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TRICICLO DE UM
ULTRALEVE
Leliano Andrade Autor11
ADEM/ISEL
GI-MOSM & CEEM
Lisboa, 02 Novembro 2016
1: Área Departamental de Engenharia Mecânica
ISEL – Instituto Superior de Engenharia de Lisboa ou Empresa
Rua Conselheiro Emídio Navarro,1 1959-007 Lisboa
e-mail: [email protected] web: http://www.isel.pt
Palavras Chave: Aeronave, Triciclo, Ultraleve, Solidworks, simulação
Abstract This document describes a security study of an weight-shift-control Aircraft that
pretends to analyze the trike components in the worst service conditions to search weaknesses
and optimize them to a better performance.
This project is divided in several chapters that cover the phases of this project: material
selection, normative analysis on each component, the conclusion and optimization. The
normative Analysis pass on Static calculations and simulations, deformation calculation
(numerical and analytic), fatigue analysis and vibration analysis.
Leliano Andrade Autor1
1. INTRODUÇÃO
Um ultraleve é uma aeronave avançada de controlo por deslocamento-peso. Pode ser levado a
solo ou dupla. A aeronave foi desenvolvida para desempenho avançado para turnés cross-country
e faz muito tempo que estas viagens são muito praticadas. Usando aeródromos apropriados e as
barras de controlo, ele também pode ser usado como uma máquina de formação segura e de
confiança. Qualquer aeronave necessita de uma elevadíssima fiabilidade e segurança para seu uso
já que desta estão dependentes vidas humanas. O modelo de ultraleve seguido para os estudos foi
a Quik-GT450 da P & M Aviação da figura 1.
Figura 1 Quik-GT450 da P & M Aviação
2. OBJECTIVOS
O objetivo deste estudo é verificar as condições de segurança do triciclo fazendo analises
verificação á cedência, á torsão, à fadiga, à flexão e à flexão por ressonância, de modo analítico e
numérico (elementos finitos) para que o triciclo passe a ter maior durabilidade e segurança
tentando assim encontrar pontos de maior fragilidade, redimensiona-los e otimiza-los para as
piores condições de serviço, nomeadamente, em condições de aterragem de emergência.
3. SELEÇÃO DE MATERIAIS
Os materiais devem ser adequados e duráveis para o uso pretendido. Os valores de cálculo
(resistência), devem ser escolhidos de forma a que nenhuma parte estrutural esteja sob força como
resultado de variações de materiais ou concentração de carga, ou ambos.
3.1. Estrutura (Triciclo)
Para os elementos da estrutura do triciclo (tubo base, Pilar, Mastro dianteiro, Fixadores,
Armação dos acentos, Suporte do motor, Triângulos traseiros, Forquilha e Suportes, ou seja, exceto
o triângulo traseiro, que será em liga de aço CHRO-MO e devido as considerações feitas não foi
analisada) escolheu-se a liga de alumínio A201 na condição T7(tratado termicamente e
estabilizado). Para esta seleção foi utilizada o software CES EDUPACK, uma grande base de dados
compatível com o Solidworks. Os critérios de seleção foram a Resistência mecânica, Densidade,
Custo, Propriedades de impacto e Temperaturas de serviço.
Leliano Andrade Autor1
Figura 2 Estrutura do Triciclo
3.2. Borracha
Para a borracha do amortecedor selecionou-se um Elastómero de poliuretano com 40% de fibra
de vidro tendo em conta a sua excelente resistência ao impacto e faixa de temperaturas a qual pode
trabalhar. Este material sendo mesmo o mais utilizado para aplicações de hidráulica.
4. TESTES NORMAITIVOS
Estes testes/ensaios normativos são feitos considerando sempre as piores condições para a
estrutura, nomeadamente em condições de aterragem de emergência. As cargas consideradas para
os estudos foram, Peso do motor (63.8 kg), Peso das asas (52 kg no caso de sustentação nula), Peso
máximo de piloto e passageiro (220 kg) e Peso máximo de combustível (46.7 kg considerando
tanque cheio)
Para as análises, considerei um valor de flecha máxima de L/400, valor de referências no
manual de operador utilizado para a verificação da deformação, apesar de não ser uma exigência
normativa, já que na norma o objetivo é não haver deformações permanentes e um fator de
segurança de 1.5 para os componentes em questão.
4. SUPORTE DO MOTOR
Estes ensaios são aplicados para os piores casos de carga e com os devidos fatores de
correção normativos.
4.1. Carga 4.5 g verticais (2816.45N)
Figura 3Modelo analítico aplicado no SOLIDWORKS Figura 4Modelo analítico calculado no Maple
Leliano Andrade Autor1
4.1.1. Constrangimento e considerações
No Solidworks o modelo assumido como podem observar, encontra-se encastrada nas
extremidades simulando assim as condições reais. Neste modelo é considerado os elementos
finitos como sólidos devido a componentes que não podem ser considerados como elementos viga
(no caso dos elementos de fixação inferiores da armação). No entanto, foi feita uma verificação de
valores de deslocamento com uma armação sem esse elemento de fixação e tratado como viga
obtendo assim uma semelhança entre resultados.
No modelo analítico, devido ao modo de aplicação das forças e simetria da estrutura,
apenas será necessário fazer o estudo para um lado da estrutura, afim de verificar o comportamento
de toda ela. Como podemos ver nas imagens relativamente ao Solidworks, não se considera a
estrutura de fixação inferior estando a estrutura encastrada na extremidade inferior do tubo.
A seção utilizada em ambos os estudos foi a seção tubular quadrangular ISO de dimensões
30x30x2.6.
4.1.2. Fórmulas utilizadas
Para o cálculo da deformação no ponto de deformada máxima, ponto E, foi aplicado o teorema
de Castigliano empregando assim, o método da energia de elástica de deformação.
Figura 5 Teorema de Castigliano [2]
Sendo Δi é o deslocamento, θi o ângulo de rotação e ɸi o ângulo de torção.
4.1.2. Resultados - deslocamento
Figura 6 Deformação do suporte do motor devido à carga de peso do motor em condições de aterragem de emergência
Segundo o especificado no manual de operador a flecha admissível é da ordem de L/400. Como
tal, para este estudo, seria de um valor de ymáx = 500/400 mm =1.25mm o que torna o
deslocamento obtido de 0.385 mm um deslocamento máximo admissível.
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4.1.3. Comparação dos resultados numérico e analítico
Usando o Maple para verificar e validar analiticamente o valor simulado em Solidworks, pelo
que podemos ver, bate certo com um erro na ordem dos 13.6 %.
Tabela 1Comparação entre valor numérico e analítico da deformação máxima no suporte do motor devido a carga de peso em
condições de aterragem de emergência
Quantidade
Cálculo
analítico(Maple)
Cálculo numérico
(Elementos finitos,
Solidworks)
Diferença dos valores analíticos
em relação aos valores numéricos
(%)
δEy
Através desta comparação pode ser então mostrada a validade do modelo estudado em Solidworks
com um erro entre os valores de deslocamento na ordem dos 13.6%. A razão da diferença esta no
facto de não estar a ser representado exatamente o que acontece no Solidworks para o Maple. Por
exemplo, em Solidworks, considero uma distribuição do peso numa pequena área representando
aproximadamente a realidade enquanto que no Maple considera se uma força pontual no nó E.
4.1.4. Resultados – Fator de Segurança
Figura 7 Fator de segurança com a carga de peso do motor na aterragem de emergência
Como podemos observar as zonas mais críticas têm um fator de segurança segundo o
critério de Von Mises de 2.1 sendo superior a 1.5 exigido na Norma ASTM F2317.29692.
Calculou-se analiticamente segundo o critério de Von Mises obteve se o coeficiente de
segurança de 46.87 como pode ser visto em anexo II. Há aqui uma grande diferença associada
diretamente às áreas de tensão muito inferiores não consideradas em maple no modelo estudado.
Figura 8 Coeficiente de segurança calculado analiticamente
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4.1.3. Resultados – Análise de Fadiga
Para 5000 ciclos obtivemos danos de 83.4 % e com vida mínima de 6000 ciclos.
Figura 9: Análise de fadiga com a carga do peso do Motor com percentagem de danos e vida mínima estimada
4.2. Carga de Binário de 129.47 N.m
4.2.1. Constrangimentos e considerações
Em termos de fixação idem à análise anterior, mas desta vez com uma força de Binário
aplicada ao longo da superfície das barras transversais de ligação do suporte com o eixo de Binário
no centro dessa superfície como ilustrado na figura seguinte.
Figura 10Modelo de estudo do binário no suporte do motor
4.2.2. Resultados – Deslocamento
Figura 11Deslocamento devido ao Binário de 129.47 N.m – SOLIDWORKS
Leliano Andrade Autor1
O valor de deslocamento máximo continua inferior a 1.425 mm valor de flecha admissivel
como tal ainda em condições de teste aceitavel.
4.2.3. Resultados-Fator de segurança
Figura 12 Fator de segurança obtido na estrutura de vido a carga de Binário na estrutura do suporte do motor
Podemos observar que o fator de segurança mínimo é de 1.6 como tal encontra-mo- nos
dentro de uma zona de segurança.
4.3. Carga de propulsão 879.22 N
Este valor de impulso foi calculado através de a equação de impulso:
Figura 13 Fórmulas de cálculo da Força de Impulso de um Motor a Hélice [1- Aircraft Propulsion and Gas Turbine Engines,
Ahmed F. El-Sayed]
Pela equação e fator de correção a força a aplicar será de 879.22*6=5275.32N. Estes
valores são obtidos considerando o pior caso, sem a estrutura amortecedora na união do motor com
o suporte normalmente usados.
Figura 14: União de motor e suporte
Leliano Andrade Autor1
4.3.1. Modelo Analítico
Figura 15Modelo Analítico para carga de propulsão em aterragem de emergência
As forças estão aplicadas nos pontos de ligação das barras transversais de ligação com a
armação do suporte já que essas barras é que suportarão o impulso resultante do motor.
4.3.2. Constrangimentos e considerações
Para este ensaio consideram-se a mesmas fixações que nos ensaios anteriores e uma força de
impulso para a frente aplicada nas barras transversais de união do suporte.
4.3.3. Resultados – Deslocamento
Figura 16 Deslocamento devido á carga de impulso em condições de aterragem de emergência
A força de impulso provoca uma deformacão de 1.43 mm na barra transversal de união do
suporte do motor.
Leliano Andrade Autor1
Caso considere a barra caso aplique na própria barra de suporte teremos:
Figura 17 Deformação na armação do suporte do motor devido á carga de impulso em condições de aterragem de emergência
Valor máximo de deslocamento de 0.38327 mm caso aplique as foça apenas na armação
do suporte que aguenta melhor este esforço. Para verificar este valor calculou-se analiticamente a
deformação máxima na armação da barra.
Tabela 2 Comparação entre valor numérico e analítico da deformação máxima na armação da Barra devido a carga de impulso
em condições de aterragem de emergência
Quantidade
Cálculo
analítico(Maple)
Cálculo numérico
(Elementos finitos,
Solidworks)
Diferença dos valores
analíticos em relação aos
valores numéricos (%)
δFy1
4.3.4. Resultados – Fator de segurança
Figura 18 Fator de segurança devido a carga de impulso em condições de aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
Como podemos observar a zona mais crítica apresenta um fator de segurança de 1.52, que
apesar de ser aceitável pode ser otimizado a fim de aumentar a segurança.
4.4. Analise de Vibração
Para verificar se esta vibração causada pelo funcionamento do motor corresponde a
frequência natural do suporte podendo assim causar ressonância, fez-se através do Solidworks uma
analise de vibração confirmando assim a segurança do nosso material à ressonância. O valor
máximo de frequência no suporte será:
𝑓 =575.96
2×𝜋= 91.67 Hz
Considerando que a vibração é toda ela transferida para a estrutura, ou seja, não é
absorvida.
4.4.1. Resultados – Vibração
Destas análises obteve-se cinco freqências de ressonância, como tal cinco modos de vibração
mostradas na tabela 3. As escalas representadas foram ajustadas pelo Solidworks para melhor
compreensão dos movimentos de vibração. Tabela 3 Frequências de ressonância - SOLIDWORKS
Figura 20Modo de vibração do suporte do motor com a
frequência de ressonância de 82.617 Hz
Figura 19 Modo de vibração do suporte do motor com a
frequência de ressonância de 308.27 Hz
Figura 21 Modo de vibração do suporte do motor com a frequência
de ressonância de 325.11 Hz
Figura 22 Modo de vibração do suporte do motor com a
frequência de ressonância de 358.78 Hz
Leliano Andrade Autor1
Figura 23 Modo de vibração do suporte do motor com a frequência de ressonância de 415.66 Hz
4.5. Carga de Binário, impulso e peso
Para estudar o que acontece quando todas as forças estão aplicados na estrutura foi
criado o cenário com todas as forças aplicadas ao suporte do motor e estudadas
4.5.1. Modelo Analítico
Figura 24 Modelo analítico para ensaio de fadiga contando com cargas de binário, impulso e peso do motor
4.5.2. Constrangimentos e considerações
Aplicado semelhante aos outros testes com fixação nas extremidades e forças três cargas
estudadas aplicadas nos mesmo locais consoante cada análise anteriormente feita.
4.5.3. Resultados - Deformação
Figura 25 Deslocamento máximo no suporte do motor devido às cargas de aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
4.5.4. Resultados - Fator de segurança
Podemos ver que, ao aplicar as forças todas ao mesmo tempo a estrutura estaria em condições
perigo, com graves danos devido à fadiga aguentando apensa 200 ciclos de vida em condições
semelhantes.
5. Amortecedores
Para realizar a analise de impato foi necessário o cálculo da força de impato atráves da
Velocidade vertical de impato(fórmla de cálculo atribuida pela norma ASTM F2317.29692)
obtendo assim, a energia cinética que, igualando à energia de deformação no amortecedor podemos
tirar a força de impato.
Considerou se que o amortecedor seria a estrutura a suportar toda a força de impacto.
Obtendo assim: Tabela 4: Forças de carga de impacto
Velocidade
vertical
Força de impacto(vertical) Força resultante no
Amortecedor
Força resultante
considerando 3 g’s
2.18 m/s 100089.92N 123019.7614N 369059.2842 N
5.2. Carga de impacto de 100089.92 N
Como referido, esta carga tem como uma resultante no amortecedor no valor de
123019.7614N e com 3 g´s para cima 369059.2842 N.
5.2.1. Constrangimentos e considerações
Devido à simetria, só foi necessário estudar um lado da estrutura amortecedora podendo
assumir que, do lado oposto ocorrerá o mesmo efeito. Fez-se então uma análise do
comportamento de compressão a estrutura amortecedora considerando-a encastrada na ligação
superior com o fixador e aplicando a força na outra extremidade do amortecedor.
Figura 26 Fator de segurança devido às cargas de aterragem de
emergência
Figura 27 Percentagem de danos na estrutura de suporte do
motor devido às cargas de aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
5.2.2. Resultados – Deslocamento
Foi foi feita também o cáclulo analítico em Maple para
confirmação dos valores obtidos pelo que se mostrou
estarem bem coerentes com um erro relativo de 2 % que se
pode verificar na tabela seguinte
Através desta comparação pode ser então mostrada
a validade do modelo estudado em Solidworks.
Este valor de deslocamento é considerado muito grande,
mas sabemos que também estamos perante um
amortecedor com uma estrutura de borracha que permite
elevado deslocamento.
Tabela 5 Comparação do valor analítico e numérico deformação
Quantidade
Cálculo
analítico(Maple)
Cálculo numérico (Elementos
finitos, Solidworks)
Diferença dos valores analíticos em
relação aos valores numéricos (%)
δFy1
Figura 28 Deslocamento na estrutura amortecedora devido á
carga de impacto em condições de aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
5.2.3. Resultados – Fator de Segurança
Figura 30 : Zona mais afetada no Amortecedor (Fator de
segurança mínimo)
O fator de segurança mínimo é de 0.0359 inferior a 1.5 como tal deve-se redimensionar os
amortecedores para esta análise de impacto. Como podemos ver grande parte da estrutura tem fator
de segurança inferior a 1.5. Para poder estar á segurança teve de se dimensionar o amortecedor
passado a ter se um diâmetro de 48.3 mm no tubo do amortecedor e uma espessura de 3.75 mm e
uma alteração do material para a fibra de carbono PEEK/IM passando a ter um coeficiente de
segurança de 1.6.
5.2.4. Análise de Fadiga
Podemos concluir que a estrutura do amortecedor aguentaria a 100 ciclos de cargas de
impacto em condições de aterragem de emergência, como tal, é uma estrutura a ser otimizada, o
que se conseguiu através do dimensionamento anteriormente referido.
Figura 29 Fator de segurança devido a carga de
impacto em condições de aterragem de emergência no
amortecedor
Figura 31 Percentagem de danos devido a
fadiga no amortecedor devido a carga de
impacto em condições de aterragem de
emergência
Figura 32 Vida em ciclos devido a fadiga no
amortecedor devido a carga de impacto em
condições de aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
5.3. Carga de impacto de 100089.92N (no Amortecedor Dimensionado)
5.3.1. Resultados – Deslocamento
Este valor de deslocamento de 7mm faz sentido já que a
borracha é uma estrutura colocada para absorver a força
de impacto deformando-se.
Figura 33 Deformação no Amortecedor novo devido á carga de impacto em condições de aterragem de emergência
5.3.2. Resultados - Fator de segurança
Realemte a ligação é feita por uma estrutura aparafusada ao
cone que não seconsiguiu simular por falta de informação.
Assim este valor de fator de segurança baixo na zona de
ligação na corresoinde ao real devido às diferenças com a
realidade. Como consequencia assumimos o valor que não
conta com este elemento de ligação Assumindo então o
valor de 3.657.
Figura 34 Fator de segurança no amortecedor novo segundo o critério de Von Mises para condição de carga de impacto em
aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
5.3.3. Analise de Fadiga
Para estar de acordo com as possibilidades de estudo do sofware númerico esta análise foi
realisada para 100 ciclos.
Como esperado a estrutura que aguentará apenas 100 ciclos será de borracha, logo, ela
deverá ser dimensionada para aguentar mais. Relativamente ao resto da estrutura, ela aguentara
no mínimo 1000 ciclos
5.4. Análise de vibração no Novo Amortecedor dimensionado
Simulando no Solidworks obteve -se as seguintes frequências de ressonância: Frequência Rad/sec Hertz Segundos
1 0.65223 0.10381 9.6333
2 0.48605 0.077358 12.927
3 0.27072 0.043087 23.209
4 0.03744 0.0059588 167.82
5 0.0214 0.0034059 293.6
Figura 37 Modo de vibração 2 Figura 38 Modo de vibração 1
Figura 35Percentagem de danos devido á fadiga devido as cargas
de impacto em condições de aterragem de emergência
Figura 36 Vida da estrutura em ciclos devido á fadiga
considerando carga de impacto em condições de
aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
Figura 41 Modo de vibração 4
6. ESTRUTURA CENTRAL
6.2. TUBO BASE
Relativamente à estrutura central veremos que o pilar e o tubo base são os mais afetados
devido as cargas aplicadas, assimo foco foi para estes dois elementos.
Figura 42 Estrutura Central
Representando a distribuição de carga mais aproximada da real e, considerando todas as
cargas de maior impato, obtemos o seguinte modelo:
Figura 40 Modo de vibração 3 Figura 39 Modo de vibração 4
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Figura 43 Deformações na estrutura central.
6.2.1. Considerações e constrangimentos
Considerou-se o tubo base fixo na extremidade esquerda e no local de fixação do trem
dianteiro considerando assim uma estrutura de viga apoiada em dois pontos como representado na
figura 52.Obtemos assim um modelo mais conservador, já que se o tubo base estiver bem projetado
deste modo também estará considerando todo o triciclo.
6.2.2. Fórmulas utilizadas
Utilizou-se o teorema de castiglino para se saber as reações nos pontos de apoio e as
equações universais deformada nas vigas.
6.2.3. Resultados – Deslocamento
Para este cálculo ultilizou-se um estudo apenas com elementos de viga.
Figura 44 Flecha máxima no tubo Base devido ás cargas de peso de passageiros e peso de combustível em condições de
aterragem de emergência
Podemos observar que o valor de flecha máxima obtido em Solidworks foi de 4.63 mm.
Para confirmar este valor e validar o modelo calculou-se a flecha máxima através do Maple
usando as equações universais de deformação da viga obtento assim a seguinte tabela comparativa:
Leliano Andrade Autor1
Tabela 6: Tabela de comparação entre valor de deformação máxima analítico e numérico no tubo base
Quantidade
Cálculo
analítico(Maple)
Cálculo numérico (Elementos
finitos, Solidworks)
Diferença dos valores analíticos em
relação aos valores numéricos (%)
δFy
Como podemos observar temos erros relativos de 2.74 % o que é aceitável devido à
diferença dos programas, validando assim o modelo de estudo numérico de elementos finitos.
6.2.4. Resultados - Fator de segurança
Figura 45 Fator de Segurança devido ás cargas de peso do combustível e de passageiro em condições de aterragem de
emergência
Com um fator de segurança na ordem de 3.72 para as condições de aterragem de
emergência exigidos pela norma, podemos verificar que o tubo base encontra-se em condições de
segurança.
A zona mais solicitada será o apoio onde esta fixado o trem dianteiro. Podemos ver que seu
deslocamente de tem um fator de segurança menor sendo uma zona de concentração de tensões
de vido ao apoio.
6.2.5. Análise de fadiga
6.2.5.1. Considerações e constrangimentos
Para esta analise teve de se voltar ao primeiro modelo construido devido ao facto de não
ser possivel fazer a simulação de fadiga só com elementos viga. Desta vez temos a viga encastrada
na extremidade e nos furos de ligação do trem dianteiro com o tubo base e assim obteve-se os
seguintes resultados:
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6.2.5.2. Resultados Percentagem de danos muito elevado.
Figura 47 Zona mais danificada
devido á fadiga no tubo base
Para cargas de aterragem de emergência chega a sofrer danos na ordem do 1265.2% em
certas zonas com ilustrado, nomeadamente na zona dos furas para fixação do trem dianteiro. O ciclo de vida para zona mais afetada foi de 395.19 ciclos.
Figura 48 Vida do tubo de base em ciclos devido as cargas em condições de aterragem de emergência
Para as zonas mais solicitadas a vida seria de apenas 395.19 ciclos. Mas também não
esqueçamos que estamos em condições de aterragem de emergência.
7. ESTRUTURA CENTRAL
7.2. PILAR
O pilar é outro componente relativamente a estrutura centra a ter em conta para o
dimensionamento seguro do projeto, já que será onde haverá maiores deformações em caso de
aterragem de emergência.
7.2.1. Considerações de constrangimentos
Calculou-se o peso que resultaria no pilar de dois passageiros de 220 kg pelo que 110 kg ou
seja 1079.1N. Considerou-se também a reação que o peso do motor causa no pilar concluindo
então o resultado FR (força resultante).
Figura 46 Percentagem de dano no tubo base devida á fadiga
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7.2.2. Resultados – Deslocamento
Figura 49 Deformação do Pilar devido às cargas de aterragem de emergência considerando elementos viga
Como podemos ver temos um grande deslocamento quando aplicada força resultante no
pilar devido ás cargas, podendo concluir que o pilar é um dos componentes mais afetados.
Para posteriomente fazer a análise à fadiga do pilar não seconsederar a estrutura como elementos
viga e sim como solidos, por isso, fez-se o estudo do pilar como elementos sólidos e a realtiva
comparação com os resultados obtidos considerando elementos viga.
Figura 50 Deformação do Pilar devido às cargas de aterragem de emergência considerando elementos sólidos
Comparação e validação de resultados através de cálculos analíticos: Tabela 7: comparação de valor de deformação considerando elementos viga vs elementos sólidos
Quanti
dade
Cálculo analítico
(Maple)
Cálculo numérico (Elementos
finitos, FTOOL)
Diferença dos valores analíticos em
relação aos valores numéricos (%)
δBy
Os valores obtidos em Solidworks têm um erro de 1.1 % relativamente ao analítico realizado em
Maple.
Leliano Andrade Autor1
7.2.3. Resultados – Fator de Segurança
Como podemos ver, temos um fator de segurança
muito baixo que é diferente do valor de 1.94
obtido em Maple, mas este, sendo o valor menor,
será o valor a ter em conta para dimensionamento
de um pilar seguro.
Figura 51 Fator de segurança no Pilar devido ás cargas de aterragem de emergência
7.2.4. Análise de Fadiga
O pilar tem um fator de segurança muito baixo o que significa que precisa de melhorias em
caso de aterragens de emergência.
A vida do pilar é de 100 ciclos com cargas de impacto de aterragem de emergência, o que
Figura 52 Percentagem de danos no pilar devido ás cargas
devido á aterragem de emergência Figura 53 Vida do pilar em ciclos devido ás cargas de
aterragem de emergência
Leliano Andrade Autor1
o torna um dos elementos menos seguros na aeronave.
8. ESTRUTURA CENTRAL- ANÁLISES DE VIBRAÇÃO E FADIGA
Para esta análise foi tido em conta a estrutura central encastrada na extremidade do tubo
base e no nó onde se faz a ligação com o trem dianteiro com ilustrado da figura 60.
Figura 54 Modelo para análise de Fadiga e vibração na estrutura central
8.2.ESTRUTURA CENTRAL- ANÁLISES DE VIBRAÇÃO
8.2.1. Resultados – Frequências naturais
Figura 58 1ª Frequência de Ressonância de 18.685 Hz e devida
amplitudes de vibração na estrutura central
Figura 55 2ª Frequência de Ressonância de 31.373Hz e devida
amplitudes de vibração na estrutura central
Figura 57 3ª Frequência de Ressonância de 32.915 Hz e devida
amplitudes de vibração na estrutura central
Figura 56 4ª Frequência de Ressonância de 81.392 Hz e devida
amplitudes de vibração na estrutura central
Leliano Andrade Autor1
Figura 59 5ª Frequência de Ressonância de 83.543 Hz e devida amplitudes de vibração na estrutura central
A estrutura poderá estar sujeita a estas vibrações na descolagem ou em manobras em solo,
como tal, há que se ter em atenção a possibilidade de ocorrência destas vibrações por ressonância.
Podemos ver que, o efeito mais agressivo será no mastro dianteiro onde com a frequência de 31.737
Hz chegamos a ter uma vibração com a amplitude de 1.31, e com 32.915 Hz uma amplitude de 1.
2.. Para tornar a estrutura mais resistente aos fenômenos de vibração pode ser incorporado nas
ligações entre as estruturas, elementos de absorção de vibrações como ilustrado na figura 60.
Figura 60 Ligações absorsoras de vibração
8.3.ESTRUTURA CENTRAL- ANÁLISES DE FADIGA
8.3.1. Considerações e constrangimentos
Para estas análises o Solidworks não permite uma análise de fadiga apenas com elementos
de viga, para tal, todos os elementos tiveram de ser usados como elementos sólidos para assim
poder fazer as análises. Assim passou a haver uma diferença na aplicação das forças e também nas
fixações, passando da aplicação das forças de nós para arrestas e áreas, das fixações encastradas
em nós para a aresta de ligação do trem de aterragem dianteiro e perfil na extremidade esquerda
do tubo de base como ilustrado na figura 61.
Leliano Andrade Autor1
Figura 61 Modelo utilizado para cálculo de fadiga na estrutura central
8.3.2. Resultados – Deformação
Há uma diferença entre a deformações considerando sólidos ou considerando vigas
provavelmente devido à ligeira diferença de modo de aplicação das forças e das fixações. O
resultado obtido está ilustrado na figura 62.
Figura 62 Resultado da deformação máxima no pilar considerando elementos sólidos
8.3.3. Comparação dos valores obtidos
Tabela 8: Comparação dos resultados da deformação na estrutura central considerando elementos viga ou sólidos
Quantida
de
Cálculo numérico
(Elementos finitos,
Solidworks)-VIGAS
Cálculo numérico (Elementos
finitos, Solidworks)-Sólidos
Diferença dos valores analíticos em
relação aos valores numéricos (%)
δy
Podemos observar um erro relativo de 13.9 % que então será transmitido para a nossa análise
de fadiga. E assim podemos considerar este erro aceitável e prosseguir para a análise de fadiga.
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8.3.4. Analise de Fadiga
A percentagem de danos foi de 5000 % de máximo com o ciclo de vida mínimo da
estrutura de 100 ciclos para a mesma zona.
Figura 64 Zona com maior
percentagem de danos
Figura 65 Vida em ciclos da estrutura central
A zona mais afetada faz com que o tubo base e pilar tenham uma vida apenas de 100 ciclos
ou seja 100 aterragens de emergência com as condições de força aplicadas à condição de
emergência.
Figura 63 Percentagem de danos na estrutura central devido á fadiga
Leliano Andrade Autor1
9. CONCLUSÕES E TRABALHOS FUTUROS
Pode se dizer que este estudo foi feito para a pior condição de funcionamento do triciclo, que
é o caso de aterragem de emergência de onde podemos concluir que as estruturas mais afetadas
são o pilar, os amortecedores e o tubo base em certa zona. Podemos ver isso principalmente através
das análises de fadiga aos componentes.
Relativamente às vibrações podemos ver quais as frequências de ressonância da estrutura que
podem por em perigo a segurança da estrutura devido ás vibrações. Este foi um estudo muito
conservador de modo a ter um projeto mais seguro possível, mas por este mesmo motivo não valida
totalmente a sua fiabilidade.
Para completar este estudo melhorando-o, deveria ter estudado também todos os elementos de
fixação porque neles é aplicado grandes esforços. Poderia também fazer estes estudos comparando
diferentes materiais, podendo assim saber realmente qual ou quais os melhores materiais a serem
aplicados na estrutura.
Leliano Andrade Autor1
REFERENCIAS
[1] SHIGLEY, J., MISCHKE, Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill.
[2] Hibbeler, R. C., Mechanics of Materials.
[3] Norma ASTM F2317.29692
[4] Aircraft Propulsion and Gas Turbine Engines, Ahmed F. El-Sayed.
[5] Resistência dos Materiais, TIMOSHENKO, Livros Técnicos e Científicos Editora S.A.