieren mejorar y porqué. Aunque la distancia de frenado fue aceptable, se

puede mejorar tomando en cuenta el problema existente con los frenos delanteros. La velocidad

máxima alcanzada no fue con condiciones ideales, ya que el piloto puede estar en mejor forma y

con una mejor capacidad de entregar mayor potencia.

En la Imagen 21 y en la Imagen 22 se pueden ver las otras posibilidades de manubrio probadas, las

cuales hacen que el piloto tenga que meter sus manos entre las piernas para manejar el VTH. En

los dos casos se experimentó una menor estabilidad, debido a que hay que ejercer una fuerza

mayor para mantener o hacer girar la rueda. De estas dos posibilidades es preferible usar el

manubrio hacia arriba, ya que en el segundo caso las piernas del piloto tienen que ir más abiertas

y es más incómodo.

31

Imagen 21. Manubrio interior hacia arriba.

Imagen 22. Manubrio interior hacia abajo.

8. Conclusiones Es posible llevar a cabo un rediseño exitoso, en este caso de un vehículo de tracción

humana, identificando la fuente del problema del diseño preliminar, realizando una

revisión bibliográfica sobre el tema y siguiendo los pasos de un proceso de diseño bien

estructurado.

En un proceso de rediseño se deben tener en cuenta las bases a partir de las cuales se

formó el proyecto, para tener mejor entendimiento sobre el tema, comprender y

solucionar los problemas que surgieron en el primer diseño.

El diseño obtenido puede considerarse innovador por: la transmisión de potencia por

medio de redirección de la cadena a la llanta delantera, la posibilidad de compactar el

vehículo a unas dimensiones de transporte y es el primero de la universidad con dos

ruedas.

El modelo desarrollado para la dinámica del vehículo toma los aspectos más importantes

sobre la estabilidad y logra dar una respuesta bastante aproximada a los resultados

obtenidos experimentalmente.

El diseño final se puede considerar satisfactorio porque se obtuvo un producto final

funcional, que además cumple con los requisitos y objetivos establecidos al inicio del

proyecto.

32

9. Recomendaciones En esta sección se presentan los pasos a seguir en una posible continuación del proyecto.

Los frenos delanteros deben ser revisados, ya que la ampliación del tenedor hace que los

frenos convencionales en V no alcancen la rueda. Se puede considerar usar otro tipo de

frenos.

Modificar el modelo realizado tomando medidas y pesos más concretos del VTH ya

construido, para obtener nuevos y mejores resultados de la simulación.

Realizar pruebas más exhaustivas, que incluyan la integridad estructural del vehículo.

También para hacer un análisis estadístico de los resultados y tener mejores

aproximaciones.

Mirar posibles reemplazos para la tela de la silla, ya que la fibra usada tiene entretejidos

bastante amplios y esto hace que ceda más fácilmente.

Cambiar el material de las ruedas que guían la cadena (Imagen 17), ya que el teflón está

cediendo y es posible que no soporte las tensiones a las cuales está sometida la cadena.

Revisar éstas y algunas otras posibles fallas, para que el vehículo esté en buena condición

para ser llevado a la competencia HPVC.

La elección del manubrio entre el que va por encima de las piernas y el que va por dentro

queda a elección del piloto. Se prefiere el interior si se va a colocar un carenaje para

mejorar la aerodinámica, pero esto exigiría una mayor preparación del piloto para

desarrollar la fuerza necesaria para mantener el vehículo estable en una competencia.

33

10. Referencias Abbott, A. V., & Gordon Wilson, D. (1995). Human-Powered vehicles. Champaign, Illinois: Human

Kinetics Publishers.

Budynas, R. G., & Nisbett, J. K. (2011). Shigley's Mechanical Engineering Design. New York:

McGraw Hill.

Fastenal Engineering & Design Support. (2009). Bolted Joint Design. F.E.D.S.

Foale, T. (2002). Motorcycle handling and chassis design. Madrid: Mediaprint.

Gillespie, T. D. (1992). Fundamentals of Vehicle Dynamics. Warrendale: SAE International.

Karnopp, D. (2004). Vehicle Stability. (L. Faulkner, Ed.) Davis, California: CRC Press.

Mieri, D. D. (2013). Construcción y validación estructural del Vehículo de Tracción Humana 2013 de

la Universidad de los Andes. Documento Proyecto de Grado, Universidad de los Andes,

Ingeniería Mecánica, Bogotá.

Milliken, W., & Milliken, D. (2002). Chassis Design Principles and Analysis. Warrendale: SAE

International.

Pheasant, S. (1988). Bodyspace: anthropometry, ergonomics and design. London: Taylor & Francis

Group.

WISIL. (2004, Mayo 19). Chicago Area Recumbent LowRacers. Retrieved Febrero 2014, from

Recumbents: http://www.recumbents.com/wisil/misc/ChicagoAreaRecumentRiders.htm

11. Planos A continuación se encuentran los planos de detalle desarrollados del vehículo, para efectos de

manufactura y ensamble.

2.0Aliminio 6063 TSSub-EnsambleChasis11

--

Rueda delgada 26"Rueda trasera12

--

170mm platos 50 y 38, ShekinaPedales13

1.1TeflónGuía de cadenaRodillo guía

24

1.1Aluminio 6360 TS Platina soporte rodillos15

3.0

-

Sub-EnsambleDirección

16

--

Rueda 20"Rueda delantera17

PARTS LIST

PLANOMATERIAL

DESCRIPCIÓN

NOMBREQTYITEM

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D

Bogotá, Colombia

N° Plano

A3

1 de 16

Plano explosionado

21 kg

1.0

HojaPeso

1:8

-

UNIVERSIDAD DE LOS ANDES

Escala

30/05/2014

Terminado

en

micrometros

Dimensiones en mm

A menos de que se especifique lo contrario

3.2

HÍBRIDO

métrico/inglés

MÉTRICO

N° de pieza

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Luis Mario

Mateus Sandoval

Sub-Ensamble

-

Título

± 0.05 mm

Ángulos

2 Decimales

1 Decimal

Tercer Ángulo

± 1°

± 0.1 mm

Fecha

Diseño

Profesor

Asesor

7 6 1 23

4

5

Platina soporte rodillos

Rodillo guía

Bogotá, Colombia

N° Plano

A4

2 de 16

Plano de detalle

21 kg

1.0

HojaPeso

1:2

-


Escala

30/05/2014

Terminado

en

micrometros

Dimensiones en mm


3.2

HÍBRIDO

métrico/inglés

MÉTRICO

N° de pieza

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Luis Mario

Mateus Sandoval

Sub-Ensamble

4 y 5

Título

± 0.05 mm

Ángulos

2 Decimales

1 Decimal

Tercer Ángulo

± 1°

± 0.1 mm

Fecha

Diseño

Profesor

Asesor

64.00

10.25

50.00

20.00

10.005.00

9.00

28.00

68.00

100.00

40.00

40.00

150.00

62.0°

42.0°

PARTS LIST

PLANOMATERIALNOMBREQTYITEM

2.1Aluminio 6063 TSChasis delantero11

2.2Aluminio 6063 TSChasis trasero22

Bogotá, Colombia

N° Plano

A4

3 de 16

Plano explosionado

9.8 kg

2.0

HojaPeso

1:10

Chasis


Escala

30/05/2014

Terminado

en

micrometros

Dimensiones en mm


3.2

HÍBRIDO

métrico/inglés

MÉTRICO

N° de pieza

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Luis Mario

Mateus Sandoval

Sub-Ensamble

-

Título

± 0.05 mm

Ángulos

2 Decimales

1 Decimal

Tercer Ángulo

± 1°

± 0.1 mm

Fecha

Diseño

Profesor

Asesor

Plano de ensamble.

En el plano 2.3 se encuentran

las especificaciones para las

soldaduras en cada unión.

1

2

2.5Tubo soporte delantero19

2.8Soporte tenedor110

2.8Tubo delantero111

2.8Soporte pedales112

2.4Platina de esfuerzo delantera113

2.9Barra cuadrada frontal121

PARTS LIST

PLANONOMBREQTYITEM

Bogotá, Colombia

N° Plano

A4

4 de 16

Plano explosionado

3.3 kg

2.1

HojaPeso

1:7

Chasis


Escala

30/05/2014

Terminado

en

micrometros

Dimensiones en mm


3.2

HÍBRIDO

métrico/inglés

MÉTRICO

N° de pieza

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Luis Mario

Mateus Sandoval

Sub-Ensamble

-

Título

± 0.05 mm

Ángulos

2 Decimales

1 Decimal

Tercer Ángulo

± 1°

± 0.1 mm

Fecha

Diseño

Profesor

Asesor

Plano de ensamble.




2113 911 1012

2.4Platina de esfuerzo trasera11

2.5Tubo principal chassis12

2.6Tubo Soporte superior13

2.6Tubo Soporte inferior14

2.7Tubo superior soporte rueda trasera15

2.4Platina soporte rueda trasera26

2.7Tubo inferior soporte rueda trasera izquierda17

2.7Tubo inferior soporte rueda trasera derecha18

2.9Barra cuadrada posterior120

2.10Tubo principal chasis235

2.10Tubo soporte silla236

2.10Tubo soporte coxis silla137

PARTS LIST

PLANONOMBREQTYITEM

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D

Bogotá, Colombia

N° Plano

A3

5 de 16

Plano explosionado

6.5 kg

2.2

HojaPeso

1:10

Chasis


Escala

30/05/2014

Terminado

en

micrometros

Dimensiones en mm


3.2

HÍBRIDO

métrico/inglés

MÉTRICO

N° de pieza

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Luis Mario

Mateus Sandoval

Sub-Ensamble

-

Título

± 0.05 mm

Ángulos

2 Decimales

1 Decimal

Tercer Ángulo

± 1°

± 0.1 mm

Fecha

Diseño

Profesor

Asesor

Plano de ensamble.




4

23

20

36

37

35

58 7

1

6

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano ensamble

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

6 de 16

A3

Título

N° de pieza EscalaPeso Hoja

-

1:9 9.8 kg

Sub-Ensamble N° Plano

-

2.1

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

Todas las soldaduras se llevan a

cabo a la hora del ensamble del

chasis en el taller

Soldadura TIC para Aluminio

27.0°

67.0°

40.0°

90.0°

50.0°

73.0°

10.0°

55.0°

20.0°

7mm

7mm

5mm

5mm

5mm

5mm

5mm

5mm

5mm

5mm 500

5mm 500

3mm 26

3mm 26

3mm 350

3mm 350

3mm 26

3mm 26

3mm 300

3mm 300

3mm 150

3mm 150

Platina esfuerzo delantera

Platina de esfuerzo trasera

Platina soporte rueda trasera

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

7 de 16

A3

Título


1, 5 y 12

1:2

-


Chasis 2.2

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

3.36

210.00

R50.00

2

6

0

.

0

0

2

7

5

.

0

0

R201.00

63.0°

135.0°

49.20

1

2

0

.

0

0

R125.40

52.80

140.0°

1.68

R50.00

73.0°

26.00

6.34

43.00

1

1

9

.

7

3

12.70

5

0

.

0

0

25.60

20.50

35.35

Tubo principal chasis

Tubo soporte delantero

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

8 de 16

A3

Título


2 y 9

1:4

-


Chasis 2.3

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

148.0°

R175.60

R139.40

R180.40

2

5

0

.

0

0

5

1

1

.

0

0

Mínimo 1.4 m de tubería

comercial de Aluminio de 2"

de diámetro

3.00

R100.00

3

7

2

.

2

0

52.80

118.0°

3.00

50.0°

140.0°

R25.40

411.25

Tubo soporte superiorTubo soporte inferior


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

9 de 16

A4

Título


3 y 4

1:6

-


Chasis 2.4

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

600.00

305.00

R25.40

3.00

600.00

274.60

R25.40

3.00

Para las dos piezas se

usa un tubo comercial de

aluminio 2" de diámetro

10.00

10.00

Tubo superior soporte rueda trasera

Tubo inferior soporte rueda trasera derecha

Tubo inferior soporte rueda trasera izquierda

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

10 de 16

A3

Título


5, 7 y 8

1:4

-


Chasis 2.5

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

6.352x

672.00

26.00

100.002x

88.1°

2x

Tubo de 1" de diámetro.

El corte superior realizado en campo de

manera que ensamble con el tubo

principal del chasis

Para ensamble referirse al plano 2.1

Soldadura

973.00

973.00

175.0°

175.0°

6.34

6.34

290.60

290.60

75.00

75.00

10.0°

72.00

10.0°

73.00

319.00

319.00

Tubo soporte pedales

ESCALA 1:1

Tubo delantero

ESCALA 1:2

Tubo soporte tenedor

ESCALA 1:2

SECCIÓN A-A

ESCALA 1:2

A

A

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

11 de 16

A3

Título


10, 11 y 12

- -


Chasis 2.6

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

103.00

36.7534.15

R25.40

17.40

Para los tubos de soporte

pedales y tenedor se usa un

macizo de aluminio de 2" de

diámetro

1 3/8-24 UNS - 2B

1 3/8-24 UNS - 2B LH

20.00

20.00

70.00

34.93 70.00

235.70

21.21 X 45.0° Chamfer

91.00

98.00

7.00

32.00

30.00

27.00

3.00

R25.40

Unión central frontal

ESCALA 1:2

Unión central posterior

ESCALA 1:2


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

12 de 16

A4

Título


14 y 15

1:2 0.7 kg


Chasis 2.7

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

99.00

40.50

50.50

25.40

30.00

50.50

40.50

Tubo principal silla

ESCALA 1:4

Soporte silla

ESCALA 1:1

Tubo soporte coxis silla

ESCALA 1:4

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

13 de 16

A3

Título


17, 18, y 19

- -


Chasis 2.8

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

R150.00

R100.00

R100.00

4

7

0

.

0

0

1

1

0

.

0

0

82.0°

38.0°

110.0°

425.00

22.23

19.23

29.60

R25.40

21.20

55.00

--

Adaptador diámetro direcciónAdaptador11

3.1Acero 1020Tenedor estándar 20" adaptado para transmisión delantera

Tenedor12

--

Parte caja de dirección estándarBase13

--

Parte caja de dirección estándarBase chasis24

--

Parte caja de dirección estándarTope15

--

Parte caja de dirección estándarTuerca superior16

--

Caña dirección 50mm 30ºCaña direccion18

3.2Aluminio 6063 Manubrio19

-

Aluminio 6063Tubo usado para soportar el manubrio (estámdar 2" diámetro)

Tubo soporte manubrio110

PARTS LIST

PLANOMATERIAL

DESCRIPCIÓN

NOMBREQTYITEM

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de ensamble

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

14 de 16

A3

Título


-

1:6

-


Dirección

3.0

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

8

9

10

6

5

1

4

3

2

Tenedor adaptado

SCALE 1:6

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

A A

B B

C C

D D


Bogotá, Colombia

Plano de detalle y soldadura

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

15 de 16

A3

Título


2

1:3

-


Dirección

3.1

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

67.00

50.00

25.40

22.00

33.50

160.00

33.00

31.00

27.00

R2.008x

3mm

3mm

2x 5mm

Manubrio

ESCALA 1:10


Bogotá, Colombia

Plano de detalle

Diseño

Hugo Alejandro

Tello Ortiz

Profesor

Asesor

Luis Mario

Mateus Sandoval

Fecha

30/05/2014

16 de 16

A4

Título


9

1:6

-


Dirección

3.2

MÉTRICO

HÍBRIDO

métrico/inglés

Dimensiones en mm


Tercer Ángulo

2 Decimales

± 0.1 mm

Ángulos

± 1°

3.2

Terminado

en

micrometros

1 Decimal

± 0.05 mm

115.00

115.00

2

4

5

.0

0

345.00

300.00

380.00

360.00

45.0°

50.0°

126.0°

150.0°

Documents

Rediseño y construcción de la parte frontal del vehículo