DISEÑO PARAMETRICO DEL CHASIS Y LA CARROCERIA DE UN

VEHÍCULO TIPO PROTOTIPO PARA COMPETIR EN LA SHELL ECO-

MARATHON.

Camilo Augusto Montoya Sanz.

Universidad Tecnológica de Pereira Facultad de Mecánica Aplicada Pereira, Colombia

2026

DISEÑO PARAMETRICO DEL CHASIS Y LA CARROCERIA DE UN

VEHÍCULO TIPO PROTOTIPO PARA COMPETIR EN LA SHELL ECO-

MARATHON.

Camilo Augusto Montoya Sanz.

Trabajo de grado presentado como requisito para optar por el título de Magíster en Ingeniería Mecánica.

Director:

D.Eng. Giovanni Torres Charry. Co-Director Ph.D. José Luis Tristancho Reyes

Universidad Tecnológica de Pereira Facultad de Mecánica Aplicada Pereira, Colombia

2026

Ficha Bibliográfica Camilo Augusto Montoya Sanz.

DISEÑO PARAMETRICO DEL CHASIS Y LA CARROCERIA DE UN VEHÍCULO TIPO

PROTOTIPO PARA COMPETIR EN LA SHELL ECO- MARATHON.

Trabajo de grado – Universidad Tecnológica de Pereira. Programa de Maestría en Ingeniería Mecánica Palabras clave: Diseño Paramétrico, CAD, CAE, Shell Eco-Marathon, Chasis, Carrocería, Aerodinámica.

Año: 2026

APORTES AL DOCUMENTO

Camilo Augusto Montoya Sanz se encargó integralmente del desarrollo del diseño paramétrico del chasis y la carrocería del vehículo tipo prototipo. Su aporte incluyó la modelación CAD paramétrica, la implementación de simulaciones estáticas, dinámicas y aerodinámicas mediante herramientas CAE, así como la estructuración de una metodología aplicable para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un automóvil para la competencia Shell Eco-Marathon. El autor también se encargó de la revisión bibliográfica, la formulación de objetivos y la redacción del documento final.

Agradecimientos Quiero expresar mi agradecimiento al D.Eng Giovanni Torres Charry, director de esta tesis, por su guía, paciencia y dedicación durante el desarrollo de este proyecto. Su acompañamiento fue esencial para mantener el rumbo y la rigurosidad del trabajo académico. Agradezco de manera especial al ingeniero M.Sc Carlos Andrés Mesa Montoya, por enseñarme el amplio y desafiante mundo de las simulaciones computacionales. Su disposición para compartir sus conocimientos, así como su apreciable ayuda en la realización e interpretación de las simulaciones, fueron claves para el avance de este trabajo. Extiendo también mi agradecimiento al codirector Ph.D. José Luis Tristancho Reyes, quien no solo fue quien expuso la idea inicial del proyecto, sino que también brindó asesoría experta en la caracterización física e identificación de los parámetros de funcionamiento del motor Honda GX-35, además de su orientación en la selección del material y el proceso de manufactura de la carrocería. Su conocimiento y experiencia enriquecieron significativamente este trabajo.

Finalmente, pero no por ello menos importante, quiero agradecer profundamente a mi esposa, la ingeniera Jeimy Dahiana Patiño Hernández, por haber sido un apoyo incondicional durante todo este proceso. Su compañía, comprensión y aliento emocional en los momentos más exigentes, fueron esenciales para no rendirme, así como su ayuda en el análisis de datos, que también contribuyó al desarrollo de esta investigación.

A todos ustedes, mi más sincero agradecimiento.

Resumen El siguiente trabajo tiene como objetivo el desarrollo de un diseño paramétrico de un chasis y la carrocería de un vehículo tipo prototipo enfocado a la competencia Shell Eco- Marathon. Esta investigación surge de la necesidad de reducir la iteración manual y el tiempo de evaluación en el diseño de chasis y carrocería, mediante un enfoque paramétrico que permita actualizar la geometría y las verificaciones CAE ante cambios en las condiciones de carga. Uno de los principales retos en el diseño estructural de un chasis es el elevado costo computacional asociado al proceso de análisis y optimización, dado que cualquier variación en los parámetros de entrada, como las condiciones de carga o las restricciones geométricas, requiere reiniciar el procedimiento de simulación desde el comienzo. Por consiguiente, este proyecto propone la parametrización del diseño del chasis y la carrocería, de manera que, ante variaciones en las condiciones de carga particularmente el peso del conductor, el sistema genere automáticamente una configuración estructural optimizada, evitando la repetición completa del ciclo de diseño y análisis.

La metodología desarrollada involucró el uso de herramientas CAD y CAE, comenzando por el análisis de la normativa de la Shell Eco-Marathon vigente al inicio del proyecto (2023) y la verificación de sus actualizaciones durante el desarrollo del mismo, sin impacto sobre los criterios aplicados en el alcance estructural y aerodinámico del prototipo. La caracterización del motor Honda GX-35, así como la selección de componentes básicos del vehículo (transmisión, frenos, suspensión, dirección). Se desarrolló un modelo paramétrico del chasis haciendo uso de la herramienta SolidWorks, utilizando perfiles estructurales cuadrados de dimensiones comerciales comprendidas entre 10×10 mm y 35×35 mm. El modelo fue sometido a análisis estáticos y dinámicos operacionales en ANSYS, considerando condiciones

de impacto, frenado, aceleración y maniobras en curva. De manera complementaria, se diseñó de forma paramétrica la carrocería, cuyo comportamiento aerodinámico fue evaluado mediante simulaciones de flujos (Fluid Flow CFX).

Los resultados obtenidos permitieron identificar combinaciones óptimas de perfiles y espesores en función de masas variables de los pilotos, comprendidas entre 50 kg a 100 kg, garantizando que los esfuerzos no superaran el límite admisible durante maniobras críticas como las curvas. Se verificó que la carrocería cumple con un coeficiente de arrastre adecuado, asegurando una buena eficiencia en el desplazamiento. Adicionalmente, se logró que tanto el chasis como la carrocería respondan automáticamente a las variaciones geométricas y de carga, permitiendo generar un diseño totalmente ajustable y adaptable a diferentes condiciones operativas. Esto facilita la selección directa de configuración a partir del peso del piloto, eliminando la necesidad de repetir todo el proceso de diseño. El modelo final incluye, además, el dimensionamiento estructural y la definición de los componentes funcionales del vehículo. Se estableció una metodología general basada en el flujo real del proyecto, integrando criterios verificables y automatización de evaluación.

Por su orientación hacia el desarrollo de herramientas de ingeniería para prototipos de alta eficiencia, el trabajo se relaciona de manera contextual con los Objetivos de Desarrollo Sostenible 9 [1] y 13 [1]; no obstante, su alcance se limita al diseño paramétrico y a la validación estructural y aerodinámica del prototipo.

Abstract.

The following study aims to develop a parametric design for the chassis and bodywork of a prototype vehicle intended for the Shell Eco-Marathon competition. This research arises from the need to reduce manual iteration and evaluation time in chassis and body design by implementing a parametric approach that allows the geometry and CAE verifications to be updated whenever load conditions change.

One of the main challenges in chassis structural design is the high computational cost associated with analysis and optimization, since any variation in input parameters such as loading conditions or geometric constraints typically requires restarting the simulation workflow from the beginning. Accordingly, this project proposes the parametrization of both the chassis and the bodywork so that, when loading conditions vary particularly driver weight the system can automatically generate an optimized structural configuration, avoiding the need to repeat the entire design and analysis cycle.

The methodology integrates CAD and CAE tools, starting from a regulatory baseline corresponding to the Shell Eco-Marathon rules in force at the beginning of the project (2023). Subsequent rule updates released during the development period were reviewed to confirm consistency with the constraints and verification criteria adopted in this work. In addition, the Honda GX-35 engine was characterized, and the vehicle’s basic subsystems (powertrain, braking system, suspension, and steering) were selected. A parametric chassis model was developed in SolidWorks using commercially available square structural profiles ranging from 10×10 mm to 35×35 mm. The chassis was assessed through static and dynamic analyses in ANSYS, including impact, braking, acceleration, and cornering scenarios. In parallel, the

bodywork was also designed parametrically, and its aerodynamic behavior was evaluated using Fluid Flow (CFX).

The results made it possible to identify optimal combinations of profile sizes and thicknesses for variable driver masses between 50 kg and 100 kg, ensuring that stresses did not exceed allowable limits during critical maneuvers such as cornering. It was verified that the bodywork achieves an appropriate drag coefficient, supporting good propulsion efficiency. In addition, both the chassis and the bodywork were configured to respond automatically to geometric and load variations, enabling a fully adjustable and adaptable design for different operating conditions. This allows direct selection of a configuration based on driver weight, eliminating the need to repeat the entire design process. The final model also includes structural sizing and the definition of the vehicle’s functional components.

A general methodology was established based on the project’s actual workflow, integrating verifiable criteria and automated evaluation.

Given its focus on developing engineering tools for high-efficiency prototypes, this work is contextually related to Sustainable Development Goals (SDGs) 9 [1] y 13 [1]; however, its scope is limited to parametric design and the structural and aerodynamic validation of the prototype.

Tabla de contenido Resumen .............................................................................................................................. 1 Abstract. .............................................................................................................................. 3 Índice de Figuras ............................................................................................................... 16 Índice de Tablas ................................................................................................................ 26

1.

Introducción. ............................................................................................................. 29

1.1.

Contextualización del problema. ...................................................................... 29

1.2.

Justificación. ..................................................................................................... 29

1.3.

Objetivos. .......................................................................................................... 30 1.3.1. Objetivo General. ......................................................................................... 30 1.3.2. Objetivos específicos. .................................................................................. 30

1.4.

Contribución del trabajo. .................................................................................. 31

1.5.

Organización del documento. ........................................................................... 31

2.

Marco Teórico. .......................................................................................................... 34

2.1.

Shell Eco-Marathon. ......................................................................................... 34

2.2.

Estado del arte. .................................................................................................. 35

2.3.

Conceptos Fundamentales. ............................................................................... 40 2.3.1. Fundamentos estructurales aplicados al diseño de chasis. ........................... 40 2.3.1.1. Chasis. ................................................................................................... 40 2.3.1.2. Clasificación de los chasis. ................................................................... 42 2.3.2. Carrocería ..................................................................................................... 45 2.3.2.1. Tipos de Carrocerías. ............................................................................ 45 2.3.2.1.1. Monovolumen. ............................................................................... 46 2.3.2.1.2. Dos volúmenes. .............................................................................. 46 2.3.2.1.3. Tres Volúmenes. ............................................................................ 47 2.3.3. Cargas Actuantes en el chasis. ..................................................................... 47

2.3.3.1. Cargas Muertas...................................................................................... 48 2.3.3.2. Cargas Vivas. ........................................................................................ 48 2.3.3.3. Cargas por giro. ..................................................................................... 48 2.3.3.4. Cargas por aceleración y frenado. ......................................................... 49 2.3.3.5. Cargas por arrastre de viento o cargas aerodinámicas. ......................... 49 2.3.3.6. Carga de prueba sobre la barra antivuelco (roll bar). ............................ 49 2.3.4. Esfuerzos Estructurales. ............................................................................... 50 2.3.5. Factores y condiciones de diseño. ................................................................ 51 2.3.5.1. Factores internos. .................................................................................. 52 2.3.5.1.1. Tipo de Motor. ............................................................................... 52 2.3.5.1.2. Suspensión. .................................................................................... 52 2.3.5.1.3. Distribución de masa. ..................................................................... 53 2.3.5.1.4. Arquitectura general del vehículo. ................................................. 53 2.3.5.2. Factores externos. .................................................................................. 54 2.3.5.2.1. Terreno. .......................................................................................... 54 2.3.5.2.2. Clima. ............................................................................................. 55 2.3.5.2.3. Condiciones de operación .............................................................. 55 2.3.5.3. Criterios estructurales............................................................................ 56 2.3.5.3.1. Resistencia...................................................................................... 56 2.3.5.3.2. Rigidez. .......................................................................................... 56 2.3.5.3.3. Deformación admisible. ................................................................. 57

2.3.5.4. Factor de seguridad y su aplicación en el diseño de chasis. ................. 57

2.3.6. Subsistemas del vehículo relevantes para el diseño del chasis. ................... 58 2.3.6.1. Sistemas de dirección. ........................................................................... 59 2.3.6.1.1. Tipos de Sistemas de Dirección. .................................................... 60

2.3.6.2. Geometría de dirección y ángulo de Ackermann. ................................. 61 2.3.6.2.1. Principios del ángulo de Ackermann. ............................................ 61 2.3.6.2.2. Cálculo e implementación en SolidWorks. .................................... 62

2.3.7. Sistemas de transmisión usados en vehículos de competencia. ................... 63

2.3.7.1. Transmisión por medio de cadena......................................................... 63 2.3.7.2. Transmisión por correa o banda. ........................................................... 64

2.3.8. Motores aplicados a la competencia Shell Eco-MARATHON.................... 65

2.3.9. Sistema de Frenado. ..................................................................................... 66 2.3.9.1. Equipos del sistema de frenado. ............................................................ 67 2.3.9.2. Clasificación de sistemas de frenos....................................................... 69 2.3.9.3. Clasificación de frenos de fricción. ....................................................... 70 2.3.9.4. Neumáticos y ruedas. ............................................................................ 72 2.3.10. Dinámica Vehicular. .................................................................................. 74 2.3.10.1. Sistema de referencia del vehículo. ..................................................... 75 2.3.10.2. Centro de masa. ................................................................................... 77 2.3.10.3. Dinámica en Curvas (maniobrabilidad lateral). .................................. 78 2.3.10.3.1. Fuerza lateral en curva (Fuerza centrífuga). ................................ 78 2.3.10.3.2. Criterio de deslizamiento lateral. ................................................. 79 2.3.10.3.3. Criterio de vuelco cuasi estático. ................................................. 81 2.3.10.4. Dinámica en el frenado. ...................................................................... 85

2.3.10.4.1. Determinación de la desaceleración mediante la distancia de

frenado……………. ..................................................................................................... 86

2.3.10.4.2. Determinación de la aceleración máxima de frenado sin

deslizamiento (aceleración teórica máxima). ................................................................ 86

2.3.10.4.3. Criterio para evitar el deslizamiento de las ruedas (bloqueo). ..... 87

2.3.10.4.4. Determinación de la fuerza de frenado total y su distribución por

rueda........................ ...................................................................................................... 88 2.3.10.4.5. Distribución de la carga estática por eje. ..................................... 90

2.3.10.4.6. Transferencia longitudinal de la carga por eje durante el

frenado…………….. .......................................................................... ………………..91

2.3.10.4.7. Criterios de selección del sistema de freno de disco. ................... 93

2.3.10.5. Dinámica de aceleración. .................................................................... 95

2.3.10.5.1. Aceleración desde el par motor a la rueda motriz. ....................... 96

2.3.10.5.2. Criterio para determinar si el vehículo logra moverse. ................ 98

2.3.10.5.3. Tiempo para alcanzar una velocidad desde reposo. ..................... 98

2.3.10.5.4. Transferencia de carga al eje trasero durante la aceleración. ....... 98

2.3.10.5.5. Evaluación

de la adherencia y riesgo de patinaje (deslizamiento)…… ...................................................................................................... 99

2.3.10.5.6. Evaluación del levantamiento del eje delantero. ........................ 100

2.3.10.6. Impacto frontal. ................................................................................. 100

2.3.10.6.1. Justificación del modelo y condiciones de carga ante un impacto

frontal……………… .................................................................................................. 101 2.3.10.7. Aerodinámica. ................................................................................... 103

2.3.10.8. Diseño asistido por computador y modelado paramétrico en

SolidWorks……… ......................................................................................................... 108 2.3.10.9. Simulación estructural y herramientas CAE. .................................... 111

2.3.10.9.1. Fundamentos del análisis estructural por elementos finitos

(FEA)……………... ................................................................................................... 111

2.3.10.9.2. Aplicación de ANSYS Workbench en ingeniería. ..................... 112

2.3.10.9.3. Mallado, tipos de elementos y estudio de convergencia. ........... 113

2.3.10.9.4. Tipos de análisis estructural: estático, dinámico, de impacto y

aerodinámico……… ................................................................................................... 115

3.

Desarrollo y Metodología Aplicada. ....................................................................... 119

3.1.

Diseño paramétrico del chasis. ....................................................................... 120 3.1.1. Análisis de la reglamentación Shell Eco-Marathon. .................................. 120 3.1.2. Diseño conceptual. ..................................................................................... 125

3.1.2.1. Caracterización del sistema motriz Honda GX-35.............................. 125

3.1.2.2. Revisión y selección de la tipología de chasis para vehículos Prototype

(Shell Eco-Marathon)...................................................................................................... 128 3.1.2.3. Selección de material para el chasis. ................................................... 130

3.1.2.4. Evaluación y selección de la sección transversal del material para el

chasis…………… ........................................................................................................... 133

3.1.2.5. Geometría aerodinámica de la carrocería, material de construcción y

configuración del prototipo. ............................................................................................ 135

3.1.2.5.1. Geometría Aerodinámica de Tipo “Gota de Agua” ..................... 135

3.1.2.5.2. Comparación de Materiales para la Carrocería: Fibra de Vidrio vs. Fibra de Carbono…..................................................................................................... 138

3.1.2.5.3. Consideraciones de manufacturabilidad de la corroceria en fibra de

vidrio (GFRP)…… ..................................................................................................... 142

3.1.2.6. Selección de subsistemas mecánicos y ergonómicos. ......................... 143

3.1.2.6.1. Dimensiones antropométricas del piloto y ergonomía en el Diseño

del habitáculo……. ..................................................................................................... 144

3.1.2.6.2. Análisis y selección del sistema de transmisión de potencia ....... 146

3.1.2.6.3. Selección e integración del sistema de transmisión (reductor

planetario y correa síncrona). ...................................................................................... 149 3.1.2.6.4. Especificaciones del sistema de Frenado. .................................... 152 3.1.2.6.5. Especificaciones de rines y neumáticos. ...................................... 155 3.1.2.6.6. Suspensión del prototipo. ............................................................. 156 3.1.2.6.7. Selección del Sistema de Dirección. ............................................ 158

3.1.3. Diseño paramétrico detallado del chasis en CAD. ..................................... 160 3.1.3.1. Modelado del chasis. ........................................................................... 160

3.1.3.2. Diseño, ensamble e integración de subsistemas sobre el chasis. ........ 167

3.1.3.2.1. Piso estructural y revestimientos del espaldar en lámina. ............ 167

3.1.3.2.2. Ensamble del asiento del piloto.................................................... 169

3.1.3.2.3. Ensamble rueda trasera- sistema de transmisión y chasis. ........... 169

3.1.3.2.4. Ensamble conjunto motor-reductor y base para motor. ............... 173

3.1.3.2.5. Diseño tanque de combustible. .................................................... 176

3.1.3.2.6. Diseño y sub-ensamble caja de sistemas eléctrico/electrónico. ... 177

3.1.3.2.7. Ensamble tanque de combustible y sistema eléctrico/electrónico al

chasis…………….. ..................................................................................................... 178 3.1.3.2.8. Diseño y ensamble del sistema de dirección. ............................... 180

3.1.3.2.9. Diseño y ensamble sistema de pedales acelerador y freno. ......... 186

3.1.3.2.10. Ensamble final del vehículo prototipo. ...................................... 190 3.1.3.3. Parametrización del chasis. ................................................................. 191

3.1.3.3.1. Procedimiento de parametrización del chasis. ............................. 193

3.1.4. Modelado paramétrico y modular en CAD de la carrocería del prototipo Shell

Eco-marathon… .................................................................................................................. 196

4.

Cálculos y fundamentos de dinámica vehicular...................................................... 209

4.1.

Dinámica de aceleración. ................................................................................ 210 4.1.1. Masa total. .................................................................................................. 211 4.1.2. Distribución estática de cargas por eje. ...................................................... 213 4.1.3. Cálculo de la aceleración longitudinal del vehículo. ................................. 216 4.1.4. Calculo fuerza de rodadura. ....................................................................... 218

4.1.5. Cálculo de la fuerza aerodinámica (Fuerza de arrastre aerodinámico). ..... 220

4.1.6. Cálculo de la Fuerza resistiva total. ........................................................... 221

4.1.7. Fuerza de tracción disponible y criterio de arranque del vehículo............. 223

4.1.7.1. Cálculo de la fuerza de tracción disponible ........................................ 223 4.1.7.2. Criterio de arranque del vehículo. ....................................................... 223

4.1.8. Cálculo del tiempo para alcanzar la velocidad objetivo desde reposo. ...... 224

4.1.9. Cálculo de transferencia de carga al eje trasero durante la aceleración ..... 224

4.1.10. Evaluación de la adherencia y riesgo de patinaje (deslizamiento). .......... 227

4.1.11. Evaluación del levantamiento del eje delantero. ...................................... 228

4.2.

Dinámica en curva (maniobrabilidad lateral). ................................................ 230 4.2.1. Cálculo de la aceleración centrípeta o aceleración lateral. ........................ 231 4.2.2. Cálculo de la fuerza centrípeta. .................................................................. 232 4.2.3. Criterio de deslizamiento lateral (adherencia). .......................................... 233 4.2.4. Criterio de vuelco cuasi-estático ................................................................ 235

4.3.

Dinámica de frenado. ...................................................................................... 236

4.3.1. Desaceleración media requerida a partir de la distancia de detención. ...... 237

4.3.2. Desaceleración

máxima teórica limitada por adherencia (sin deslizamiento)…. ................................................................................................................ 238 4.3.3. Fuerza de frenado total y distribución por rueda. ...................................... 238 4.3.4. Transferencia longitudinal de carga por eje durante el frenado. ................ 241 4.3.5. Criterio de no bloqueo por rueda y reparto óptimo de frenado. ................. 243 4.3.6. Criterio de selección del freno de disco ..................................................... 244 4.3.6.1. Par de frenado por rueda a partir de la fuerza longitudinal. ................ 244 4.3.7. Par de freno y fuerza de apriete del cáliper. ............................................... 246 4.3.8. Dimensionamiento del pistón hidráulico. .................................................. 248 4.3.9. Selección del freno de disco y verificación con catálogos ......................... 249

5.

Análisis estructural del chasis. ................................................................................ 251

5.1.

Preparación del modelo para CAE. ................................................................. 253 5.1.1. Limpieza y simplificación del modelo CAD. ............................................ 253

5.1.2. Configuración del modelo mecánico en ANSYS Workbench. .................. 257

5.1.2.1. Definición de casos de carga y condiciones de contorno (para análisis

operacional)……............................................................................................................. 262 5.1.2.2. Restricciones y representación de apoyos (ruedas). ............................ 266

5.1.2.3. Solicitud de resultados y automatización por componente. ................ 267

5.1.2.4. Combinación de resultados (SRSS) para condiciones operacionales. 267

5.1.3. Estudio de convergencia de malla. ............................................................. 270

5.1.3.1. implementación y parametrización en ANSYS Workbench ............... 270

5.1.3.2. Selección de la región crítica. ............................................................. 271

5.1.3.3. Diseño del barrido de malla (rango exploratorio y rango decisivo).... 272

5.1.3.4. Métricas y criterios de convergencia................................................... 273

5.1.3.5. Resultados del estudio y verificación de convergencia....................... 273

5.1.3.6. Selección de malla final y aplicación al chasis completo. .................. 275

5.2.

Análisis estructural bajo cargas estáticas y dinámicas operacionales. ............ 276 5.2.1. Casos de carga evaluados ........................................................................... 276 5.2.2. Extracción y consolidación de resultados (postproceso). .......................... 276 5.2.3. Esquema de análisis de datos y criterios de evaluación. ............................ 279

5.2.4. Verificación estática de configuraciones del chasis bajo peso propio (PP)

mediante criterio de esfuerzo admisible. ............................................................................ 281

5.2.5. Verificación estática de configuraciones del chasis bajo peso propio + 70 kg

en arco antivuelco (PP+70) mediante criterio de esfuerzo admisible. ................................ 285

5.2.6. Verificación dinámica operacional de configuraciones del chasis en frenado

(PP + desaceleración longitudinal) mediante criterio de esfuerzo admisible. .................... 288

5.2.7. Análisis de dinámica operacional en curva (PP + aceleración lateral). ..... 290

5.3.

Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente cuasi-estático. . 294

5.3.1. Principio trabajo–energía (base del método de fuerza equivalente) .......... 295

5.3.1.1. Determinación de la fuerza equivalente para
=  km/h................ 295

5.3.2. Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente  =

.  kN…... ..................................................................................................... ……….296

5.3.3. Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente conservadora

 =

.  kN (FS:1.5). ....................................................................................................... 298

6.

Evaluación aerodinámica. ....................................................................................... 301

6.1.

Preparación del modelo CFD. ......................................................................... 302

6.1.1. Geometría de referencia, limpieza y reparación en SpaceClaim (modelo

“cerrado” para CFD) ........................................................................................................... 302 6.1.2. Importación de la geometría y consolidación del sólido. ........................... 303

6.1.3. Definición del volumen de control (dominio computacional). .................. 305

6.1.4. Generación del dominio fluido y nombramiento de fronteras. .................. 306

6.1.5. Generación de malla del dominio fluido. ................................................... 309

6.1.6. Configuración del dominio y condiciones de frontera en ANSYS CFX

(Setup)……….. ................................................................................................................... 311

6.2.

Simulación aerodinámica. ............................................................................... 315

6.2.1. Postproceso e interpretación de resultados CFD (Campos de velocidad y

presión). …….. ................................................................................................................... 317

6.2.1.1. Distribución de presión y regiones críticas en el análisis CFD (ANSYS

CFX)……………………………………………………………………………………318

6.2.1.1.1. Presión estática (Vista global del dominio). ................................ 320

6.2.1.1.2. Presión estática (Vista local de la carrocería y ruedas frontales). 321

6.2.1.1.3. Presión total (Presión de estancamiento, Vista lateral: distribución a

lo largo de la carrocería). ............................................................................................ 323

6.2.1.2. Distribución de la velocidad longitudinal y formación de estela en el

análisis CFD……. ........................................................................................................... 326

6.2.1.2.1. Análisis frontal del campo de velocidad longitudinal (Velocity

u)…………………. .................................................................................................... 328

6.2.1.2.2. Análisis lateral del campo de velocidad y líneas de corriente. .... 329

6.2.1.2.3. Análisis trasero del campo de velocidad longitudinal (estructura de

la estela)…………. ..................................................................................................... 332

6.2.2. Cálculo de la fuerza de arrastre y del coeficiente de arrastre

. .............. 333

6.2.2.1. Obtención de la fuerza de arrastre en ANSYS CFX (postproceso). ... 334

6.2.2.2. Determinación del área frontal de referencia  en SolidWorks. ...... 335

6.2.2.3. Cálculo del coeficiente de arrastre

. ............................................... 336

7.

Metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un automóvil tipo prototipo….. ................................................................................................................................ 339

7.1.

Entradas del proceso y definición del espacio paramétrico. ........................... 339

7.2.

Etapas de la metodología propuesta ................................................................ 340

7.2.1. Etapa A: Diseño CAD paramétrico del chasis y del ensamble funcional. . 340

7.2.2. Etapa B: Modelado paramétrico de la carrocería. ...................................... 341

7.2.3. Etapa C: Cálculos de dinámica vehicular para cargas y criterios

operacionales…................................................................................................................... 341

7.2.4. Etapa D: Preparación del modelo CAE del chasis (limpieza, contorno y

convergencia)… .................................................................................................................. 341

7.2.5. Etapa E: Barrido paramétrico y verificación estructural bajo cargas estáticas

y dinámicas….. ................................................................................................................... 342

7.2.6. Etapa F: Evaluación de impacto frontal (método cuasi-estático por fuerza

equivalente)….. ................................................................................................................... 342

7.2.7. Etapa G: Preparación CFD de la carrocería (geometría, dominio y

malla)………… .................................................................................................................. 342

7.2.8. Etapa H: Configuración CFD (Setup), simulación y postproceso. ............ 343

7.2.9. Etapa I: Obtención del arrastre y cálculo de

. ....................................... 343

7.2.10. Etapa J: Integración de resultados y selección del diseño paramétrico

final…………… ................................................................................................................. 343

8.

Conclusiones. .......................................................................................................... 346

9.

Recomendaciones. .................................................................................................. 351

10.

Futuros trabajos. .................................................................................................. 353

11.

Bibliografía. ........................................................................................................ 356

12.

Anexos. ............................................................................................................... 365

Índice de Figuras Figura 1. Concepto Urbano [3] . ...................................................................................... 35 Figura 2. Prototipo [3]. ..................................................................................................... 35 Figura 3. Chasis Escalera o Bitubular [21] ...................................................................... 42 Figura 4. Chasis Perimétrico [21]. ................................................................................... 43 Figura 5.Chasis Columna "X" [22]. ................................................................................. 43 Figura 6. Chasis Autoportante [24]. ................................................................................. 44 Figura 7. Chasis Monocasco [17]. ................................................................................... 44 Figura 8. Chasis Tubular o Multitubular [23]. ................................................................. 45 Figura 9. Chasis Cercha [17]. .......................................................................................... 45 Figura 10. Carrocería tipo Monovolumen [26]. ............................................................... 46 Figura 11. Carrocería tipo Dos Volúmenes [26]. ............................................................. 47 Figura 12. Carrocería tipo tres Volúmenes [26]. ............................................................. 47 Figura 13. Carga de prueba sobre la barra antivuelco [3]. ............................................... 50 Figura 14. Clasificación de Esfuerzos [32]. ..................................................................... 51 Figura 15. Dirección piñón cremallera [35]. ................................................................... 60 Figura 16. Dirección Akerman [40]. ................................................................................ 61 Figura 17. Parámetros Dirección Akerman [39]. ............................................................. 62 Figura 18. Transmisión por cadena y sus elementos [42]. ............................................... 64 Figura 19 Transmisión por correa [44]. ........................................................................... 64 Figura 20. freno de disco [46]. ......................................................................................... 71 Figura 21. Freno de disco de mordaza fija [47]. .............................................................. 71 Figura 22. Freno de disco de mordaza flotante [47]. ....................................................... 72 Figura 23. Rueda-Neumático. .......................................................................................... 74 Figura 24. Sistema de coordenadas según SAE [49]. ...................................................... 76 Figura 25. Centro de masa. .............................................................................................. 77 Figura 26. Centro de masa de un vehículo mediante CAD. ............................................. 77 Figura 27. Modelo de giro de una bicicleta [34]. ............................................................. 78 Figura 28. Fuerzas actuantes en curva en condición límite de vuelco. ............................ 82 Figura 29. Fuerzas sobre el vehículo (cuerpo rígido) en equilibrio transversal inestable.

....................................................................................................................................................... 83

Figura 30. Distribución estática de carga por eje. ............................................................ 91 Figura 31. Transferencia de carga longitudinal durante la frenada.................................. 93 Figura 32. Fundamentos dinámicos de la tracción vehicular. .......................................... 96 Figura 33. Dinámica de aceleración vehicular desde la acción del par motor en la rueda motriz ............................................................................................................................................ 96 Figura 34. Fuerzas y momentos aerodinámicos.[34]-[12]. ............................................ 105 Figura 35. Vientos relativos vistos desde el motor del vehículo en el camino [34]. ..... 106 Figura 36. Coeficientes de arrastre para varios cuerpos[56]. ......................................... 107 Figura 37. Ensamble general (validación de empaquetamiento). .................................. 109 Figura 38. Skeleton/chasis (arquitectura espacial). ........................................................ 110 Figura 39. Tabla de diseño (control del espacio paramétrico). ...................................... 111 Figura 40. Preprocesado, solución (procesamiento) y postproceso. .............................. 113 Figura 41. Tipo de malla tetraedro y hexaedro. ............................................................. 114 Figura 42. Convergencia de malla. ................................................................................ 115 Figura 43. Análisis dinámico a una velocidad determinada. ......................................... 116 Figura 44. Análisis de impacto ANSYS. ....................................................................... 117 Figura 45. Análisis aerodinámico ANSYS. ................................................................... 118 Figura 46. Montaje del motor Honda GX-35 [67]. ....................................................... 127 Figura 47. Motor Modificado Honda GX-35 ................................................................. 127 Figura 48. Motor Honda GX-35 modelado SolidWorks. .............................................. 128 Figura 49. Medidas Antropométricas del piloto. ........................................................... 146 Figura 50. Ensamble sistema de transmisión por correa. ............................................... 152 Figura 51. Disco de freno diámetro 160mm. ................................................................. 155 Figura 52. Mordaza 2 pistones. ...................................................................................... 155 Figura 53. Modelado Aro-Llanta-Disco de freno .......................................................... 156 Figura 54. Ensamble piloto-silla posición de carrera. .................................................... 161 Figura 55. Sección base 700×600 mm con travesaño central (croquis en planta y vista isométrica)................................................................................................................................... 161 Figura 56. Sección frontal. ............................................................................................. 162 Figura 57. Posicionamiento rueda motriz, transmisión y sistemas auxiliares ............... 163 Figura 58. Sección trasera, largueros, diagonales y travesaños de soporte. .................. 163

Figura 59.Marco de respaldo y barra antivuelco semicircular. ...................................... 164 Figura 60. Modelo 3D del Marco de respaldo y barra antivuelco semicircular. ............ 164 Figura 61. Sistema de tensión cadena KTM-250 [86]. .................................................. 165 Figura 62. Mecanismo de tensión de transmisión. ......................................................... 165 Figura 63. Soporte trasero del respaldo y sistema de tensión de transmisión. ............... 166 Figura 64. Croquis completo del chasis 3D. .................................................................. 166 Figura 65. Modelo1 virtual del chasis en tubería de sección transversa 30x30x2 mm. 167 Figura 66. Ensamble láminas de piso y espaldar en AL 6064-T6 al chasis ................... 168 Figura 67. Ensamble asiento piloto ................................................................................ 169 Figura 68. Ensamble rueda trasera- sistema de transmisión. ......................................... 170 Figura 69. Alineación rueda trasera-plano medio del chasis. ........................................ 170 Figura 70.Dados tensores y sistema tensión correa. ...................................................... 171 Figura 71.Platina guía tensor. ........................................................................................ 172 Figura 72.Ensamble completo sistema trasero ............................................................... 172 Figura 73. Soporte del sistema de freno trasero ............................................................. 173 Figura 74. Base motor y cauchos amortiguadores. ........................................................ 174 Figura 75. Ensamble motor–reductor coaxial PLE040 (acople). ................................... 175 Figura 76. Platina (soporte) del reductor y dimensiones principales. ............................ 175 Figura 77. Ensamble completo motor–reductor–transmisión–rueda ............................. 176 Figura 78. Tanque de combustible ................................................................................. 177 Figura 79. Sub-ensamble caja sistema eléctrico/electrónico. ........................................ 178 Figura 80. Ensamble tanque de combustible y caja eléctrica/electrónica al chasis. ...... 180 Figura 81. Esquema sistema de dirección Ackermann y radios de giro. ....................... 181 Figura 82. Sistema timón. .............................................................................................. 183 Figura 83. Sistema de dirección. .................................................................................... 184 Figura 84. Verificación del cumplimiento de la geometría Ackermann con giro hacia la derecha. ....................................................................................................................................... 185 Figura 85. Verificación del cumplimiento de la geometría Ackermann con giro hacia la izquierda. ..................................................................................................................................... 185 Figura 86. Ensamble final sistema de dirección. ........................................................... 186 Figura 87. Ensamble sistema pedales acelerador-freno ................................................. 187

Figura 88. Referencia resorte de compresión Lee Spring [88]. ..................................... 189 Figura 89. Ensamble del sistema de pedales de acelerador y freno. .............................. 190 Figura 90. Ensamble general del vehículo prototipo tipo Shell Eco-marathon. ............ 191 Figura 91. Sección transversal y asignación de variables de control. ............................ 194 Figura 92. Tabla de diseño para diferentes configuraciones de perfil. .......................... 195 Figura 93. Diferentes configuraciones de chasis para cada sección transversal. ........... 195 Figura 94. Diferentes configuraciones de chasis para cada sección transversal en ensamble.

..................................................................................................................................................... 196

Figura 95. Carrocería frontal inferior. ............................................................................ 197 Figura 96. Ranuras laterales y encaje tipo clip envolvente. ........................................... 198 Figura 97. Ensamble Carrocería frontal superior. .......................................................... 199 Figura 98. Ensamble tipo pestaña y carrocería frontal superior. ................................... 200 Figura 99. Carrocería central inferior. ........................................................................... 201 Figura 100. Encajes envolventes tipo clip sobre tubos diagonales-pestañas inferiores sobre el piso estructural y ranuras tipo cola de milano......................................................................... 201 Figura 101. Carrocería central superior. ........................................................................ 202 Figura 102.Ensamble Carrocería central superior con Carrocería central inferior. ....... 203 Figura 103. Carrocería trasera media ............................................................................. 204 Figura 104.Sistema de ensamble tipo clip y agujeros pasantes roscados. ..................... 204 Figura 105.Carrocería trasera superior........................................................................... 205 Figura 106. Sistema de sujeción por pernos. ................................................................. 206 Figura 107. Carrocería trasera inferior (cobertor de llanta). .......................................... 206 Figura 108. Vehículo tipo prototipo parametrizado para competir en la Shell Eco- Marathon. .................................................................................................................................... 208 Figura 109. Distancia del centro de gravedad (CG) al eje trasero (b), Altura del centro de gravedad sobre el suelo (h) ......................................................................................................... 214 Figura 110. Distancia del centro de gravedad (CG) al eje delantero (). .................. 214 Figura 111. Tabla de coeficiente de resistencia a la rodadura [34]. ............................... 218 Figura 112.Posprocesado ANSYS (CFX-Post/Fluid Flow): cálculo de fuerza de arrastre sobre las superficies del vehículo. .............................................................................................. 221 Figura 113. Dimensión del ancho de vía (b). ................................................................. 236

Figura 114. Cáliper seleccionado (Lewis BB2, 2×∅21mm). ......................................... 250 Figura 115.Modelo CAD del chasis tubular analizado para la evaluación estructural. . 251 Figura 116.Sistema de coordenadas de referencia definido sobre el chasis para posicionamiento de masas remotas. ............................................................................................ 254 Figura 117.Incorporación de cilindro auxiliar en el soporte de rueda para fijación de condiciones de frontera y extracción de reacciones. ................................................................... 255 Figura 118.Verificación de continuidad geométrica y eliminación de rebordes en uniones para evitar concentradores numéricos de esfuerzo. .................................................................... 255 Figura 119.Despiece del chasis en módulos y codificación de piezas para análisis y posprocesamiento por componente. ............................................................................................ 256 Figura 120. Inserción del módulo Geometry y Configuración del sistema Static Structural asociado a la geometría importada. ............................................................................................. 257 Figura 121. Definición de materiales en Engineering Data (Aluminio 6061-T6 y acero estructural). ................................................................................................................................. 258 Figura 122.Estructura general del modelo en ANSYS Mechanical (Geometry, Materials, Coordinate Systems, Connections, Mesh, Named Selections). .................................................. 258 Figura 123.Agrupación y etiquetado de cuerpos por módulo del chasis dentro del modelo.

..................................................................................................................................................... 259

Figura 124.Ejemplo de definición de masa remota del piloto y propiedades asociadas en ANSYS Mechanical. ................................................................................................................... 260 Figura 125.Ejemplo de conexiones entre partes del chasis. ........................................... 260 Figura 126.Inspección de la malla en regiones críticas previo al estudio de convergencia.

..................................................................................................................................................... 261

Figura 127. Definición de Named Selections para automatizar el posprocesamiento por pieza. ........................................................................................................................................... 262 Figura 128. Configuración del caso Peso propio (PP) ................................................... 262 Figura 129.Configuración del caso Peso propio + 70 kg: aplicación de carga concentrada en el arco antivuelco. .................................................................................................................. 263 Figura 130.Configuración del caso Frenado: aplicación de aceleración global longitudinal  = 6.0274ms2 en dirección -X ............................................................................................ 263

Figura 131.Configuración del caso Curva: aplicación de aceleración global lateral  = 6.0274ms2, en dirección -Z. ............................................................................................ 264 Figura 132.Configuración de combinaciones (SRSS) para los escenarios ´Peso propio + Frenado´. ..................................................................................................................................... 264 Figura 133.Configuración de combinaciones (SRSS) para los escenarios ´Peso propio + Curva´. ........................................................................................................................................ 265 Figura 134. Organización de escenarios de carga y combinaciones (peso propio, frenado, curva) en el árbol del proyecto.................................................................................................... 265 Figura 135. Configuración de restricciones y representaciones de apoyos (ruedas). .... 266 Figura 136.Solicitud de resultados y automatización por componente. ........................ 267 Figura 137. Configuración del caso combinado “Peso propio + Velocidad de frenado” (SRSS) en ANSYS Mechanical. ................................................................................................. 268 Figura 138.Distribución preliminar del esfuerzo equivalente (von Mises) en el chasis y localización del máximo en la platina de rotación derecha (PRD). ............................................ 269 Figura 139.Parametrización del tamaño de elemento (P1) y registro de salidas (P2 a P4) en ANSYS Workbench. ................................................................................................................... 271 Figura 140.Resumen de resultados del estudio: tamaño de malla, nodos, esfuerzo máximo y deformación máxima. .............................................................................................................. 272 Figura 141.Esfuerzo equivalente máximo (P3) en función del tamaño de malla. ......... 274 Figura 142.Deformación total máxima (P4) en función del tamaño de malla. .............. 274 Figura 143.Acceso al módulo “Report Preview” para la generación del reporte de resultados en ANSYS Mechanical. ............................................................................................. 277 Figura 144.Estructura del reporte por piezas y subensambles para consulta de resultados por componente. .......................................................................................................................... 277 Figura 145.Ejemplo de tabla de resultados en Report Preview para esfuerzo equivalente (von Mises) por componente. ..................................................................................................... 278 Figura 146.Estructura típica del archivo Excel exportado desde ANSYS (encabezados y resultados extremos). .................................................................................................................. 279 Figura 147.Ejemplo de tabulación consolidada de resultados para análisis comparativo (perfil–espesor–masa–pieza). ...................................................................................................... 279

Figura 148.Diagrama de flujo para depuración secuencial de perfiles según criterios estáticos y dinámicos operacionales. .......................................................................................... 280 Figura 149.Bloque 2 del diagrama (criterio

 − ≤ #

). ............................ 282

Figura 150.Estructura de la base de datos exportada en Excel (resultado por pieza / PP).

..................................................................................................................................................... 283

Figura 151.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” peso propio PP.

..................................................................................................................................................... 283

Figura 152.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis estático de peso propio (PP), en función del perfil, espesor y masa del piloto. .................................................... 284 Figura 153.Nomenclatura y segmentación del chasis para identificación de la pieza crítica.

..................................................................................................................................................... 285

Figura 154.Bloque de decisión del análisis estático para el caso peso propio + 70 kg en arco antivuelco (PP+70). ............................................................................................................. 286 Figura 155.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” bajo el caso PP+70.

..................................................................................................................................................... 287

Figura 156.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis estático PP+70 en función del perfil, espesor y masa del piloto.......................................................................... 287 Figura 157.Bloque de decisión y criterio de aceptación para dinámica operacional en frenado PP+Frenado. .................................................................................................................. 288 Figura 158.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” bajo el caso, PP+Frenado. ................................................................................................................................ 289 Figura 159.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis dinámica operacional en frenado. ............................................................................................................... 289 Figura 160.Bloque de decisión y criterio de aceptación para el análisis operacional en curva y selección del conjunto final de configuraciones. ........................................................... 290 Figura 161.Hoja de evaluación para curva: ejemplo con FS = 1.0 (criterio liberal) y masa del piloto de 50 kg; clasificación automática “cumple”. ............................................................ 291 Figura 162.Ejemplo de clasificación “cumple/no cumple” en curva con FS = 1.25 (masa del piloto de 50 kg): reducción del conjunto factible frente al caso FS = 1.0. ........................... 291

Figura 163.Ejemplo de clasificación “cumple/no cumple” en curva con FS = 1.50 (masa del piloto de 50 kg): depuración más estricta y disminución adicional de configuraciones viables.

..................................................................................................................................................... 291

Figura 164.Configuraciones óptimas del chasis por masa del piloto para el caso operacional en curva (FS = 1.25). ............................................................................................... 292 Figura 165.Configuraciones óptimas del chasis por masa del piloto para el caso operacional en curva (FS = 1.25). ............................................................................................... 293 Figura 166.Panel de análisis en Excel: gráfica dinámica del esfuerzo máximo por pieza con filtros (espesor y pieza) para el análisis operacional en curva. ............................................ 294 Figura 167. Aplicación de la fuerza equivalente $ = 51.936 kN, en dirección – X. ... 297 Figura 168. Intrusión frontal: deformación direccional en X para $ ≈51.936 kN (49.697mm). ................................................................................................................................ 297 Figura 169. Deformación total del chasis para $ ≈51.936 kN (58.673 mm). ............. 298 Figura 170. Intrusión frontal: deformación direccional en X para 73.627 mm. Pieza frontal del chasis. .................................................................................................................................... 298 Figura 171.Deformación total del chasis para para para $ ≈77.5 kN (87.981 mm). .. 299 Figura 172. Modelo final CAD del vehículo prototipo con carrocería y detalles externos.

..................................................................................................................................................... 301

Figura 173.Geometría simplificada de la carrocería utilizada para CFD (modelo cerrado y apto para mallado)....................................................................................................................... 303 Figura 174.Selección del sistema Fluid Flow (CFX) y creación de geometría en DesignModeler desde ANSYS Workbench. ............................................................................... 303 Figura 175.Importación de la geometría del vehículo en DesignModeler (estado inicial).

..................................................................................................................................................... 304

Figura 176.Geometría consolidada como un único sólido para el preprocesamiento CFD.

..................................................................................................................................................... 304

Figura 177.Definición del volumen de control mediante “Enclosure” y parámetros geométricos del dominio. ............................................................................................................ 305 Figura 178.Ubicación del piso del dominio en proximidad a las ruedas para representar el flujo por debajo del vehículo. ..................................................................................................... 306

Figura 179.Generación del dominio fluido mediante sustracción del volumen del vehículo (cavidad aerodinámica). .............................................................................................................. 306 Figura 180.Identificación de la cara de entrada del flujo (Inlet) en el volumen de control.

..................................................................................................................................................... 307

Figura 181.Identificación de la cara de salida del flujo (Outlet) en el volumen de control.

..................................................................................................................................................... 307

Figura 182. Definición de aberturas laterales y superiores como fronteras abiertas (Openings)................................................................................................................................... 308 Figura 183.Definición de paredes: superficie del vehículo (cavidad) y piso del dominio (Walls)......................................................................................................................................... 308 Figura 184. Asignación del sólido como “Fluid” .......................................................... 309 Figura 185.Vista general del mallado del dominio. ....................................................... 310 Figura 186.Corte/sección del mallado mostrando refinamiento alrededor del vehículo.

..................................................................................................................................................... 310

Figura 187.Sistema Fluid Flow (CFX) en ANSYS Workbench y acceso al módulo Setup.

..................................................................................................................................................... 311

Figura 188.Selección del tipo de análisis: régimen estacionario (Steady State) en CFX.

..................................................................................................................................................... 311

Figura 189.Definición del dominio fluido (Default Domain): aire a 25 °C y presión de referencia 1 atm........................................................................................................................... 312 Figura 190.Condición de frontera de entrada (Inlet): Velocidad normal de 25 km/h. ... 313 Figura 191.Condición de frontera de salida (Outlet): Presión estática relativa 0 Pa. .... 313 Figura 192.Condición de frontera tipo Opening en caras laterales/superior: presión relativa 0 Pa.............................................................................................................................................. 314 Figura 193.Condición de pared (Wall): superficies del vehículo y piso con opción No Slip Wall. ............................................................................................................................................ 315 Figura 194.Vista general del dominio con fronteras definidas y orientación del flujo. . 315 Figura 195.Selección del módulo Solution en Workbench............................................ 316 Figura 196.Historia de residuales/monitor de convergencia y reporte de finalización del solver CFX. ................................................................................................................................. 317 Figura 197.Presión estática (Vista global del dominio de la presión estática). ............. 320

Figura 198.Presión estática (Vista local de la carrocería y ruedas frontales). ............... 322 Figura 199.Contorno de presión total en plano longitudinal XZY + líneas de corriente323 Figura 200. Campo de velocidad longitudinal (vista frontal). ....................................... 328 Figura 201. Contorno de velocidad longitudinal y líneas de corriente en el plano longitudinal (vista lateral). .......................................................................................................... 329 Figura 202.Campo de velocidad longitudinal (vista trasera). ........................................ 333 Figura 203.Cálculo de fuerza aerodinámica longitudinal mediante “Function Calculator” (ANSYS CFX–Post). .................................................................................................................. 334 Figura 204. Vista frontal del vehículo utilizada como referencia para el área frontal *.

..................................................................................................................................................... 335

Figura 205. Croquis de la silueta frontal del vehículo sobre el plano de referencia. ..... 335 Figura 206. Propiedades físicas del sólido extruido: área frontal equivalente *. ........ 336 Figura 207. Metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un automóvil tipo prototipo ............................................................................................................. 345 Figura 208.Factor de servicio [83]. ................................................................................ 378 Figura 209. Selección del paso para las correas PowerGrip GT HTD PowerGrip ® [83].

..................................................................................................................................................... 379

Figura 210. Neugart PLE– par nominal de salida +2 en función de la relación de transmisión. ................................................................................................................................. 381 Figura 211. Neugart PLE040–dimensiones principales geométricas (datos dimensionales del catálogo). ............................................................................................................................... 382 Figura 212. Tabal de selección de transmisión [83]. ..................................................... 383 Figura 213.Dimensiones de las poleas [83]. .................................................................. 384 Figura 214. Diámetros exteriores mínimos recomendados de las poleas dentadas para motores eléctricos de propósito general [81]. ............................................................................. 385 Figura 215. Factor de corrección [81]. ........................................................................... 386 Figura 216. Potencia nominal de la correa [81]. ............................................................ 387

Índice de Tablas Tabla 1. Clasificación de los tipos de chasis y sus principales características estructurales.

....................................................................................................................................................... 42

Tabla 2.Factores De Seguridad Recomendados. .............................................................. 58 Tabla 3. Comparación de mini motores 4T. .................................................................... 66 Tabla 4. Nomenclatura de la distribución de la fuerza de frenado (DIN 74000). ............ 68 Tabla 5. Valores aproximados del Factor de Seguridad Estático (SSF). ......................... 84 Tabla 6. Valores de coeficiente de fricción entre neumáticos y carretera........................ 85 Tabla 7. Fuerzas y momentos aerodinámicos. ............................................................... 105 Tabla 8. Requisitos de seguridad del conductor y habitáculo ........................................ 120 Tabla 9.Requisitos de aislamiento entre compartimento energético y conductor. ......... 121 Tabla 10.Restricciones dimensionales y de masa del vehículo. ..................................... 122 Tabla 11.Requisitos de sistemas asociados que condicionan el diseño del vehículo. .... 123 Tabla 12. Especificaciones técnicas después de la modificación. ................................. 126 Tabla 13. Tipos de chasis usados en la competencia Shell Eco-Marathon. ................... 129 Tabla 14. Dimensiones seleccionadas para parametrización del chasis......................... 134 Tabla 15. Tabla de Medidas Antropométricas de Referencia. ....................................... 145 Tabla 16. Resumen de especificaciones del conjunto de transmisión seleccionado (correa síncrona, poleas y reductor planetario coaxial de una etapa). ..................................................... 151 Tabla 17. Variables paramétricas controladas................................................................ 192 Tabla 18.Parámetros geométricos y de operación empleados en los cálculos de dinámica vehicular. ..................................................................................................................................... 210 Tabla 19.Desglose de masas del vehículo (sin chasis ni piloto) a partir del modelo CAD.

..................................................................................................................................................... 211

Tabla 20. Masa total del vehículo en función del perfil del chasis y la masa del piloto. 212 Tabla 21. Distribución estática de cargas para masa del piloto de 50 kg. ...................... 215 Tabla 22.Distribución estática de cargas para masa del piloto de 100 kg. ..................... 215 Tabla 23.Aceleración longitudinal del vehículo para masa del piloto de 50 kg. ........... 217 Tabla 24. Aceleración longitudinal del vehículo para masa del piloto de 100 kg. ........ 217 Tabla 25. Fuerza de rodadura para masa del piloto de 50 kg. ........................................ 219 Tabla 26. Fuerza de rodadura para masa del piloto de 100 kg. ...................................... 219

Tabla 27. Fuerza total requerida para masa del piloto de 50 kg..................................... 222 Tabla 28. Fuerza total requerida para masa del piloto de 100 kg................................... 222 Tabla 29.Transferencia de carga al eje trasero – masa del piloto 50 kg. ....................... 225 Tabla 30. Transferencia de carga al eje trasero – masa del piloto 100 kg. .................... 226 Tabla 31. Calculo fuerza tracción máxima – masa del piloto 50 kg .............................. 227 Tabla 32. Calculo fuerza tracción máxima – masa del piloto 100 kg ............................ 228 Tabla 33. Transferencia de carga al eje delantero – masa del piloto 50 kg. .................. 229 Tabla 34. Transferencia de carga al eje delantero – masa del piloto 100 kg. ................ 229 Tabla 35. Cálculo de la Fuerza centrípeta – masa del piloto 50 kg ............................... 232 Tabla 36. Cálculo de la Fuerza centrípeta – masa del piloto 100 kg. ............................ 233 Tabla 37. Fuerza de frenado total y reparto por eje/rueda — piloto 50 kg. ................... 239 Tabla 38. Fuerza de frenado total y reparto por eje/rueda — piloto 100 kg .................. 240 Tabla 39. Reacciones normales dinámicas por eje en frenado - piloto 50 kg ................ 242 Tabla 40. Reacciones normales dinámicas por eje en frenado - piloto 100 kg. ............. 242 Tabla 41. Par de frenado requerido por eje — piloto 50 kg. .......................................... 245 Tabla 42. Par de frenado requerido por eje — piloto 100 kg. ........................................ 245 Tabla 43. $, requerido por rueda— piloto 50 kg. ......................................................... 247 Tabla 44. $, requerido por rueda— piloto 100 kg. ....................................................... 247 Tabla 45. Opciones de cálipers por diámetro de pistón. ................................................ 249 Tabla 46. Matriz de configuraciones estructurales (perfil–espesor) y escenarios de masa de piloto evaluados. .................................................................................................................... 252 Tabla 47.Resultados del barrido de malla y métricas de convergencia (variación porcentual y error relativo). .......................................................................................................................... 274 Tabla 48. Ficha Técnica Preliminar del Prototipo – Categoría Prototype. .................... 365 Tabla 50. Modificaciones implementadas en el motor Honda GX-35 para uso en Shell Eco- Marathon (UTP). ......................................................................................................................... 367 Tabla 51.Tipo de chasis y metodología para definir la geometría usadas en la competencia SEM. ........................................................................................................................................... 368 Tabla 52. Criterios. métodos y tipo de material usados en diseño de chasis para la competencia SEM. ...................................................................................................................... 370 Tabla 53. Análisis comparativo de la sección transversal del material. ......................... 373

Tabla 54. Resumen diseño conceptual del vehículo prototipo Shell Eco-Marathon. .... 376

1. Introducción.

1.1. Contextualización del problema.

El diseño del chasis y la carrocería tienen un papel determinante en el desempeño global del vehículo, ya que incide directamente en su peso total, en la resistencia aerodinámica al avance y, por ende, en su eficiencia energética y consumo de potencia. Sin embargo, el proceso de diseño de un chasis es complejo y necesita realizar múltiples etapas de modelado, análisis y validación cada vez que se cambian los parámetros de entrada, tales como el peso del piloto o alguna distribución de carga. Frente a esta problemática, surge la pregunta si es posible parametrizar el diseño del chasis y carrocería de un vehículo tipo prototipo, de forma tal que, al modificar algunos valores de entrada (como la capacidad de carga), se pueda obtener de forma automática una configuración optimizada, sin necesidad de repetir por completo el proceso de diseño.

1.2. Justificación.

En vehículos prototipo de alta eficiencia, el desempeño global depende en gran medida del peso estructural y de la resistencia aerodinámica al avance, variables que condicionan la potencia requerida y, por tanto, la viabilidad del desempeño en competencia. En este sentido, la Shell Eco-Marathon se ha consolidado como un escenario de innovación y experimentación de diseños de vehículos livianos que maximiza la eficiencia energética. Varios estudios y proyectos se han generado dentro del marco de esta competencia, que han abordado el diseño del chasis desde un punto de vista tradicional, centrados en el modelado CAD y el análisis estructural estático, sin una vinculación directa con herramientas de diseño paramétrico. Esta limitación evidencia un problema en términos de flexibilidad y eficiencia, debido a que obliga a repetir gran parte del proceso de diseño cada vez que se realiza un cambio

en las condiciones iniciales tales como el peso del piloto o el tipo de carga aplicada. Además, la combinación entre el chasis y la carrocería suelen diseñarse de forma independiente, lo que dificulta el manejo conjunto de los parámetros estructurales y aerodinámicos del vehículo. A partir del análisis de los aspectos anteriores, este proyecto propone la generación de un modelo de diseño paramétrico que permita adaptar de manera dinámica la geometría del chasis a diferentes escenarios de carga, y al mismo tiempo, la integración con su carrocería. Esta herramienta no solo busca mejorar la eficiencia del proceso de diseño en entornos académicos o de competencia, sino también, en desarrollar una metodología replicable para que pueda ser usada en proyectos reales de movilidad sostenible, en entornos donde los recursos son limitados y se necesita una toma de decisiones ágil, fundamentada y validada mediante simulaciones computacionales.

Además, el presente proyecto se justifica por su aporte a soluciones prácticas en el diseño estructural de un vehículo prototipo, al optimizar el tiempo, los recursos humanos y computacionales, y fortalecer la formación de ingeniero mediante la aplicación de herramientas avanzadas de CAD, CAE y diseño paramétrico en un contexto de alto impacto tecnológico y ambiental.

1.3. Objetivos.

1.3.1. Objetivo General.

Realizar el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un vehículo tipo prototipo para la competencia Shell Eco-Marathon.

1.3.2. Objetivos específicos.

1. Desarrollar un prototipo virtual paramétrico del chasis de un automóvil tipo prototipo

para la competencia Shell Eco-Marathon mediante el uso de herramientas CAD.

2. Realizar análisis estáticos y dinámicos al diseño del chasis del automóvil, mediante

uso de herramientas CAE.

3. Diseñar un prototipo virtual paramétrico de la carrocería del automóvil mediante el

uso de herramientas CAD.

4. Evaluar aerodinámicamente la carrocería del automóvil, con metodología de software

CAE.

5. Establecer una metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de

un automóvil tipo prototipo.

1.4. Contribución del trabajo.

Una de las principales contribuciones de este proyecto radica en el desarrollo de una metodología integral para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un vehículo tipo prototipo para la competencia Shell Eco-Marathon, por medio del uso combinado de herramientas CAD y CAE. Dicha metodología permite realizar diseños óptimos en función de variables como la capacidad de carga (masa del piloto), sin necesidad de realizar todo el proceso de modelado y análisis. Como resultado, se obtiene un prototipo virtual que puede ser modificado de forma rápida y precisa, lo cual representa una innovación tanto en el enfoque de diseño como en la eficiencia del proceso. Este proyecto puede ser replicado en futuros proyectos estudiantiles o incluso en investigaciones industriales enfocadas en movilidad sostenible. 1.5. Organización del documento.

El presente documento se estructura de la siguiente manera:

 Capítulo 1. Introducción: Este capítulo presenta la contextualización del problema de investigación, los antecedentes y motivaciones que dieron origen al

proyecto, se formulan los objetivos generales y específicos, la justificación del trabajo, sus contribuciones académicas y la organización del documento.  Capítulo 2. Marco Teórico: En este capítulo se presenta la revisión bibliográfica y conceptual que sustenta el desarrollo del proyecto. Se abordan los fundamentos teóricos del diseño de chasis y carrocerías, se describen los diferentes tipos de estructuras utilizadas en vehículos prototipo, así como los esfuerzos y factores de diseño relevantes, se analizan los conceptos asociados a dinámica vehicular, aerodinámica, y el análisis estructural mediante herramientas CAD y CAE. El capítulo también incluye una descripción de los principales subsistemas del vehículo (dirección, frenos, transmisión, motor) y la reglamentación técnica de la competencia Shell Eco-marathon.  Capítulo 3. Desarrollo y Metodología Aplicada: En este capítulo se describe el procedimiento seguido para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería del prototipo. Se presentan los análisis normativos, la caracterización del motor y subsistemas mecánicos. Así mismo se expone el modelado CAD del chasis, la integración de componentes, la parametrización geométrica y estructural, y el modelado modular de la carrocería dependiente de las dimensiones del chasis.  Capítulo 4. Cálculos y fundamentos de dinámica vehicular: En este capítulo se presenta el desarrollo teórico y cálculos empleados para la caracterización dinámica del prototipo. Se incluyen los análisis de aceleración, frenado y comportamiento en curva, así como los criterios de vuelco cuasiestático, deslizamiento lateral y transferencia de cargas. Finalmente, se analiza la selección del sistema de frenos.

 Capítulo 5. Análisis estructural del chasis: En este capítulo se presentan los procedimientos de simulación estructural realizados en la plataforma ANSYS Workbench. Se describe la preparación del modelo para CAE, el análisis estático, el análisis dinámico y el análisis de deformación por impacto.  Capítulo 6. Evaluación aerodinámica: En este capítulo se describe la metodología de simulación CFD aplicada a la carrocería del prototipo.  Capítulo 7. Metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un automóvil tipo prototipo: En este capítulo se integran los resultados de los capítulos anteriores y se plantea la metodología de diseño paramétrico aplicable a futuros desarrollos  Capítulo 8. Conclusiones: En este capítulo se presentan las conclusiones derivadas del desarrollo del proyecto, las cuales sintetizan los hallazgos más relevantes obtenidos a lo largo de las diferentes etapas de diseño, simulación y validación. Se destacan los aportes técnicos, metodológicos y académicos del trabajo, así como su impacto en la optimización de procesos de diseño paramétricos aplicados a vehículos prototipo.

 Capítulo 9. Recomendaciones: En este capítulo se presentan las sugerencias y lineamientos orientados a la mejora del modelo de diseño paramétrico desarrollado y se propone ajustes en la metodología.  Capítulo 10. Trabajos futuros: En este capítulo se proponen futuras investigaciones basadas en evidencias de este proyecto.

2. Marco Teórico.

En este capítulo se presenta una descripción general de la competencia Shell Eco- Marathon. Se realiza una revisión bibliográfica de diversos estudios relacionados con el diseño de vehículos y sus chasis desarrollados específicamente para esta competencia. Finalmente se citan las teorías fundamentales que sustentan el desarrollo del presente proyecto. 2.1. Shell Eco-Marathon.

La Shell Eco-Marathon, es una competencia mundial, donde se evalúa la eficiencia energética de un vehículo, los participantes diseñan y construyen vehículos automotores para recorrer la mayor distancia posible con un mínimo de combustible. Esta competencia tiene un gran aporte educativo, ya que es una excelente oportunidad para que los estudiantes de universidades, escuelas técnicas entre otros, desarrollen sus habilidades de ingeniería, adquieran conocimientos y generen una mentalidad de innovación, además el programa también promueve la responsabilidad ambiental y el uso de tecnologías limpias, lo que contribuye a educar a los estudiantes sobre el impacto que tienen sus decisiones en el medio ambiente [2]. Esta competición es un evento anual que se realiza en Europa, América y Asia, el cual da como ganador al equipo cuyo vehículo logre una mayor distancia recorrida con un consumo mínimo de energía. Existen dos categorías en la competencia, según el tipo de vehículo: Concepto Urbano (UrbanConcept) Figura 1 y Prototipo (Prototype) Figura 2. La diferencia principal son sus diseños: El concepto Urbano esta soportado por 4 ruedas, tiene silla de conductor y pasajero, se asemeja a los vehículos convencionales, mientras que el vehículo Prototipo es un diseño más estilizado, el cual se enfoca en la reducción de la resistencia al recorrido y maximización de la eficiencia energética. Cada una de estas dos categorías se subdivide según el tipo de energía utilizada, diferenciando entre vehículos de combustión

interna (MCI) y vehículos eléctricos; los vehículos de combustión interna pueden usar como combustible: gasolina, diésel, etanol, gas licuado de petróleo y gas natural, los vehículos con motor eléctrico pueden usar baterías de ión-litio y celdas de hidrogeno [2].

Figura 1. Concepto Urbano [3] .

Figura 2. Prototipo [3].

2.2. Estado del arte.

En torno, a la necesidad de diseñar un chasis y una carrocería para participar en la competencia Shell Eco-Marathon, se han desarrollado numerosos proyectos con el objetivo de diseñar un automóvil capaz de recorrer una larga distancia con un consumo mínimo de energía, entre estos proyectos se encuentran: diseños, optimizaciones, simulaciones de chasis y carrocerías.

Dentro de los proyectos relacionados con la construcción de chasis y carrocerías para prototipos de competencia, se han empleado diversas metodologías [4]-[5]. Minga Pauta [6], por ejemplo realiza el diseño y la construcción de un chasis para el prototipo de competencia Shell Eco- Marathon, el cual plantea la selección de la estructura del chasis por medio de la técnica de benchmarking, la cual tiene como propósito imitar o considerar varias ideas de equipos que obtuvieron un buen desempeño durante la competencia y por medio de matrices de decisión selecciona la más conveniente; también realiza un análisis de las cargas dinámicas y estáticas a las cuales estará sometido el chasis, para ser utilizadas en la caracterización del modelo en el análisis computacional. En la realización del diseño, el autor considera varios aspectos importantes, tales como: el peso, la posición del piloto, la visibilidad, el ancho de vía, la altura del vehículo respecto al suelo y la rigidez estructural. Para realizar el diseño del chasis emplea tres fases de diseño, diseño conceptual, preliminar y detallado. El resultado del proyecto, fue un chasis construido con tubo estructural perfil cuadrado de 1” en aluminio 6005 T-6. Usando simulaciones con herramientas CAE, se determinaron los esfuerzos generados en el chasis los cuales se encontraron por debajo del criterio de falla. Por su parte, Espinoza y Román [4], plantean la optimización topológica de un chasis tubular para un vehículo eléctrico biplaza; para realizar dicha optimización usan una metodología de 9 fases: modelado de la geometría inicial, condiciones de contorno, creación de elementos finitos, selección de material, casos de carga, aplicación de técnicas de optimización, post – procesado, modelado del chasis tubular y validación de propuesta de diseño mediante elementos finitos. En la creación de las superficies utilizan el software de diseño Autodesk- Inventor realizando bocetos en 2D y modelo 3D, sobre la geometría inicial. Realizan un estudio de cargas a flexión, torsión, aceleración y frenado, a las que va a estar sometido el vehículo y,

aplicando estas restricciones, realizan la optimización topológica mediante el software Hypermesh™. Por último, hacen una validación de propuesta de diseño mediante elementos finitos.

En el artículo presentado por Owei et al.[7], presentan los procedimientos de diseño, modelado y fabricación del chasis de un automóvil prototipo, cuyo propósito fue el de desarrollar un chasis rígido, de alta resistencia, peso reducido y energéticamente eficiente. En este trabajo se demuestra cómo la aleación de aluminio podría usarse para construir chasis no integrados para esta clase de vehículos a través de un modelo de cálculo de carga-esfuerzo. Además, presentan un método de análisis de elementos finitos (FEA) que logra el mismo resultado que el cálculo analítico. Los resultados obtenidos evidencian que el análisis por elementos finitos (FEA) presenta una alta concordancia con el modelo de diseño analítico, lo cual permitió reducir significativamente el tiempo empleado en la fase de diseño conceptual. Además, durante la primera prueba de funcionamiento del vehículo, se registró una eficiencia energética de aproximadamente 250 km por litro de gasolina.

En el campo del diseño de carrocerías, Gamboa [8], propone tres diferentes alternativas de la carrocería para un vehículo tipo prototipo haciendo uso de herramientas CAD, ajustadas a las especificaciones establecidas en el reglamento de la competición. Cada modelo fue sometido a análisis estáticos por el método de elementos finitos haciendo uso de herramientas CAE, con el propósito de validar el uso de la fibra de vidrio para una futura fabricación de la carrocería. Así mismo, realiza una simulación del comportamiento aerodinámico (CFD) de las propuestas, obteniendo los coeficientes aerodinámicos de arrastre (Cd) y de sustentación (Cl), que serían claves para la definición de un único prototipo. Por último, selecciona un único modelo basado en criterios de masa y coeficientes aerodinámicos.

En el área del diseño y evaluaciones estructurales de vehículos tipo prototipo para la competencia Shell Eco-Marathon, se destaca el trabajo de Fabrizio Carrión Luya [9], en el cual se realizó una evaluación estructural integral de un chasis mediante simulaciones estáticas y dinámicas. El estudio parte de una geometría predefinida y analizo 39 secciones transversales de perfiles tubulares de aluminio 6061-T6. En los análisis estáticos se consideraron escenarios de carga asociados al frenado, las curvas y la prueba de la jaula antivuelco, utilizando como criterio de aceptación el cumplimiento del esfuerzo permisible de 95 MPa. Posteriormente, en la etapa dinámica, se realizaron simulaciones de impacto frontal y análisis modal, considerando como restricciones principales la protección del piloto frente a deformaciones intrusivas y aceleraciones superiores a 8G, así como la separación de las frecuencias naturales respecto a las de operación del motor.

Dentro de la misma área del diseño estructural de vehículos ligeros de competencia, se encuentra el trabajo de Moreta Pacha y Patache Avilés [10], cuyo objetivo fue el diseño asistido por computadora (CAD) y la verificación estructural mediante simulaciones por elementos finitos (CAE), con el fin de construir un chasis optimizado en términos de masa y desempeño mecánico. El proceso de diseño inicio con un análisis antropométrico para dimensionar el habitáculo del piloto a partir de datos estadísticos, posteriormente, se realizó la selección del perfil estructural más adecuado. En cuanto al material, se compararon diferentes alternativas mediante matrices de decisión y simulaciones, seleccionando finalmente aluminio 6063-T5, por su peso reducido (65 % más liviano que el acero estructural) y su respuesta favorable en pruebas reales. Los resultados obtenidos confirmaron deformaciones dentro de los límites aceptables y una alta fiabilidad estructural. Se concluyó que, en condiciones especiales, podrían introducirse refuerzos en fibra de carbono o incrementarse localmente el espesor de los perfiles.

Haciendo un poco al lado la competencia Shelll Eco-Marathon, se encuentra el trabajo realizado por Molina Vallejo y Valencia Pazos [11], los cuales realizan el diseño de un chasis biplaza en el marco de la Carrera Solar Atacama 2020, utilizando herramientas CAD y CAE. El proceso incluyó análisis estructural en ANSYS para determinar esfuerzos críticos y seleccionar diferentes perfiles tubulares de acero AISI 1008 con diámetros de 25.4 mm y 31.75 mm, y un espesor de 2 mm. Aunque el factor de seguridad obtenido fue de 0.83, el diseño resultó funcional para las pruebas de validación urbana. El proceso de diseño inició con un análisis computacional de cargas sobre el modelo CAD, que permitió identificar zonas críticas de esfuerzo y optimizar la geometría antes de su fabricación. A diferencia de otros trabajos centrados exclusivamente en el diseño estructural, este estudio articula simultáneamente el análisis mecánico del chasis con la selección y validación de componentes eléctricos y de suspensión, ofreciendo un modelo práctico para aplicaciones urbanas sostenibles. En el ámbito del diseño de vehículos para la competencia Shell Eco-Marathon el trabajo de Grandes Analuisa y Totoy Montero [12], se enfocó en la creación de un prototipo altamente eficiente tanto en términos energéticos como estructurales, empleando herramientas avanzadas de modelado y simulación por elementos finitos. Desde su fase inicial, la propuesta incorporó el análisis comparativo de soluciones aplicadas por equipos de años anteriores, lo que permitió fundamentar decisiones técnicas mediante matrices de evaluación. En particular, se realizó una selección exhaustiva del material para el bastidor, eligiéndose finalmente una solución compuesta por aluminio 6063-T5 recubierto con fibra de carbono bidireccional 3k, que ofreció un factor de seguridad superior a 3 en los análisis estructurales. El diseño del chasis fue sometido a validaciones computacionales que demostraron deformaciones mínimas y una excelente respuesta estructural ante cargas representativas. La carrocería, también fabricada en

fibra de carbono, fue optimizada desde el punto de vista aerodinámico utilizando software CAE, y se construyó mediante moldes negativos en madera y yeso. Este enfoque permitió obtener una geometría eficiente en términos de reducción de resistencia al avance, sin generar zonas de presión crítica a diferentes velocidades del viento. Este trabajo se distingue por su enfoque integral, donde el diseño estructural del chasis, la eficiencia aerodinámica y el desempeño del sistema de propulsión fueron tratados de manera coordinada para cumplir con las exigencias técnicas y normativas de la Shell Eco-Marathon.

No solo se encuentran trabajos dedicados al diseño en su forma geométrica y dimensional de las carrocerías, también existen investigaciones donde se enfocan en diferentes tipos de materiales aplicados a la misma, como el trabajo de Tiew et al [13], en el cual proponen y analizan un material económico para la fabricación de la carrocería de un vehículo tipo prototipo para la competencia Shell Eco-Marathon; este material es un compuesto de fibra de lino que se introduce como parte del conjunto de materiales propuesto, debido a sus ventajas ambientales y económicas. El prototipo de automóvil completamente ensamblado lo analizan con el material propuesto usando ANSYS Workbench; a partir de los análisis de deformación y tensión de Von Mises, concluyen que el conjunto de materiales propuesto es seguro para ser utilizado en estos diseños y destacan que es una opción de material alternativo para vehículos que viajan a velocidades bajas.

2.3. Conceptos Fundamentales.

2.3.1. Fundamentos estructurales aplicados al diseño de chasis.

2.3.1.1.

Chasis.

El chasis de un vehículo se define como la estructura primaria de soporte, representando la columna vertebral del automóvil [14]. Su función principal es ensamblar los diversos

componentes que lleva el vehículo, tales como el sistema de frenos, la transmisión, la suspensión, el motor y la carrocería, entre otros [15]-[16]. Se trata de un conjunto de elementos interconectados de tal manera que conforman una estructura intraslacional, es decir, una estructura completamente rígida o conceptualmente considerada rígida [17]. Como enfatizan “S. Mahadeokar and A. Choudhary” [18] , el chasis es el componente estructural de mayor trascendencia en cualquier vehículo automotor. Su responsabilidad no solo abarca el soporte del peso de los elementos principales como el tren motriz, la dirección, la suspensión y la carrocería, sino que también se extiende a la tarea de resistir sobrecargas de uso [18]. Esto significa que debe absorber las cargas dinámicas generadas por el funcionamiento de los componentes que aloja, y de manera crítica, enfrentar las fuerzas dinámicas generadas por el movimiento propio del vehículo [19]. Entre las fuerzas que soporta el chasis, se encuentran el peso de los componentes y el de los ocupantes del vehículo, factores que pueden resultar en deformaciones debido a la flexión, junto con las fuerzas horizontales derivadas a las irregularidades del camino. A estas, se añaden las fuerzas de torsión ascendente inducidas por impactos en la carretera, generando efecto de torsión. Dichas fuerzas dinámicas tienen el potencial de generar tensiones que podrían llevar al fallo de los elementos. Por esta razón, en términos generales, el chasis debe tener como características esenciales: Resistencia a la flexión, capacidad de carga, resistencia a la torsión e indeformable [15]. El proceso de diseño de un vehículo implica lograr un equilibrio entre el rendimiento y la seguridad [20]. Para obtener un diseño de chasis óptimo con un rendimiento excepcional, es esencial considerar características como la economía operativa, la durabilidad, la resistencia, un centro de gravedad bajo, la estabilidad. Cumplir con estos criterios demanda una dedicación sustancial en tiempo y recursos para el diseño, análisis y selección de materiales para el chasis del vehículo. En este

sentido, el diseño de la estructura del chasis debe apuntar a la ligereza para lograr una eficiencia destacada en el consumo de combustible.

2.3.1.2.

Clasificación de los chasis.

A partir de la revisión de la literatura en diseño de vehículos, es posible identificar diversos tipos de chasis que se diferencian por su configuración geométrica, función estructural y grado de integración con la carrocería. Cada tipología presenta ventajas y limitaciones en términos de rigidez, peso, complejidad de fabricación, costos y nivel de seguridad ofrecido al ocupante.

En la Tabla 1, se presenta una síntesis de los principales tipos de chasis empleados en la industria automotriz y en vehículos de competencia. Para cada uno de ellos se resume su definición y características estructurales más relevantes, su ámbito de aplicación típico y una imagen referencial que permite apreciar de manera visual la configuración general de la estructura Tabla 1. Clasificación de los tipos de chasis y sus principales características estructurales. Tipo de chasis.

Características principales.

Uso.

Figura.

Chasis Escalera o bitubo Bastidor formado por dos largueros longitudinales en perfil en “U” unidos por travesaños y/o diagonales. Estructura simple, muy resistente, de larga vida útil, con fácil acceso a los componentes y buen comportamiento frente a impactos [21].

Camiones, furgonetas, autobuses y vehículos todoterreno donde se prioriza la robustez y la rigidez estructural.

Figura 3. Chasis Escalera o Bitubular [21]

Tipo de chasis.

Características principales. Uso.

Figura.

Chasis perimétrico Largueros ubicados en el perímetro del vehículo, aumentando la resistencia y la seguridad en colisiones laterales. Diseño escalonado que protege ruedas delanteras y traseras; travesaños traseros que absorben fuerzas de impacto y larguero cercano al piso que reduce deformación por aplastamiento [21].

Vehículos donde se busca buena protección frontal y lateral, típicamente turismos y vehículos ligeros.

Figura 4. Chasis Perimétrico [21].

Chasis de columna en (X) Bastidor con geometría en “X” que se estrecha en el centro, proporcionando elevada rigidez torsional. Incluye un travesaño delantero robusto para anclar la suspensión frontal y una viga longitudinal central (sección cuadrada o redonda) de espesor considerable, con alojamientos en los extremos para otros componentes [21].

Principalmente en automóviles de competición, donde se requiere alta rigidez con buena respuesta dinámica. Figura 5.Chasis Columna "X" [22].

Tipo de chasis.

Características principales. Uso.

Figura.

Chasis autoportante Carrocería y chasis forman una sola pieza; la carrocería se soporta a sí misma como elemento estructural. Ligero, apto para producción altamente automatizada, con zonas de deformación programada para absorber energía en impactos, preservando el compartimiento de pasajeros. Reparación compleja y costosa al ser una sola entidad estructural [22].

Automóviles compactos de uso urbano producidos en grandes series.

Figura 6. Chasis Autoportante [24].

Chasis monocasco Estructura en la que el bastidor soporta todo el peso del vehículo y al mismo tiempo actúa como carrocería; todo está integrado en una única estructura. Logra buen compromiso entre bajo peso y elevada resistencia estructural, mejorando el rendimiento global del vehículo; presenta altos costos y complejidad de fabricación [17]. Muy utilizado en vehículos deportivos y de alto desempeño, donde se priorizan rigidez, ligereza y prestaciones dinámicas.

Figura 7. Chasis Monocasco [17].

Chasis tubular o multitubular Estructura tridimensional formada por tubos huecos (generalmente circulares o cuadrados) dispuestos en configuración triangular espacial, lo que les proporciona gran robustez y Predominante en vehículos de competición y prototipos donde se busca máxima rigidez con

Tipo de chasis.

Características principales. Uso.

Figura.

rigidez frente a diferentes tipos de carga. Difícil de automatizar y poco práctico para producción masiva; excelente relación resistencia-peso, pero con proceso de fabricación complejo [25].

bajo peso y producción en volúmenes reducidos.

Figura 8. Chasis Tubular o Multitubular [23].

Chasis cercha Estructura articulada compuesta por elementos lineales que se unen en nudos, diseñada para transmitir las cargas principalmente por esfuerzos axiales. Los elementos son de pequeño espesor y se combinan en sub-chasis tipo cercha, aprovechando la eficiencia de las vigas de celosía para lograr buena rigidez con poco material [17]. Muy utilizado en chasis multitubulares de prototipos para la Shell Eco-Marathon y proyectos académicos, por su buena relación rigidez-peso, facilidad de adaptación geométrica y costos moderados frente a soluciones tipo monocasco.

Figura 9. Chasis Cercha [17].

2.3.2. Carrocería

Se define a carrocería como aquella parte de los vehículos que, normalmente va sujeta y fija al chasis, recubriendo el motor y demás elementos, y en cuyo interior se ubican los pasajeros y demás carga [24].

2.3.2.1.

Tipos de Carrocerías.

2.3.2.1.1.

Monovolumen.

Se considera una carrocería de tipo monovolumen cuando se considera un solo cuerpo, es decir no hay cambios bruscos de sección para el espacio que ocupa el motor, el habitáculo y el maletero, normalmente tiene 5 puertas o más plazas [25], como se observa en la Figura 10.

Figura 10. Carrocería tipo Monovolumen [26].

2.3.2.1.2.

Dos volúmenes.

En esta configuración, el compartimento del motor está claramente separado del habitáculo como se ve en la Figura 11. Sin embargo, el área destinada al maletero y la cabina de pasajeros están interconectadas, permitiendo el acceso entre ambas desde el interior del vehículo. A esta disposición también se le conoce como “dos volúmenes y medio” cuando el maletero presenta una ligera prolongación hacia la parte trasera del vehículo, diferenciándose visualmente del resto de la carrocería [26].

Figura 11. Carrocería tipo Dos Volúmenes [26].

2.3.2.1.3.

Tres Volúmenes.

En este tipo de carrocería existe una clara separación entre el compartimento del motor y el habitáculo. Los dos volúmenes, el maletero y el habitáculo están comunicados y se puede acceder del maletero al habitáculo y viceversa, conformando tres volúmenes claramente diferenciados [27] (Ver Figura 12).

Figura 12. Carrocería tipo tres Volúmenes [26].

2.3.3. Cargas Actuantes en el chasis.

El diseño estructural de un chasis debe contemplar un conjunto de condiciones de carga que pueden actuar simultáneamente o en distintos momentos durante el funcionamiento del vehículo. Estas cargas afectan directamente la integridad del chasis, por lo que deben ser consideradas cuidadosamente en las etapas de simulación estructural y dimensionamiento.

2.3.3.1.

Cargas Muertas.

Las cargas muertas o permanentes, son aquellas que actúan de forma continua sobre la estructura y no varían durante el funcionamiento del vehículo. Estas incluyen el peso del chasis, el motor, la transmisión, el sistema de dirección, las baterías, el sistema de combustible, los asientos y demás componentes fijos. Estas cargas son fundamentales para evaluar la resistencia estática del chasis y contribuyen al punto de partida en el análisis y combinaciones de condiciones de carga [28].

2.3.3.2.

Cargas Vivas.

Las cargas vivas son aquellas que varían con el tiempo y dependen de condiciones externas, como el peso del conductor o los pasajeros, el equipaje o las herramientas, así como fuerzas generadas por irregularidades del terreno (baches, vibraciones) y las transferencias dinámicas durante curvas o frenadas. En vehículos de competencia, como los prototipos de la Shell Eco-Marathon, estas cargas suelen modelarse como cargas concentradas o distribuidas según las condiciones de análisis [29].

2.3.3.3.

Cargas por giro.

Cuando el vehículo toma una curva, se genera una fuerza centrífuga que tiende a volcar o deformar el chasis lateralmente. La magnitud de esta fuerza depende de la masa, la velocidad y el radio de curvatura de la trayectoria, ver Ecuación ( 1 ). $- =

· /0

1

( 1 )

donde: ( ) masa total del vehículo, (/) velocidad del vehículo y (1) radio de giro. Estas cargas laterales deben analizarse para evitar torsiones excesivas o deformación permanente en el chasis

2.3.3.4.

Cargas por aceleración y frenado.

Estas cargas surgen debido a la inercia de los componentes al acelerar o frenar y se modela bajo la Ecuación ( 2 ).

$ =

· 

( 2 )

Donde, ($) fuerza longitudinal, ( ) masa del vehículo, () aceleración (positiva o negativa). Estas fuerzas generan momentos sobre los anclajes del motor, los elementos de suspensión, y pueden provocar deformaciones en los largueros y travesaños si no se consideran adecuadamente [30].

2.3.3.5.

Cargas por arrastre de viento o cargas aerodinámicas.

Las cargas aerodinámicas actúan sobre la carrocería del vehículo debido a la resistencia que ofrece el aire al movimiento. La fuerza de arrastre $2 se calcula haciendo uso de la Ecuación ( 3):

$2 = 1

2 32 · 4 · * · /0

( 3)

Donde, (32) coeficiente de arrastre, (4) densidad del aire, (*) área frontal y (/) velocidad del vehiculo.

Estas cargas influyen directamente en el diseño del chasis, especialmente en vehículos ultra eficientes, donde se busca minimizar la resistencia al avance [31].

2.3.3.6.

Carga de prueba sobre la barra antivuelco (roll bar).

La barra antivuelco (roll bar), debe cumplir con requerimientos estructurales muy estrictos en competiciones como Shell Eco-Marathon. Para verificar su resistencia se suele aplicar una carga vertical estática de prueba sobre el punto más alto del arco de seguridad. Se exige que la estructura soporte una carga vertical equivalente a 70 kgf (≈ 686 N) sin superar un límite específico de deformación ni presentar fracturas, simulando una posible volcadura del

vehículo (Ver Figura 13). Esta prueba garantiza que el arco protege efectivamente al conductor en caso de accidente [3].

Figura 13. Carga de prueba sobre la barra antivuelco [3].

2.3.4. Esfuerzos Estructurales.

En la Figura 14 , se puede observar los cinco tipos básicos de esfuerzos mecánicos que pueden presentarse en un elemento estructural: tracción, compresión, flexión, torsión y cortante. Todas las estructuras mecánicas deben ser capaces de soportar estos esfuerzos internos sin fallar, esto resulta ser critico en aplicaciones como el diseño de un chasis para participar en la competencia Shell Eco-Marathon. Las cargas externas aplicadas sobre un chasis automotriz, como el peso del piloto, peso del motor, irregularidades del terreno, etc. Generan esfuerzos internos distribuidos a lo largo de sus elementos estructurales.

Figura 14. Clasificación de Esfuerzos [32].

Estas fuerzas internas se manifiestan como tensiones o esfuerzos en el material. Los esfuerzos estructurales se clasifican en distintas categorías según la dirección de la carga y la deformación resultante en cada elemento. El estudio de estos esfuerzos sustenta las bases teóricas para el análisis estructural de un chasis mecánico.

2.3.5. Factores y condiciones de diseño.

El diseño de un chasis requiere considerar una combinación de factores internos y externos, junto con criterios estructurales que garanticen un buen desempeño y seguridad durante la operación. Dichos factores determinan las condiciones de diseño, bajo las cuales el chasis operara de manera confiable. Particularmente, se debe tener en cuenta los factores internos propios de la configuración del vehículo, como el tipo de motor, el sistema de transmisión de potencia, la distribución de la masa y la arquitectura estructural, también factores externos relacionados con el entorno de operación tales como el tipo de terreno, el clima y las condiciones de uso previstas. Por ultimo los criterios estructurales que aseguren la integridad mecánica como la resistencia, rigidez y deformaciones admisibles. Un aspecto primordial del proceso de diseño es la selección de un factor de seguridad optimo, que permita al chasis soportar sobrecargas e imprevistos sin fallas. A continuación, se detalla cada uno de estos factores que influencian el diseño de un chasis.

2.3.5.1.

Factores internos.

Los factores internos corresponden a las características propias del vehículo y a su configuración, las cuales influyen directamente en el diseño del chasis. Entre los principales factores internos se destacan:

2.3.5.1.1.

Tipo de Motor.

El tipo de motor que va a usar el vehículo es uno de los factores más relevantes en tener en cuenta al iniciar el diseño de un chasis, ya que al seleccionar entre motor de combustión interna o uno eléctrico, se impacta directamente la configuración estructural. Los motores de combustión interna generan vibración y calor, por lo que el chasis debe ser contemplado de tal forma que soporte estos factores, mediante soportes y aislamientos adecuados. Por su parte, en vehículos eléctricos, el chasis debe ser diseñado con espacios que alberguen las baterías pesadas y controladores, modificando así la distribución de masa [33]. Estas diferencias obligan a adaptar la estructura del vehículo para soportar y acomodar correctamente el tren motriz seleccionado.

2.3.5.1.2.

Suspensión.

La suspensión es otro factor crítico del diseño del chasis, ya que, dependiendo del tipo de suspensión seleccionada, por ejemplo, suspensión independiente de doble horquilla, eje rígido o incluso la decisión de prescindir de suspensión para reducir peso, influyen en la geometría y la definición de los puntos de anclaje del chasis [30]. Cuando se utiliza suspensión independiente es necesario anclar brazos y amortiguadores al chasis en puntos muy precisos, por lo tanto, en el chasis se deben instalar elementos estructurales que soporten estos componentes sin deformaciones. Por otro lado si se usa una arquitectura de eje “rígido” (sin suspensión activa) se simplifica la estructura, pero transmite más

vibraciones al chasis, lo cual exige el uso de materiales y uniones capaces de soportar esas cargas cíclicas [30]. En los vehículos para la competencia Shell Eco-Marathon, que son vehículos en los cuales se busca una alta eficiencia de consumo de combustible, se opta por suspensiones mínimas o simplificadas, debido a que estos vehículos operan en pistas uniformes y sus velocidades son bajas, en el diseño se prioriza la disminución de peso sobre el confort.

2.3.5.1.3.

Distribución de masa.

La distribución de masas (o reparto de peso) es un factor interno fundamental que influye en la estabilidad y maniobrabilidad del vehículo. Para lograr un centro de gravedad adecuado se procura ubicar los componentes más pesados (motor, baterías, conductor) de manera equilibrada entre ejes y lo más bajo posible. Un reparto de peso cercano al 50/50 (entre eje delantero y trasero) tiende a producir un manejo neutro y estable, mientras que desequilibrios marcados pueden provocar comportamientos inestables al tomar las curvas [34] . Por tanto, el chasis debe diseñarse para soportar la carga de manera equilibrada, asegurando que las masas queden correctamente repartidas dentro de la estructura.

2.3.5.1.4.

Arquitectura general del vehículo.

La configuración del chasis y la disposición de los componentes, implica decisiones como la cantidad de ruedas y su disposición, el tipo de estructura (monocasco autoportante vs. bastidor tubular), y la ubicación del motor (arquitectura de motor delantero, central o trasero). Estas decisiones arquitectónicas condicionan la geometría, así como requisitos estructurales y funcionales del chasis. En el contexto de un prototipo para la competencia Shell Eco-Marathon, se prefiere un chasis tubular de sección cerrada, generalmente de aluminio o acero de alta resistencia, debido a su favorable relación rigidez-peso [30].

2.3.5.2.

Factores externos.

Además de las consideraciones internas, el diseño del chasis debe responder a los factores externos o condiciones del entorno donde el vehículo operará. Estos factores incluyen las características del terreno o pista, condiciones climáticas y otras condiciones de operación que pueden imponer cargas adicionales o exigencias especiales sobre al vehículo.

2.3.5.2.1.

Terreno.

El tipo de terreno es uno de los condicionantes principales del diseño del chasis, pensado para circular en pistas lisas de asfalto (como las utilizadas en competencias de eficiencia), puede diseñarse con una estructura más liviana y con menores exigencias para el sistema de suspensión que uno destinado a caminos irregulares. En terrenos accidentados, el chasis experimenta cargas dinámicas más altas debido a baches y desniveles; por ello, debe contar con refuerzos y quizás mayor recorrido de la suspensión para absorber dichos impactos. En cambio, para el caso de un prototipo urbano de circuito cerrado, se asume una calzada relativamente uniforme, lo que permite optimizar el diseño reduciendo peso en sistemas de suspensión y absorción (sin descuidar la capacidad para tolerar alguna irregularidad de la calzada que pueda presentarse) [33]. En un circuito liso, como el de la competencia Shell Eco-Marathon, se puede reducir la complejidad del sistema de suspensión, enfocado el diseño hacia la eficiencia y menor peso. Las fuerzas de adherencia y rodadura también dependen del estado del terreno, un coeficiente de fricción bajo (calle mojada o pulida) puede ocasionar que el vehículo se deslice antes de sobrecargar el chasis, mientras que pavimento seco y rugoso genera mayores cargas laterales en curvas que el chasis debe soportar sin que se produzcan deformaciones indeseables. Por lo tanto, en el diseño del chasis se debe considerar escenarios límite, dimensionando el chasis para resistir de manera segura dichas solicitaciones externas.

2.3.5.2.2.

Clima.

El entorno climático abarca factores como temperatura, viento y humedad. Las temperaturas extremas pueden modificar las propiedades de los materiales del chasis. La humedad y la lluvia también se consideran, pues pueden incrementar la corrosión en materiales metálicos. La incidencia del viento es otro factor relevante en vehículos ultralivianos con un diseño con fuerte énfasis aerodinámico, ráfagas de viento lateral pueden desestabilizarlos. Por lo que, el chasis y la carrocería deben diseñarse para resistir adecuadamente las cargas aerodinámicas [33]. Un chasis con buena rigidez torsional ayudará a que el vehículo mantenga mejor la trayectoria ante un viento lateral. En síntesis, el diseño externo del chasis debe considerar las condiciones climáticas más adversas durante la operación o competencia y así garantizar la integridad y desempeño seguro del vehículo bajo esas condiciones.

2.3.5.2.3.

Condiciones de operación Las condiciones de operación, abarcan cómo y con qué fines se usará el vehículo, estableciendo requisitos adicionales de diseño del chasis. En el caso de un prototipo de competencia Shell Eco-Marathon, el objetivo es recorrer la mayor distancia posible utilizando la menor cantidad de energía; por tanto, las condiciones de operación típicas del vehículo son, baja velocidad, velocidad constante y en un circuito plano. Esto permite optimizar el chasis para un régimen casi estacionario sin impactos severos ni fuerzas inerciales extremas. Aun así, se contemplan eventos transitorios como aceleraciones y frenadas (por seguridad el vehículo debe poder frenar y esquivar obstáculos eventualmente). También las normativas específicas de la competencia, el reglamento Shell Eco-Marathon exigen resguardos de seguridad como el arco antivuelco, pruebas de frenado y maniobrabilidad. Estas exigencias obligan a reforzar áreas específicas del chasis [3].

2.3.5.3.

Criterios estructurales.

Al diseñar el chasis de un automóvil y especialmente un prototipo ligero de competición es indispensable establecer criterios estructurales que garanticen un desempeño seguro y confiable bajo las cargas previstas. Los tres criterios fundamentales son la resistencia, la rigidez y la deformación admisible.

2.3.5.3.1.

Resistencia.

La resistencia se refiere a la capacidad del material y la estructura del chasis para soportar esfuerzos sin llegar a la falla (ya sea de deformación permanente, o ruptura) [29]. En la práctica, asegurar la resistencia implica dimensionar los elementos del chasis de modo que las tensiones máximas resultantes de las cargas de servicio se mantengan por debajo de la tensión admisible del material, la cual suele definirse como el límite de elasticidad dividido por un factor de seguridad [29]. En un chasis tubular, por ejemplo, se calculan las solicitaciones de tracción, compresión, flexión y torsión en cada tubo o perfil bajo escenarios de carga críticos (baches, curvas, frenadas) verificando que los esfuerzos no alcancen el punto de cedencia del material. Este criterio asegura que el chasis pueda soportar sin falla todas las cargas estáticas y dinámicas esperadas durante la operación del vehículo, incluyendo la carga del piloto, del motor, baterías, las fuerzas inerciales durante maniobras y eventualmente impactos menores.

2.3.5.3.2.

Rigidez.

La rigidez estructural, se refiere a la capacidad del chasis de oponerse a la deformación elástica bajo carga [34]. Un chasis con rigidez adecuada mantendrá la geometría relativa entre componentes (suspensión, dirección, tren motriz) cuando el vehículo esté sometido a esfuerzos, mejorando así el manejo. Existen dos modos principales de rigidez a considerar, la rigidez a la flexión, asociada a la resistencia a doblarse bajo cargas verticales (como el peso del piloto en

medio del chasis) y la rigidez torsional que mide la resistencia a retorcerse cuando un eje recibe carga distinta que el otro, por ejemplo, al tomar una curva o al pasar un bache con una rueda. La rigidez global del chasis depende tanto del material (principalmente el0 módulo de elasticidad) como de la configuración geométrica (sección transversal de perfiles, presencia de triángulos o refuerzos) [29]- [34].

2.3.5.3.3.

Deformación admisible.

La deformación admisible es el criterio que establece los límites máximos de deformación que puede experimentar el chasis bajo carga sin comprometer la integridad estructural ni la funcionalidad del vehículo [29]. Aunque está estrechamente relacionada con la rigidez, ya que una estructura rígida tendrá deformaciones pequeñas. Es necesario establecer límites concretos de deformación en distintos puntos de la estructura. Mantener las deformaciones por debajo de limites admisibles asegura que, la suspensión opere en el rango previsto (sin desviaciones por flexión del chasis) [30], que las puertas, carenados u otros elementos acoplados al chasis no sufran desajustes, y en caso de impacto moderado, el chasis absorba energía, pero sin intrusiones peligrosas hacia el habitáculo del conductor [34].

2.3.5.4.

Factor de seguridad y su aplicación en el diseño de chasis.

El factor de seguridad (6) es un concepto clave que se aplica para garantizar que una estructura pueda soportar con margen las incertidumbres en cargas, materiales y condiciones de servicio. En términos generales, el factor de seguridad se define como la razón entre la capacidad resistente última y la solicitación de diseño admisible (ver Ecuación ( 4)) [29]. $7 = 89:;:<9,; #9= <91;= 31 #9 <1>?@ @ 31  =;#

( 4)

Este enfoque asegura que incluso si ocurren cargas mayores a las previstas o el material presenta dispersión en sus propiedades mecánicas, el chasis no fallará. La selección del factor

de seguridad apropiado es una decisión de diseño que debe basarse en confiabilidad requerida y la incertidumbre existente. En componentes automotrices, suele manejarse un 6 entre ~1.5 y 3 para cargas estáticas, dependiendo del caso [29]. La Tabla 2, presenta valores recomendados del factor de seguridad, según la confiabilidad del material, condiciones ambientales y la precisión en la determinación de las cargas y esfuerzos. Tabla 2.Factores De Seguridad Recomendados. Caso Factor de seguridad (6) Observación.

1

1.25 – 1.5

Para materiales excepcionalmente confiables usados bajo condiciones controladas y sujetos a cargas y esfuerzos que pueden determinarse con exactitud. Una consideración muy importante es que casi siempre se usan para pesos pequeños.

2

1.5 – 2

Para materiales bien conocidos para condiciones de medio ambiente razonable constantes y sujetos a carga y esfuerzo que puedan calcularse con facilidad.

3

2 – 2.5

Para materiales promedio que trabajen en condiciones de medio ambiente ordinarias y sujetos a cargas y esfuerzos que puedan calcularse

4

2.5 – 3

Para materiales poco experimentados o para materiales frágiles en condiciones promedio de medio ambiente, carga y esfuerzo.

5

3 – 4

Para materiales no experimentales usados para condiciones promedio de medio ambiente, carga y esfuerzo.

6

3 – 4

Deberá también usarse con materiales mejor conocidos que vayan a usarse en condiciones ambientales inciertas o sujetos a cargas y esfuerzos inciertos.

Nota: Tomado de [9], donde se cita originalmente J. Vidosic, "Machine Design Projects," New york, 1957. 2.3.6. Subsistemas del vehículo relevantes para el diseño del chasis. Para diseñar un chasis de manera eficaz, no basta con garantizar su resistencia o rigidez; También es esencial tener en cuenta los subsistemas mecánicos que se integrarán directamente

en él, tales como el sistema de dirección, transmisión, motor y frenos, ya que cada uno impone requisitos funcionales y geométricos específicos. Estas restricciones deben ser identificadas y detalladas desde las etapas tempranas del modelado, porque influyen en la distribución del espacio, la definición de los puntos de fijación y la distribución de masas en el vehículo [34]. Por ejemplo, el sistema de dirección condiciona el diseño frontal del chasis y determina la configuración de los componentes delanteros; así mismo el tipo de transmisión define el modo en que se transmite el par motor a las ruedas y requiere anclajes robustos y alineación precisa; en cuanto al motor, en particular motores Honda GX usados comúnmente en prototipos Shell Eco-Marathon, demanda prever superficies de montaje, consideraciones de peso y vibración; por su parte los frenos necesitan puntos de fijación estables para garantizar seguridad y rendimiento. Analizar cada subsistema permite integrar el chasis y los componentes mecánicos en un sistema coherente y funcional.

2.3.6.1.

Sistemas de dirección.

El sistema de dirección de un vehículo se define como el conjunto de mecanismos encargados de controlar la orientación de las ruedas directrices, permitiendo al conductor modificar de forma precisa la trayectoria del vehículo según sea necesario [35]. No obstante, el sistema de dirección no se limita únicamente a garantizar una maniobrabilidad precisa y confiable del vehículo. También cumple funciones esenciales como atenuar las perturbaciones provenientes de las irregularidades del terreno, mantener un contacto constante entre los neumáticos y la superficie de rodadura, y reducir el esfuerzo requerido por el conductor. En consecuencia, debe ofrecer una conducción suave y de baja resistencia a bajas velocidades, al tiempo que garantiza una estabilidad direccional cuando el vehículo circula a velocidades elevadas [35].

2.3.6.1.1.

Tipos de Sistemas de Dirección.

Los sistemas de dirección se clasifican en dos principales grupos: mecánicos (Manuales) y asistidos, dentro de los cuales se encuentran diversas variables según su principio de funcionamiento [35]. Entre los mecanismos más comunes en vehículos ligeros se encuentran la dirección por cremallera–piñón y el mecanismo tornillo sinfín con sector/rodillo, mientras que en dirección asistida las soluciones típicas incluyen la asistencia hidráulica y la electrohidráulica o eléctrica, dependiendo del principio de generación de la fuerza auxiliar [36]. La dirección mecánica, es el sistema más básico y tradicional para controlar la orientación de las ruedas de un vehículo. Funciona mediante una conexión directa entre el volante y las ruedas delanteras, a través de elementos como la columna de dirección, engranajes (por ejemplo, el conjunto piñón-cremallera) y los brazos de dirección. Este sistema no cuenta con ningún tipo de asistencia externa, por lo que toda la fuerza necesaria para mover las ruedas, debe ser aplicada directamente por el conductor [37]. Esta clase de dirección ofrece relación directa entre el movimiento del volante y el giro de las ruedas, alta precisión de giro y ahorro de espacio, por lo cual es ampliamente utilizada en automóviles de alta velocidad y en prototipos como los de Shell Eco-Marathon [35] ( Figura 15).

Figura 15. Dirección piñón cremallera [35].

2.3.6.2.

Geometría de dirección y ángulo de Ackermann.

La geometría de Ackermann es una configuración diseñada para que las ruedas delanteras giren con ángulos diferentes al tomar una curva , de modo que cada rueda describa un radio de giro concéntrico común, evitando deslizamientos inadvertidos, desgaste excesivo de los neumáticos y se reducen los esfuerzos innecesarios en el sistema de dirección [38].

2.3.6.2.1.

Principios del ángulo de Ackermann.

El principio, patentado por Rudolph Ackermann en 1817, establece que la prolongación de los ejes de dirección tanto la rueda delantera interna como la externa, debe interceptarse en el eje trasero, asegurando que las ruedas describan arcos concéntricos al girar (ver Figura 16) [39]. Esto implica que la rueda interior adopta un ángulo mayor que la exterior, compensando la diferencia de trayectoria durante una curva. Existen variantes como Ackermann positivo, neutro o negativo, dependiendo del punto de intersección.

Figura 16. Dirección Akerman [40].

2.3.6.2.2.

Cálculo e implementación en SolidWorks. Para diseñar esta geometría en un chasis modelado en SolidWorks, se utilizan fórmulas derivadas del principio de Ackermann [39] (ver Figura 17) : tan EF = G

8 −+

2

( 5)

tan EH = G

8 + +

2

(6)

donde:

• G: Distancia entre ejes (m).

• +: Ancho de vía (m).

• 8: Radio de giro deseado (m). • EF , EH: Ángulos interior y exterior

Figura 17. Parámetros Dirección Akerman [39].

Pasos en SolidWorks:

1. Definir valores para L, T y R en una hoja de cálculo.

2. Calcular EF , EH.

3. Modelar la cinemática (relaciones de ángulo) entre volante, columna, manguetas y brazos

de dirección.

4. Simular un giro mínimo para verificar que los ejes prolongados se intersecan en el centro

de giro previsto.

5. Ajustar longitudes o posiciones si se requiere aproximación a Ackermann ideal.

2.3.7. Sistemas de transmisión usados en vehículos de competencia. El sistema de transmisión de un vehículo hace parte del tren motriz y su función es transferir la potencia y el par desde el motor hasta las ruedas motrices, ajustando la velocidad de giro dependiendo de las condiciones de marcha [41]. En esencia, la transmisión transforma el movimiento del motor para impulsar las ruedas, de esta manera asegura que el vehículo reciba la fuerza de tracción adecuada para su desplazamiento [41]. Existen diferentes tipos de sistemas de transmisión, pero entre los más usados para la competencia Shell Eco-Marathon se encuentran los siguientes.

2.3.7.1.

Transmisión por medio de cadena.

La transmisión por cadena de rodillos es una de las más utilizadas en prototipos de competencia, debido a su alta eficiencia, simplicidad mecánica, y bajo nivel de desgaste y ruido durante su funcionamiento [42]. Estas cadenas están compuestas principalmente por eslabones y casquillos de acero, generalmente se les realiza un tratamiento térmico para aumentar la resistencia al desgaste [42]. Las cadenas con las ruedas dentadas forman un solo conjunto, donde los espacios que hay entre los casquillos se unen con los dientes y de esta manera se

genera la transmisión de potencia de una manera sincronizada, como se observa en la Figura

18.

Figura 18. Transmisión por cadena y sus elementos [42].

2.3.7.2.

Transmisión por correa o banda.

las transmisiones por correa (correas trapezoidales, planas o dentadas) presentan ventajas como bajo ruido, poco mantenimiento (no requieren lubricación) y menor peso, en comparación con otros sistemas suelen ser un poco menos eficientes que las cadenas debido al deslizamiento y la elasticidad propia del material de la correa [43].

Figura 19 Transmisión por correa [44].

En la mayoría de casos, una correa transmite el movimiento por fricción entre la correa y las poleas Figura 19, a diferencia del acople de la cadena [42]. Esto puede generar deslizamientos bajo cargas elevadas, reduciendo la eficiencia global de la transmisión. De hecho, las transmisiones por correa típicamente alcanzan eficiencias de 90–95%, ligeramente

inferiores a las obtenidas con cadena [43]. No obstante, el uso de correas dentadas mitiga el deslizamiento al engranar dientes en las poleas, mejorando el rendimiento, pero sin lograr la total sincronía de una cadena metálica [43]. En aplicaciones de competición orientadas a la eficiencia, las correas se emplean cuando el objetivo es simplificar el conjunto y eliminar peso, siempre que la ligera pérdida de eficiencia sea aceptable. Un beneficio adicional es que las correas pueden absorber pequeñas desalineaciones y vibraciones, contribuyendo a una marcha suave y silenciosa [43].

2.3.8. Motores aplicados a la competencia Shell Eco-MARATHON.

La competencia Shell Eco-Marathon, se divide en dos categorías principales, Prototype y UrbanConcept, [3]. En ambas categorías, se pueden usar motores de combustión interna (gasolina, diésel, etanol, gas licuado) o sistemas eléctricos alimentados por baterías o pilas de combustible [3], en todos los casos, los motores son de muy baja potencia para maximizar el rendimiento energético.

Tanto los equipos de UrbanConcept y Prototipo suelen usar motores monocilíndricos de 4 tiempos, refrigerados por aire. Los motores que más se adaptan a esta clase de exigencias son los motores marca Honda, especificamente esta empresa desarrolló los motores GX22 y GX31, de cuatro tiempos, caracterizados por su diseño compacto, bajo peso y capacidad de funcionamiento en cualquier posición (360 grados). En el año 2002, esta tecnología fue mejorada, dando lugar a los modelos GX25 y GX35 [45].

Los motores Honda de la serie GX25 a GXV50, satisfacen las necesidades técnicas para la implementación en vehículos de bajo consumo, como los usados en la competencia Shell Eco-marathon, su bajo peso, tamaño compacto, alta eficiencia en el consumo de combustible y fiabilidad, son ideales para este tipo de aplicación. En la Tabla 3, se presenta una comparación

de las especificaciones técnicas y ventajas relativas de los modelos, GX35, GXV50 y GXH50 [45].

Tabla 3. Comparación de mini motores 4T.

GX - 35

GXV - 50

GXH - 50

Cilindrada 35,8 cm³ 47,9 cm³

49 cm³

Potencia neta [según SAE j1349]

1 kW (1.43 HP) a

7000 rpm

1,47 kW (2 HP) a

7000 rpm

1,6 kW (2,1 HP) a

7000 rpm

Par máx. Neto [según sae j1349] 1,6 N.m a 5500 rpm 2,2 N.m a 5000 rpm 2,7 N.m a 4500 rpm Largo x ancho x alto

205 x 234 x 240 mm

199 x 260 x 263 mm

225 x 276 x 353 mm

Masa en seco 3,46 kg 4,13 kg 5,5 kg Sistema de refrigeración Aire forzado Aire forzado Aire forzado Aplicación Guadaña Moto fumigadoras Motobomba Pros Fácil adquisición, precio favorable, eje horizontal, potencia necesaria, peso adecuado, ha sido utilizado por otros equipos en la SEM, manual de mantenimiento y operación.

Precio favorable, peso adecuado, manual de mantenimiento y operación.

Precio favorable, manual de mantenimiento y operación, eje horizontal, mayor dimensión del pistón.

Contras Relación de compresión, arranque tipo yoyo.

Relación de compresión, arranque tipo yoyo, eje vertical, exportación.

Relación de compresión, arranque tipo yoyo, exportación, peso.

Nota: Tomado de [45].

2.3.9. Sistema de Frenado.

El sistema de frenado es el conjunto de componentes mecánicos y/o hidráulicos, que permiten reducir progresivamente la velocidad de un vehículo o detenerlo por completo. Este sistema se considera uno de los 25 elementos de seguridad más críticos que deben estar

instalados en cualquier vehículo. Debido a su importancia, debe garantizar, precisión y fiabilidad bajo diferentes condiciones de operación [35].

2.3.9.1.

Equipos del sistema de frenado.

De acuerdo con la reglamentación vigente el sistema de frenado de un vehículo de turismo debe constar de los siguientes equipos: Freno de servicio, Freno de socorro, Freno de estacionamiento.

• Sistema freno de servicio: Este se usa a voluntad y necesidad del conductor

permitiéndole reducir o mantener la aceleración de un vehículo de forma progresiva o deteniéndolo por completo. Su operación se realiza mediante un pedal, el cual permite el control de forma precisa de un sistema que actúa sobre todas las llantas del vehículo [35]. Esta clase de sistemas son hidráulicos y pueden ser de uno o dos circuitos. El sistema de un único circuito, es empleado en vehículos antiguos o pequeños, donde transmiten una sola fuerza a todas las ruedas del vehículo, la desventaja de esta clase de sistema, es que, si se genera algún problema en su funcionamiento, todo el sistema de frenado se verá críticamente afectado. De otro modo el sistema dual, es aquel que cada circuito está conectado a un par de ruedas, así se convierte en el sistema más fiable [35]. Esta clase de sistema de frenado es el exigido por la competencia Shell Eco- Marathon en los vehículos tipo prototipos, los cuales deben tener dos sistemas de frenado independientes operados por controles separados, uno accionado por pedal y otro accionado por medio manual, un sistema debe actuar sobre las ruedas delanteras y el otro sobre las traseras [3]. Las variantes del sistema dual se presentan en la Tabla 4.

Tabla 4. Nomenclatura de la distribución de la fuerza de frenado (DIN 74000). Configuración.

Clase de sistema.

Sistema II Distribución eje delantero, eje trasero. Cada circuito frena un eje.

Sistema X Distribución diagonal.

Sistema HI Distribución eje delantero - eje trasero, eje delantero Sistema LL Distribución eje delantero y rueda trasera, eje delantero y rueda trasera.

Sistema HH Distribución eje delantero - eje trasero, eje delantero - eje trasero Nota: Tomado de [35]

• Sistema freno de socorro: Este sistema tiene como función principal ser un

freno auxiliar en caso de fallo del sistema de freno de servicio, pero el nivel de efectividad es mucho menor que el de servicio, a su vez este freno, usa los componentes del freno de servicio como del freno de estacionamiento [35].

• Sistema freno de estacionamiento: Comúnmente llamado freno de mano, es la

tercera de las funciones del sistema de freno. Su función principal es mantener el vehículo estático sin importar las condiciones, ya sea en pendiente, en planicie o en cualquier tipo de clima y sobre todo en ausencia del conductor. Esta clase de frenos deben estar operativos en todo momento y debe ser independiente a

los otros sistemas, ya que, si existe alguna falla del sistema hidráulico o neumático, el automóvil pueda ser detenido. Su funcionamiento se basa en una unión mecánica o un cable que conecta la palanca de freno de mano con el mecanismo de freno de la rueda. Otra forma de funcionamiento es haciendo uso de un cilindro de aire comprimido que conecta al freno de la rueda [35].

2.3.9.2.

Clasificación de sistemas de frenos.

El freno es el componente del sistema de frenado donde se generan las fuerzas que se oponen al movimiento del vehículo. Durante este proceso, el sistema de frenos actúa como transformador de energía, convirtiendo la energía cinética del vehículo en energía térmica (calor) [35].

Los sistemas de freno se clasifican en tres principales categorías: frenos por fricción, frenos eléctricos y frenos hidráulicos.

• Frenos por fricción: Son aquellos en los que la fuerza de frenado se produce

debido al rozamiento entre dos piezas que pertenecen al mismo vehículo y que se encuentran en movimiento relativo. Este tipo de freno es el más común en vehículos convencionales, debido a su efectividad y simplicidad mecánica [35].

• Frenos eléctricos: En estos sistemas las fuerzas que se oponen al movimiento,

son generadas por la acción electromagnética entre dos elementos que pertenecen al vehículo, ambos en movimiento relativo. Esta clase de frenos se encuentra normalmente en vehículos híbridos o eléctricos donde además contribuyen a la recuperación de energía [35].

• Frenos hidráulicos: Son aquellos en los que la fuerza de frenado se transmite

por medio de un fluido sometido a presión el cual actúa sobre los componentes

móviles del sistema. La presión del fluido produce la fuerza necesaria para oponerse al movimiento del vehículo [35].

2.3.9.3.

Clasificación de frenos de fricción.

El frenado por fricción se produce mediante la presión de las partes no rotativas del sistema, como las zapatas de un freno de tambor o las pastillas de un freno de disco, contra aquellas que giran solidarias con las ruedas como el tambor o el disco [35]. En los vehículos empleados para la competencia Shell Eco-Maratón, el sistema de freno por fricción es la opción más utilizada, debido a su simplicidad mecánica, confiabilidad y bajo costo de integración.

Dentro de la categoría de frenos por fricción, se distinguen principalmente dos tipos: Frenos de tambor y frenos de disco. Ambos ofrecen alta efectividad en las condiciones de operación, pero su elección depende de factores como el peso total del sistema, la facilidad de mantenimiento, la disponibilidad de componentes y compatibilidad estructural del chasis. A continuación, se presentan las características del freno de disco usado en competencia: • Frenos de disco: Las fuerzas de fricción son generadas mediante la acción axial que ejercen las pastillas sobre un disco metálico, solidario a la rueda del vehículo, esta fricción progresiva permite reducir la velocidad del vehículo o detenerlo por completo [35]. Una ventaja, de los frenos de disco frente a los frenos de tambor, es su mayor capacidad de disipación del calor durante el contacto entre las piezas, lo que reduce el riesgo de pérdida de eficacia por sobrecalentamiento, además los discos se limpian automáticamente durante el giro, proporcionando un frenado más uniforme, preciso y confiable, especialmente en condiciones exigentes o prolongadas [35], (Figura 20).

Figura 20. freno de disco [46].

Los frenos de disco se pueden clasificar según el tipo de pinza, en frenos de disco de mordaza o pinza fija y frenos de disco de mordaza o pinza flotante (Figura 21). Los frenos de disco con pinza fija, son aquellos donde la mordaza permanece sujeta de la estructura del vehículo y permanece estática durante el frenado. Esta clase de freno, consta de dos émbolos o pistones, ubicados uno a cada lado del disco, los cuales ejercen presión simultanea sobre las pastillas de freno para generar fricción. Esta configuración proporciona una fuerza de frenado más equilibrada y potente, lo cual los hace adecuados para vehículos grandes, como camiones, autobuses o autos de alto rendimiento. Su principal desventaja es el mayor peso y complejidad de montaje en comparación con los sistemas de pinza [35].

Figura 21. Freno de disco de mordaza fija [47].

En los frenos de disco con pinza flotante a diferencia del sistema de pinza fija, la mordaza está montada sobre pasadores guía que le permiten desplazarse lateralmente. Durante

el frenado este tipo de sistema poseen émbolos o pistones a un solo lado de la pinza, al accionar el freno, los pistones desplazan una pastilla hacia el disco generando una reacción que empuja el conjunto a la pastilla opuesta, así completando el frenado. Las ventajas de esta configuración es que son, más ligeros, económico y fáciles de instalar, por lo que es más común verlos en vehículos de tamaño pequeño o con espacios reducidos para el sistema de frenos [35], (Figura

22).

Figura 22. Freno de disco de mordaza flotante [47].

2.3.9.4.

Neumáticos y ruedas.

El conjunto rueda-neumático, está compuesto por una rueda rígida, que sirve como soporte estructural y una cubierta neumática, que puede tener o no cámara de aire interna. Esta cubierta se infla con aire a presión, lo que proporciona rigidez y elasticidad, permitiendo absorber las irregularidades del terreno y mantener un contacto continuo con el suelo [35]. La función principal de la rueda-neumático, es transmitir las fuerzas generadas por el tren de potencia hacia la superficie de rodadura, incluyendo las fuerzas de tracción y frenado y a su vez las cargas verticales y laterales. Por esto constituye el único contacto entre el vehículo y el suelo. Debido a esta interacción, se debe garantizar un buen diseño y mantenimiento, ya que incide de forma directa en la dinámica del vehículo [35].

La rueda es un componente giratorio que se encuentra entre el eje del vehículo y el neumático, cuya función principal es soportar las diferentes cargas que actúan sobre el vehículo. Está conformada por la llanta, la cual es la superficie en la cual se apoya el neumático, y el disco, elemento encargado de unir la llanta con el cubo de la rueda. En algunos casos, ambos elementos se fabrican como una única pieza, mientras que en otros pueden ser desmontables [35].

El neumático es la cubierta exterior, montado sobre la rueda, junto con el espacio interior que puede contener aire a presión, ya sea con o sin cámara. Su función principal es mantener la forma y transmitir las fuerzas al suelo [35].

Debido a que el neumático es el único elemento en contacto permanente entre el vehículo y el suelo, este desempeña un papel muy importante en el comportamiento dinámico del automóvil. Por ello, su diseño debe cumplir con una serie de características esenciales para garantizar un desempeño optimo bajo diversas condiciones de operación [35]. Dentro de estas características se destacan, un elevado coeficiente de adherencia al suelo en distintas superficies, la capacidad para soportar múltiples esfuerzos (tracción, frenado, cargas verticales y laterales), una repuesta rápida a los cambios de dirección, la absorción de cargas debidas a las irregularidades del terreno (amortiguación) y contribuir a la estabilidad y confort del vehículo [35].

Figura 23. Rueda-Neumático.

2.3.10. Dinámica Vehicular.

La dinámica vehicular en la ingeniería automotriz, es el área que estudia el comportamiento y la respuesta de un vehículo al momento de estar expuesto a fuerzas externas, las cuales actúan sobre él durante su desplazamiento. Estas fuerzas varían su magnitud, dirección y punto de aplicación durante el transcurso del tiempo. Dichas fuerzas incluyen la tracción, el frenado, las fuerzas laterales en curva, la resistencia aerodinámica y las cargas verticales, las cuales influyen en la estabilidad, control y seguridad del vehículo [48]. Comprender la dinámica vehicular es fundamental en el diseño de un chasis, ya que permite saber cómo se distribuirán las cargas en diferentes momentos del funcionamiento del vehículo. Durante su desplazamiento, el vehículo está sometido tanto a cargas estáticas, provenientes del peso propio de la estructura, el motor o el piloto; como a cargas dinámicas, que varían durante el desplazamiento y están asociadas a eventos como la aceleración, el frenado o las maniobras de giro.

Un chasis diseñado sin tener en cuenta estos aspectos dinámicos puede presentar deflexiones excesivas, volcamientos en curvas, deslizamiento durante el frenado o incluso daños estructurales.

La dinámica vehicular se divide en tres categorías:

• Dinámica longitudinal: Está relacionada con el movimiento hacia adelante y

hacia atrás; involucra cargas de aceleración y frenado, las cuales generan fuerzas que actúan en la dirección del movimiento, como la tracción, la resistencia al avance y la adherencia [35]. El chasis, debe absorber estas cargas manteniendo la alineación del tren motriz y evitando la aparición de fisuras.

• Dinámica lateral: Estudia el comportamiento del vehículo durante las curvas,

donde intervienen fuerzas como, la fuerza centrífuga y centrípeta [35]. Para soportar estas fuerzas, el chasis debe tener rigidez torsional y así evitar deflexiones que dificulten la maniobrabilidad.

• Dinámica vertical: Se enfoca en los movimientos perpendiculares al suelo,

como el balanceo, el cabeceo, las vibraciones, los cuales dependen de la suspensión y la rigidez del chasis, estos elementos deben trabajar en conjunto para mejorar la estabilidad y confort [35].

2.3.10.1.

Sistema de referencia del vehículo.

Para analizar el comportamiento dinámico de un vehículo, es necesario determinar un sistema de referencia tridimensional, donde se describan sus seis grados de libertad como un cuerpo en el espacio. Para la caracterización tridimensional de la dinámica del vehículo, se establece un sistema de coordenadas con origen en el centro de gravedad, desde el cual se definen tres ejes ortogonales los cuales construyen la base del sistema, como se observa en la

Figura 24, convención según recomendaciones de la S.A.E (Society of Automotive Engineering) [35].

Figura 24. Sistema de coordenadas según SAE [49].

• Eje X (longitudinal): Apunta hacia adelante, en la dirección del avance del vehículo. • Eje Y (transversal): Apunta lateralmente hacia afuera a la derecha del vehículo. • Eje Z (vertical): Apunta hacia abajo, en dirección de las ruedas al suelo [35]. Este sistema de coordenadas es utilizado en la literatura técnica del sector automotriz, debido a que permite representar de forma adecuada los diferentes tipos de movimiento del vehículo y facilita la formulación de modelos matemáticos de dinámica vehicular [35]. Además de los desplazamientos lineales a lo largo de cada eje, los vehículos pueden rotar alrededor de ellos. Estas rotaciones se denominan movimientos angulares, y se representan de la siguiente manera:

• p: Velocidad angular de rotación respecto al eje X (volcadura o "roll"). • q: Velocidad angular de rotación respecto al eje Y (cabeceo o "pitch"). • r: Velocidad angular de rotación respecto al eje Z (guiñada o "yaw") [35]. Estos tres movimientos son necesarios para el estudio del comportamiento del chasis, cuando este toma una curva, cuando se genera un frenado intenso o condiciones de inestabilidad. Por ejemplo, una velocidad angular muy alta alrededor del eje “X” (p) puede

provocar un volcamiento lateral, especialmente en vehículos con centro de masa muy elevados [30].

2.3.10.2.

Centro de masa.

El centro de masa (CM) de un vehículo es el punto teórico en el que se considera concentrada toda su masa y alrededor del cual actúan las fuerzas externas que influyen en su comportamiento dinámico [35]. En un diseño CAD como desarrollado en SolidWorks, esta información puede obtenerse directamente al asignar los materiales y posiciones a cada componente, simplificando el análisis del equilibrio del sistema, Figura 25 y Figura 26.

Figura 25. Centro de masa.

Figura 26. Centro de masa de un vehículo mediante CAD.

2.3.10.3.

Dinámica en Curvas (maniobrabilidad lateral).

2.3.10.3.1.

Fuerza lateral en curva (Fuerza centrífuga).

Cuando un vehículo toma una curva a cierta velocidad, se genera una flexión lateral del chasis debido a la acción de la fuerza centrífuga. El análisis de este comportamiento, en condiciones de giro en estado estable, se fundamenta en la Segunda Ley de Newton y en la geometría de la trayectoria curva, considerando además el efecto del ángulo de deslizamiento que presentan las llantas. Para simplificar este análisis, el vehículo se representa mediante un modelo de dos ruedas alineadas longitudinalmente, una delantera y una trasera (modelo de bicicleta) [34], como se muestra en la Figura 27.

Figura 27. Modelo de giro de una bicicleta [34].

Este modelo resulta válido debido a que el radio de giro es mucho mayor que la distancia entre ejes, permitiendo asumir ángulos pequeños. Bajo estas condiciones, la diferencia entre los ángulos de giro de las ruedas del mismo eje (interna y externa) se considera despreciable, por lo que ambas ruedas pueden representarse como una sola rueda equivalente, con un ángulo de

dirección promedio (δ) y una fuerza lateral resultante. Esta misma aproximación se aplica tanto al eje delantero como al trasero [34].

De esta forma, para un vehículo que se desplaza a una velocidad (K), la suma de las fuerzas laterales generadas por los neumáticos debe ser igual al producto de la masa total del vehículo por la aceleración centrípeta [34], Ecuación. (7). es decir: L $M = $MN + $MO =

· K0

8

(7)

Donde:

$M : Fuerza lateral en curva (Fuerza centrífuga) (N). $MN : Fuerza lateral en las ruedas del eje delantero (N). $MO : Fuerza lateral en las ruedas del eje trasero (N). m: Masa del carro (kg).

V: Velocidad tangencial o velocidad en tomar la curva P Q 7 R.

R: Radio de giro (m).

ST U : Aceleración centrípeta P Q 7TR.

2.3.10.3.2.

Criterio de deslizamiento lateral.

El deslizamiento lateral (o derrape) ocurre cuando las fuerzas laterales de adherencia V, generadas por el rozamiento entre el neumático y la carretera no son suficientes para contrarrestar la fuerza lateral externa W que actúa sobre el vehículo, al tomar una curva. Por lo tanto, para garantizar la estabilidad lateral, se debe cumplir el siguiente criterio de seguridad [50]:

L X ≥$M

( 8 )

La fuerza lateral V, está definida como la fuerza de rozamiento entre el neumático y la carretera, y puede modelarse de la siguiente manera [50]:

L X = Z · [

(9)

Donde:

Z: Fuerza de reacción vertical entre la carretera y el neumático (Fuerza Normal). μ: coeficiente de fricción entre el neumático y la carretera. Considerando que la suma de las fuerzas de reacción verticales es igual al peso del vehículo, se tiene [50]:

L Z =

· 

(10)

Sustituyendo la ecuación (10) en la ecuación (9) se obtiene [50]: L X =

·  · [

(11)

Aplicando este resultado al criterio de seguridad de la ecuación ( 8), se concluye que la condición para evitar el deslizamiento lateral [50]:

·  · [ ≥

· K0

8

(12)

Finalmente, despejando la velocidad, se deduce que la velocidad máxima que puede tener el vehículo al tomar una curva de radio R sin derrapar está dada por [59]: K ≤\8 ·  · [

(13)

El radio de giro está definido por la trayectoria circular que recorre el vehículo al girar, su magnitud depende de la geometría del vehículo, en particular de la batalla (L) (distancia entre el eje delantero y trasero), y del ángulo de giro de las ruedas (δ). Para vehículos con dirección en el eje delantero, el radio mínimo de giro se estima como [51]:

8 =

G tan E

(14)

Donde:

R: Radio de giro (m).

L: Distancia entre ejes o batalla (m).

δ: Ángulo de giro de la rueda interior (rad).

2.3.10.3.3.

Criterio de vuelco cuasi estático.

Cuando el vehículo se encuentra bajo la influencia de una fuerza lateral $M, debido a un giro, actuando en su centro de gravedad como se muestra en las Figura 28 y Figura 29, en el vehículo puede analizarse el fenómeno de vuelco, considerado como un cuerpo rígido, sin tener en cuenta la elasticidad de la suspensión ni de los neumáticos. El vuelco del vehículo no ocurre mientras el momento de vuelco $M · ℎ, sea menor o igual al momento generado por el peso del vehículo [50], es decir:

$M · ℎ≤

·  · +N

2

(15)

Donde:

h: altura del centro de gravedad (CG) respecto al suelo (m). +N: ancho de vía (distancia entre ruedas del mismo eje) (m)( +N = > en la Figura 28.) $M: Fuerza centrífuga (N).

·  : peso del vehículo (N).

Y, Z: fuerzas de reacción laterales y verticales de la carretera (N). CG: Centro de gravedad P a bTR.

Durante un giro, la fuerza centrífuga actúa como fuerza lateral $M, y reemplazando la Ecuación (7) en la Ecuación (15), se obtiene:

· K0

8

· ℎ≤

·  · +N

2

(16)

Por lo tanto, el criterio de seguridad para prevenir el vuelco exige que las fuerzas verticales sobre las ruedas internas no se reduzcan a cero, ver Figura 28. Esto significa que, en un estado de equilibrio inestable, la fuerza resultante (es decir, la suma de la fuerza centrífuga y el peso del vehículo (

· )) no debe interceptar el suelo fuera

de la huella de la rueda, ni tampoco fuera de la línea que une los puntos de contacto de las ruedas con la carretera Figura 29. En caso de vuelco, el vehículo gira sobre esta línea, por lo que, esta línea puede denominarse eje de vuelco (rolloyer axis) [50].

Figura 28. Fuerzas actuantes en curva en condición límite de vuelco.

Figura 29. Fuerzas sobre el vehículo (cuerpo rígido) en equilibrio transversal inestable. Teniendo en cuenta lo anterior, la velocidad máxima que no provoca el vuelco del vehículo está dada por [50]:

K ≤c8 ·  · +N 2ℎ

(17)

Al comparar la velocidad máxima que un vehículo puede alcanzar al tomar una curva sin deslizarse ni volcarse, se observa que el deslizamiento lateral representa un fenómeno menos peligroso que el vuelco. Por esta razón, la velocidad máxima calculada a partir del límite de deslizamiento lateral debe ser menor que aquella determinada por el límite de vuelco, garantizando así un margen de seguridad adecuado frente a ambos tipos de inestabilidad. Tomando la ecuación (13)(17), podemos afirmar lo siguiente [50] : \8 ·  · [ ≤c8 ·  · +N 2ℎ

(18)

Lo que implica:

[ ≤+N 2ℎ

(19)

A partir de la Ecuación (19), se puede concluir que el riesgo de vuelco depende de la relación entre la altura del centro de gravedad, el ancho de vía y también de las condiciones de fricción entre el neumático y la carretera [50].

El factor de seguridad estático (Static Stability Factor, SSF), se define como: de$ = +N 2ℎ

(20)

Este factor es una medida de primer orden de la resistencia del vehículo al vuelco. Sin embargo, el coeficiente de fricción entre el neumático y la carretera, también influye en la estabilidad lateral, debido a que mayor coeficiente de fricción es mayor la probabilidad de que le vehículo se vuelque [50], si el vehículo alcanza su límite de adherencia. En la Tabla 5 se muestran los diferentes factores de seguridad estáticos para distintos tipos de vehículos. Estos valores se pueden comparar con los valores de coeficiente de fricción que existe entre el neumático y la superficie de la carretera, ver Tabla 6. Al comparar estos valores se puede deducir, que vehículos cuyos coeficientes de fricción no superen el valor de 0.9 y el valor del factor de seguridad estático sea mayor a 0.9 no van a estar en riego de vuelco. Pero también se pueden presentar situaciones particulares, donde el coeficiente de fricción puede tener valores mayores a 1.0 o más (superficies muy rugosas y secas con llantas en buen estado), y el vehículo posea un su centro de gravedad alto, estas condiciones, podría ocasionar que el vehículo se vuelque, como camiones, suv o vans [50].

Tabla 5. Valores aproximados del Factor de Seguridad Estático (SSF). Tipo de Vehículo Factor de estabilidad estática

(SSF)

Automóviles

1,35-1,45

Vans

1,10-1,25

Vehículos utilitarios deportivos (SUV)

1,05-1,2

Camiones y Camionetas

1,10-1,25

Autobuses de dos pisos

0,6-0,75

Nota: Tomado de[50] .

Tabla 6. Valores de coeficiente de fricción entre neumáticos y carretera.

V (Km/h) Fabricante 1 Fabricante 2 Superficie seca Superficie húmeda Superficie seca Superficie húmeda

30

0,74

0,5

0,79

0,55

60

0,64

0,4

0,64

0,43

Nota: Tomado de[50] .

2.3.10.4.

Dinámica en el frenado.

El análisis de la dinámica de frenado es esencial en el diseño estructural de un vehículo, ya que permite determinar las cargas mecánicas a las que se verá sometido el chasis durante una desaceleración intensa. este análisis, busca garantizar que el proceso de frenado se realice de forma segura, dentro de una distancia limitada, sin comprometer la estabilidad del vehículo ni la integridad estructural del mismo.

Estas cargas se generan como el resultado de las fuerzas reactivas generadas durante el frenado, las cuales afectan directamente la distribución de cargas sobre las ruedas y modifican las reacciones dinámicas sobre los ejes, por lo cual puede presentarse fenómenos como, el levantamiento del tren trasero, bloqueo de las ruedas o el deslizamiento del vehículo. Para realizar dicho análisis, es necesario establecer las relaciones matemáticas que describan las fuerzas que actúan sobre un vehículo durante una desaceleración. Estas expresiones permiten cuantificar los fenómenos, como la transferencia dinámica de carga, el torque de frenado y las reacciones en cada rueda, integrando los principios teóricos con las fórmulas clásicas de la dinámica vehicular.

2.3.10.4.1.

Determinación de la desaceleración mediante la distancia de frenado.

Para calcular las cargas de frenado que afectan al chasis, se parte de la condición en la que el vehículo se detiene por completo desde su velocidad máxima. Conociendo la distancia necesaria para detenerse, se puede determinar la aceleración negativa (desaceleración) aplicando la fórmula derivada del movimiento rectilíneo uniformemente acelerado [52] :  = KN

0 −KF

0

2 · #

(21)

Donde:

a: Aceleración de frenado P a bTR (negativa en el caso de desaceleración).

KF : Velocidad inicial P a b R.

KN : Velocidad final P a b R (cero si el vehículo se detiene), d: Distancia de frenado (m).

2.3.10.4.2.

Determinación de la aceleración máxima de frenado sin deslizamiento (aceleración teórica máxima).

En condiciones ideales, la máxima desaceleración posible sin que ocurra deslizamiento entre los neumáticos y la superficie de rodadura está limitada por la adherencia. Este límite se define mediante la relación entre el coeficiente de fricción y la aceleración gravitacional [34]: Qfg = [ · 

(22)

Donde:

Qfg : Aceleración máxima sin deslizamiento P a bTR.

μ: coeficiente de fricción entre neumático y suelo (adherencia),

g: Aceleración de la gravedad P9.81 a bTR.

Este valor representa el límite físico superior de desaceleración que puede alcanzar el vehículo sin que las ruedas pierdan tracción. Si se supera este umbral, ocurre el bloqueo de ruedas, perdiéndose el control direccional y aumentándose la distancia de frenado [34] .

2.3.10.4.3.

Criterio para evitar el deslizamiento de las ruedas (bloqueo).

Para evitar que las ruedas se deslicen durante el frenado, la fuerza de frenado aplicada en cada rueda debe ser menor o igual a la máxima fuerza de fricción disponible entre el neumático y la superficie de contacto. Este criterio se expresa de la siguiente forma [34]: $NOijf2H ≤[ · k

(23)

Donde:

$NOijf2H: Fuerza de frenado que actúa sobre una rueda (N), μ: coeficiente de fricción entre neumático y suelo (adherencia), N: carga normal sobre la rueda (reacción vertical del suelo) (N) y se expresa como: k =

· 

(24)

La fuerza de frenado puede expresarse también en términos de la masa total del vehículo y la desaceleración que este experimenta [34]:

$NOijf2H =

· 

(25)

Sustituyendo esta expresión en la Ecuación (23), se obtiene el siguiente criterio general de seguridad:

·  ≤[ ·

· 

(26)

Al despejar la aceleración, se obtiene la aceleración calculada a partir de la distancia de parada (Ecuación (21)), esta debe ser menor a la aceleración máxima (Ecuación (22)), para evitar el deslizamiento:

 ≤[ · 

(27)

Entonces, el sistema de frenado es seguro desde el punto de vista de adherencia. Cuando la aceleración calculada a partir de la distancia de parada (Ecuación (21)), es menor a la aceleración máxima teórica (Ecuación (22)), en caso contrario el sistema entraría en condición de bloqueo de las ruedas (deslizamiento), lo cual comprometería el control direccional y aumentaría la distancia real de frenado [34].

 ≤Qfg

(28)

2.3.10.4.4.

Determinación de la fuerza de frenado total y su distribución por rueda.

Una vez estimada la desaceleración del vehículo, ya sea a partir de la distancia de frenado o de los límites de adherencia, es posible calcular la fuerza total de frenado que debe generar el sistema para detener el vehículo. Esta fuerza se determina mediante la segunda ley de Newton aplicada en dirección longitudinal, según la Ecuación (25): $NOijf2H =

· 

(29)

Donde:

$NOijf2H: fuerza total de frenado requerida (N).

m: masa total del vehículo (incluido piloto y estructura) (kg). a: aceleración de frenado (negativa) P a bTR.

Esta fuerza representa la magnitud neta que el sistema de frenos debe aplicar sobre las ruedas para reducir la velocidad del vehículo hasta detenerlo. Es importante aclarar que no se trata de una fuerza que se aplica en un solo punto, sino que se distribuye entre los puntos de contacto neumático–suelo. La fuerza total de frenado se reparte entre las ruedas delanteras y traseras, dependiendo de la geometría del vehículo y la transferencia dinámica de carga. En un caso general, la fuerza en cada eje puede calcularse como [53]: $NOijf2H,imi,2infjoiOH = p · $NOijf2H

(30)

$Oijf2H,imi,oOf7iOH = (1 −p) · $NOijf2H

(31)

Donde:

β: Proporción de frenado en el eje delantero (usualmente entre 0.6 y 0.7 en vehículos con motor trasero), enviando el 60% al  70 % de la fuerza de frenado al tren delantero [54]. $NOijf2H,2infjoiOH , $NOijf2H,oOf7iOH: fuerzas de frenado por eje (N). Y la fuerza de frenado por rueda, suponiendo una distribución simétrica entre las ruedas de un mismo eje (izquierda/derecha), se puede obtener la fuerza de frenado por rueda individual como:

$Oqi2f = $NOijf2H g imi

,

(32)

Donde:

n: número de ruedas por eje.

• $ Oqi2f: Fuerza de frenado individual por rueda (N).

Este valor es clave para el dimensionamiento del freno específico en cada rueda, ya que permite calcular el torque de frenado requerido y verificar si se mantiene por debajo del límite de fricción para evitar el deslizamiento.

2.3.10.4.5.

Distribución de la carga estática por eje.

Para comprender el comportamiento dinámico de un vehículo durante el frenado es necesario conocer cómo se distribuye el peso de un vehículo en estado de reposo. Esta distribución estática de la carga determina la fuerza normal que cada eje transmite al suelo cuando el vehículo está detenido. Considerando el vehículo como un cuerpo rígido en equilibrio apoyado sobre dos ejes (delantero y trasero), la distribución del peso depende únicamente de la posición del centro de gravedad (CG) con respecto a los ejes [34]. k2in = > G ·

· 

(33)

koOf7 =  G ·

· 

(34)

Donde:

k2in: Fuerza normal (carga vertical) en el eje delantero (N). koOf7: Fuerza normal en el eje trasero (N).

m: masa total del vehículo (kg).

g: aceleración de la gravedad P9.81 a bTR.

a: distancia del CG al eje delantero (m).

b: distancia del CG al eje trasero (m).

G =  + >: batalla total del vehículo (m).

Estas expresiones se obtienen al aplicar las condiciones de equilibrio estático a los momentos respecto a cada eje. La fuerza total sobre el suelo es igual al peso del vehículo (k2in + koOf7 =

· ); pero, su distribución varía según la ubicación longitudinal del CG.

Figura 30. Distribución estática de carga por eje.

2.3.10.4.6.

Transferencia longitudinal de la carga por eje durante el frenado. Durante el frenado, el vehículo experimenta una desaceleración que genera una inercia hacia adelante. Esta acción provoca una transferencia dinámica de carga desde el eje trasero hacia el eje delantero, aumentando la fuerza normal sobre las ruedas delanteras y reduciéndolas sobre las traseras. Este fenómeno tiene efectos importantes en la capacidad de frenado, la estabilidad del vehículo y el diseño del sistema estructural. La variación de carga vertical inducida debida a la desaceleración, se calcula mediante el siguiente modelo clásico de dinámica vehicular [34]:

∆k =

·  · ℎ

G

(35)

Donde:

∆k : Carga transferida desde el eje trasero al delantero (N).

m: masa total del vehículo (kg).

a: aceleración de frenado (negativa) P a bTR.

h: Altura del centro de gravedad sobre el suelo (m). G: Batalla total del vehículo (m).

Este modelo supone que el vehículo es rígido, sin deformación estructural y con distribución simétrica de carga entre las ruedas de cada eje [34]. Donde las reacciones dinámicas por eje se calculan a partir de las reacciones estáticas (Ecuaciones (33) y (34)), sumando o restando la carga transferida:

Eje delantero:

k2in,2Mj = k2in + ∆k

(36)

Eje trasero:

koOf7,2Mj = koOf7 −∆k

(37)

Donde:

k2in,2Mj: Reacción vertical dinámica sobre el eje delantero (N). koOf7,2Mj: Reacción vertical dinámica sobre el eje trasero (N). Este análisis permite identificar el levantamiento del eje trasero, cuando koOf7,2Mj ≥0 [53], el carro al frenar no se levanta de la parte trasera y no existe un incremento excesivo de carga sobre el eje delantero, lo cual no afectara el comportamiento de dirección y la seguridad del frenado.

Figura 31. Transferencia de carga longitudinal durante la frenada.

2.3.10.4.7.

Criterios de selección del sistema de freno de disco.

El diseño o la selección de un sistema de freno depende tanto de la desaceleración requerida como de la capacidad del conjunto mecánico (disco, cáliper y pistón) para generar el torque necesario que permita frenar el vehículo de forma segura y eficiente. Este torque debe ser capaz de contrarrestar la inercia del vehículo y transmitir la fuerza de frenado mediante la acción del sistema de fricción, sin que se produzcan deslizamientos, bloqueos indeseados en las ruedas o pérdidas de eficiencia térmica durante el proceso [34]-[30]-[51]. El torque de frenado en las ruedas tiene como objetivos principales:

• Generar una fuerza tangencial que se oponga al movimiento del vehículo.

• Dimensionar el sistema de freno (disco, cáliper, palanca mecánica o tambor).

• Seleccionar un freno comercial adecuado que genere ese torque dentro de las

limitaciones de espacio y peso.

• Diseñar el anclaje estructural y garantizar la resistencia local del chasis en esa

zona.

• Verificar que el freno no exceda la capacidad de adherencia entre el neumático y

la superficie de rodadura (evitar bloqueo de la rueda).

El torque de frenado se relaciona directamente con la fuerza de freno requerida en la rueda y el radio efectivo de la misma, mediante la siguiente expresión [30]: +NOijH = $Oqi2f · 1iNi-oFsH

(38)

Donde:

+NOijH: Torque de frenado requerido en la rueda (N·m). $Oqi2f: Fuerza de frenado aplicada sobre la rueda trasera (N), Ecuaciones (30) y (31). 1iNi-oFsH: radio efectivo de la rueda (m).

Este valor es clave para dimensionar el disco, el cáliper, y seleccionar el mecanismo hidráulico o mecánico apropiado, de modo que puedan generar este torque sin falla ni sobrecarga.

En un sistema de frenos de disco, el torque no se genera directamente en el eje, sino a través de la fricción producida entre las pastillas y el disco. La expresión general del torque de frenado para un sistema de disco con cáliper flotante es [30]: +NOijH = 2 · $j · [ · 12F7-,Q.iN

(39)

Donde:

+NOijH : Torque de frenado requerido en la rueda (N·m). $j : Fuerza normal ejercida por el cáliper sobre una pastilla (N). [ : Coeficiente de fricción entre la pastilla y el disco. 12F7-,Q.iN: Radio medio efectivo del disco (m). 12F7-: Radio medio del disco (m).

La constante 2 se debe a que la pinza aplica fuerza sobre dos caras del disco (una por cada pastilla). El radio medio se aproxima típicamente como [55]:

12F7-,Q.iN = 0.8 · 12F7-

(40)

La fuerza normal ejercida por el cáliper sobre una pastilla $j, esta generada por la presión hidráulica (P) sobre el área efectiva del pistón y está definida como: $j = t · *

(41)

Donde:

t: Presión del sistema hidráulico, 3 MPa (sistemas manuales), de 6 MPa a 10 MPa (sistemas con asistencia).

A: Área efectiva del pistón (

0).

Teniendo en cuenta lo anteriormente expuesto, la fuerza normal queda definida en función del diámetro del pistón de la siguiente manera [34]:

$j = t · * = t · uv · w0

4

x

(42)

A partir de esta relación, es posible dimensionar el diámetro del pistón y el caliper, una vez conocido el torque necesario y el radio medio efectivo del disco. También se puede evaluar si un sistema de freno disponible comercialmente será capaz de generar el torque requerido para cumplir con las exigencias dinámicas y de seguridad del vehículo.

2.3.10.5.

Dinámica de aceleración.

La dinámica de aceleración se refiere al comportamiento del vehículo cuando se le aplica un torque motor que lo impulsa hacia adelante. Durante esta fase, la fuerza propulsora se genera a partir del par motor transmitido a las ruedas motrices el cual se convierte en una fuerza tangencial de tracción en el punto de contacto entre el neumático y el suelo. Para que esa fuerza sea efectiva, debe estar limitada por la adherencia disponible entre el neumático y la superficie

de rodadura. Cuando la fuerza aplicada excede este límite, se produce deslizamiento o patinaje, y el vehículo pierde capacidad de tracción útil [34]-[53], (Figura 32).

Figura 32. Fundamentos dinámicos de la tracción vehicular.

2.3.10.5.1.

Aceleración desde el par motor a la rueda motriz.

Cuando el motor transmite torque a la rueda trasera a través de un sistema de poleas y correa (Figura 33), dicho torque se transforma en una fuerza tangencial aplicada sobre el perímetro del neumático. Esa fuerza es la responsable de acelerar el vehículo. Para estimar la aceleración producida por el par motor, se parte del siguiente principio básico de dinámica rotacional y lineal [34]:

Figura 33. Dinámica de aceleración vehicular desde la acción del par motor en la rueda motriz +O = $o · 1iN

(43)

Por la segunda ley de Newton:

$o =

· 

(44)

Donde:

+O: Torque aplicado a la rueda (Nm). $o: Fuerza tangencial o de tracción que impulsa el vehículo (N). 1iN: Radio efectivo de la rueda (m). m: Masa total del vehículo con piloto (kg). a: Aceleración longitudinal del vehículo P a bTR.

Debido a la relación de transmisión entre la polea que es solidaria a la rueda y al motor y a la eficiencia de transmisión se obtiene: +O = +Q · ;Oi2 · yoOfj7 = +Q · u1zHnif,O 1zHnif,Q x · yoOfj7

(45)

Donde:

+Q: Torque entregado por el motor (Nm). ;Oi2: Relación de reducción entre poleas. 1zHnif,O : Radio de la polea solidaria a la rueda (m). 1zHnif,Q: Radio de la polea solidaria al motor (m). yoOfj7: Eficiencia de la transmisión. Reemplazando la Ecuación (44) en la Ecuación (43) y estás en la Ecuación (45) se encuentra:

·  · 1iN = +Q · ;Oi2 · yoOfj7

(46)

De la Ecuación (46), se encuentra el valor de la aceleración:  = +Q · ;Oi2 · yoOfj7

· 1iN

(47)

2.3.10.5.2.

Criterio para determinar si el vehículo logra moverse.

El vehículo será capaz de iniciar el movimiento si la fuerza de tracción generada en el neumático, es decir la fuerza que el sistema puede entregar en la rueda, es mayor o igual la fuerza resistente total (compuesta por fuerzas de inercia y rodadura)[53]. $oOf--Fój ≥$Oi7F7oij-Ff

(48)

Donde la fuerza de resistencia (|}6~6•}€•~‚), es la suma de la fuerza de rodadura y la fuerza de arrastre, teniendo en cuenta que la fuerza de arrastre se calcula multiplicando el coeficiente de resistencia a la rodadura con la fuerza normal sobre la rueda. +Q · ;Oi2 · yoOfj7 1iN ≥3O · k2in + $2i fOOf7oOi

(49)

2.3.10.5.3.

Tiempo para alcanzar una velocidad desde reposo.

La aceleración constante permite calcular el tiempo para alcanzar una velocidad final conocida, partiendo del reposo [52]:

< = /N −/F 

(50)

Donde:

t: tiempo (s).

/F : Velocidad inicial P a b R, en este caso 0.

/N : Velocidad final deseada P a b R.

2.3.10.5.4.

Transferencia de carga al eje trasero durante la aceleración.

Durante la aceleración, parte de la carga normal del eje delantero se transfiere al eje trasero, generando mayor adherencia en las ruedas motrices. La carga transferida es [34]: ∆k =

·  · ℎ

G

(51)

Donde:

∆k : Carga transferida hacia atrás (N). h: Altura del centro de masa (m).

L: Batalla del vehículo (distancia entre ejes) (m). a: aceleración longitudinal del vehículo P a bTR.

Esto incrementa la carga normal en el eje trasero: koOf7,2Mj = koOf7 + ∆k =

· ( · ƒ„ +  · ℎ)

G

(52)

Donde:

m: Masa total del vehículo (kg).

g: Aceleración de la gravedad P9.81 a bTR.

ƒ„: Distancia desde el CG hasta el eje delantero (m). L: batalla del vehículo (distancia entre ejes, m). h: altura del CG respecto al suelo (m). Esta carga extra mejora la tracción en el eje trasero, pero si no se distribuye bien, puede causar inestabilidad o levantamiento del eje delantero.

2.3.10.5.5.

Evaluación de la adherencia y riesgo de patinaje (deslizamiento). El límite máximo de fuerza de tracción está dado por la adherencia disponible entre neumático y suelo [30]:

$oOf--Fój,Qág = [ · koOf7,2Mj

(53)

Para evitar deslizamiento (perdida de adherencia o patinaje), la fuerza de tracción debe ser menor o igual a la fuerza de tracción máxima en la rueda trasera.

$oOf--ój ≤[ · koOf7,2Mj

(54)

+Q · ;Oi2 · yoOfj7 1iN ≤[ · koOf7,2Mj

(55)

2.3.10.5.6.

Evaluación del levantamiento del eje delantero.

Durante una aceleración intensa, si el momento generado por la fuerza de tracción sobrepasa el momento resistivo por peso en el eje delantero, existe riesgo de levantamiento o "wheelie". La condición para evitarlo [34], se expresa mediante la siguiente relación: k2in,2Mj > 0,

·  · >

G −∆k > 0

(56)

Las ruedas delanteras no pierden contacto con el suelo.

2.3.10.6.

Impacto frontal.

En el diseño vehicular, el impacto frontal es uno de los casos críticos desde el punto de vista de la seguridad estructural. Cuando el vehículo entra en contacto directo con un obstáculo fijo o móvil, se generan fuerzas de gran magnitud en un corto tiempo, produciendo deformaciones estructurales que pueden comprometer la integridad del habitáculo y la protección del conductor [30].

El impacto se define como una interacción violenta entre cuerpos, caracterizados por una transferencia repentina de cantidad de movimiento (momento lineal). En un vehículo, esta transferencia de energía se observa principalmente en forma de fuerza inercial, que tiende a deformar la estructura en dirección longitudinal. Durante este proceso la energía cinética del sistema en movimiento se disipa a través de deformaciones plásticas, lo que convierte al diseño de zonas de absorción de energía en un aspecto fundamental del chasis [30].

En el caso particular de vehículos tipo prototipo, como los diseñados para competencias de eficiencia energética organizadas por Shell Eco-Marathon, el análisis del comportamiento ante impactos frontales adquiere una relevancia estratégica. Aunque no se exige cumplir con normativas de colisión vehicular típicas de automóviles de producción, el reglamento técnico establece requisitos estructurales mínimos orientados a proteger al conductor. En particular según el numeral 3A del reglamento oficial Shell Eco-marathon, exige que “todos los vehículos deben tener una zona deformable mínima de 100 mm entre la parte delantera de la carrocería y los pies del conductor” [3]. Esta disposición busca garantizar que, en caso de colisión leve, se disponga de una distancia de absorción de energía que reduzca el riesgo de lesiones directas en las extremidades inferiores del piloto.

Dado que la realización de ensayos experimentales o simulaciones dinámicas completas (tipo crash test con cuerpos deformables) resulta costoso y técnicamente complejo, en este trabajo se opta por una metodología de simulación cuasi-estática. Este enfoque consiste en aplicar una carga concentrada sobre la zona frontal del chasis y analizar la deformación resultante bajo condiciones de cargas estáticas equivalentes, A pesar de su simplicidad esta aproximación permite estimar la rigidez inicial de la estructura y su capacidad para soportar impactos de baja velocidad [34].

2.3.10.6.1.

Justificación del modelo y condiciones de carga ante un impacto frontal.

En el contexto del diseño estructural de un vehículo tipo prototipo, el análisis del comportamiento del chasis ante un posible impacto frontal es crucial para garantizar la integridad del habitáculo del piloto. Sin embargo, debido a las limitaciones propias de diseño conceptual, prototipado temprano o recursos computacionales, se opta por un modelo de

simulación simplificada tipo cuasi-estática, en lugar de un modelo transitorio explícito. Este enfoque ha sido validado en estudios académicos como método preliminar para estimar el nivel de deformación estructural ante cargas de colisión [30].

La simulación consiste en la aplicación de una carga concentrada sobre la zona frontal del chasis, siguiendo una dirección longitudinal contraria al movimiento del vehículo, representando de forma idealizada las fuerzas inerciales generadas en un escenario de desaceleración abrupta.

La magnitud de la carga aplicada se estima a partir de una aproximación basada en la segunda ley de Newton:

$ =

· 

(57)

Donde:

F: Fuerza inercial de impacto (N).

m: Masa total del vehículo con piloto (kg).

a: Aceleración de impacto estimada P a bTR.

El valor de la fuerza calculada se toma como la variable de entrada principal en el análisis cuasi-estático, con el objetivo de evaluar las deformaciones máximas que se producen en la zona frontal del chasis. La simulación basada en esta fuerza, busca verificar si la estructura es capaz de absorber la energía del impacto sin exceder los límites permisibles de deformación, especialmente considerando el requerimiento del reglamento técnico de la Shell Eco-Marathon de mantener una zona deformable mínima de 100 mm entre la carrocería frontal y los pies del conductor [3]. El resultado del analisis permite estimar si la deformación se mantiene por debajo de ese umbral, asegurando así que el diseño cumpla con un criterio básico de protección pasiva del piloto.

2.3.10.7.

Aerodinámica.

La aerodinámica es una rama de la mecánica de fluidos, que estudia el comportamiento del aire en movimiento y su interacción con los cuerpos solidos que se desplazan a través de él. En el contexto automotriz, se utiliza para analizar y optimizar la forma del vehículo con el fin de reducir la resistencia que el aire ejerce sobre el automóvil mientras este se desplaza[34]. La aerodinámica adquiere una gran relevancia en las competencias Shell Eco-Marathon, ya que estos vehículos están diseñados para alcanzar la máxima eficiencia en términos de consumo energético, minimizar las perdidas por resistencia del aire y esto se convierte en una prioridad en el diseño. A velocidades moderadas, como las alcanzadas en esta competencia, la resistencia del aire representa una fracción significativa del esfuerzo total de propulsión, especialmente porque la potencia disponible es limitada y las condiciones de la competencia están diseñadas para simular desplazamientos urbanos sostenibles [35]. Las principales variables aerodinámicas que influyen en el rendimiento de un vehículo son:

• Fuerza de arrastre (Drag) o resistencia aerodinámica ( ): La fuerza de arrastre es la componente aerodinámica que se opone al avance del vehículo. Es una fuerza que aumenta con el cuadrado de la velocidad y depende de parámetros como el coeficiente de arrastre (

), el área frontal del vehículo (A) y la densidad del aire (ρ), lo que la convierte en el principal desafío para los vehículos de bajo consumo. Su expresión general está dada por [35]:

$2 = 1

2 · 4 · K0 · 32 · *N

(58)

Donde:

$2: Fuerza de arrastre (N).

4: Densidad del aire (kg/m³).

32: Coeficiente de arrastre.

*N: Área frontal del vehículo (m²).

V: Velocidad del vehículo respecto al aire (m/s).

Esta fuerza representa la pérdida energética causada por la resistencia que ejerce el aire sobre la superficie del vehículo durante su desplazamiento, su reducción es uno de los objetivos principales en el diseño aerodinámico.

• Fuerza de sustentación (Lift) o elevación: La sustentación (también llamada

“elevación” o “levitación”) es una fuerza aerodinámica generada por la distribución de presiones en torno al vehículo, actuando perpendicular al flujo de aire. Aunque suele asociarse con aeronaves, los vehículos también experimentan efectos de sustentación o compresión (downforce), dependiendo del perfil y diseño de la carrocería [35]. La expresión básica es: $n = 1

2 · 4 · K0 · 3n · *N

(59)

Donde:

$n : Fuerza de sustentación (N) (puede ser positiva o negativa). 3n: Coeficiente de sustentación.

Una fuerza de sustentación positiva puede reducir la adherencia de los neumáticos, mientras que una fuerza de compresión (negativa) puede mejorar la tracción, aunque con un aumento en el arrastre.

• Fuerzas laterales (Side force): Las fuerzas laterales se manifiestan

principalmente en situaciones de viento cruzado o durante maniobras en curvas.

Pueden desestabilizar el vehículo y modificar la trayectoria deseada [30].Estas fuerzas dependen de:

• El ángulo de incidencia del viento respecto al eje longitudinal del vehículo (ángulo de deriva).

• La forma y volumen lateral del vehículo.

• El coeficiente lateral de presión,

6.

Aunque no siempre son consideradas en modelos simplificados, estas fuerzas pueden ser críticas en vehículos ultralivianos o con gran superficie lateral. Tabla 7. Fuerzas y momentos aerodinámicos.

Dirección fuerza Momento Longitudinal (Eje X) Fuerza de arrastre (

)

Momento volcamiento Lateral (Eje Y) Fuerza lateral (6) Momento cabeceo Vertical (Eje Z) Fuerza levantamiento (‡) Momento de guiñada Nota:[34] Estos momentos y fuerzas se ilustran en la Figura 34, considerando que las fuerzas no actuan directamente en el centro de gravedad, sino en un plano situado en el piso, en la mitad de la distancia entre ejes, y en el centro de dicha distancia.

Figura 34. Fuerzas y momentos aerodinámicos.[34]-[12].

Para tener en cuenta la influencia del viento en el comportamiento aerodinámico, se asume que su dirección es aleatoria y depende de la trayectoria del vehículo. Además, la velocidad del viento relativa al automóvil se compone principalmente por una componente

dominante en la dirección del movimiento del vehículo, y por una componente secundaria, de menor magnitud, que puede orientarse en cualquier dirección [34]. K = Ks + Kˆ

(60)

Donde:

Ks: Velocidad del Vehículo (m/s).

Kˆ: Velocidad del viento (m/s).

Figura 35. Vientos relativos vistos desde el motor del vehículo en el camino [34]. El coeficiente de arrastre (32) es un parámetro adimensional que cuantifica la resistencia aerodinámica que ofrece un cuerpo al desplazarse a través del aire. Este coeficiente está directamente relacionado con la forma del cuerpo y es clave para el diseño de vehículos de bajo consumo, como los que participan en la competencia Shell Eco-marathon, pues una reducción de (32) contribuye significativamente a minimizar el esfuerzo que debe ejercer el motor y, por tanto, un menor consumo energético. Como se observa en la Figura 36 , los valores típicos de 32 para distintos cuerpos y vehículos varían según el diseño de la carrocería. Un perfil aerodinámico bien optimizado puede alcanzar valores tan bajos como 0.05, mientras que diseños menos eficientes pueden superar 0.6 o más [34].

Figura 36. Coeficientes de arrastre para varios cuerpos[56].

El coeficiente de sustentación (3n), es un parámetro adimensional, que describe la capacidad de una superficie o carrocería de generar una fuerza perpendicular al flujo del aire. En aplicaciones aeronáuticas, la sustentación se busca para proporcionar elevación. Sin embargo, en vehículos terrestres como los prototipos, el objetivo es minimizar el (3n) o incluso invertir dicho efecto (generar carga negativa o "downforce") para asegurar la adherencia al suelo [30].

Dado que cada vehículo presenta características aerodinámicas particulares, incluso entre unidades del mismo modelo, debido a la inclusión de elementos como alerones, difusores u otras modificaciones, no es posible generalizar un valor único para el coeficiente de sustentación (3n), siendo necesario determinarlo de forma empírica para cada diseño específico, generalmente mediante ensayos en túnel de viento. No obstante, para vehículos de pasajeros modernos, pueden utilizarse valores de referencia de ( ‡) en un rango aproximado de 0.3 a 0.5,

asumiendo que el ángulo de incidencia del viento es nulo (Flujo frontal). En presencia de viento lateral, este coeficiente puede aumentar significativamente, alcanzando valores cercanos o superiores a 1 [34].

2.3.10.8.

Diseño asistido por computador y modelado paramétrico en SolidWorks.

En el contexto del diseño de vehículos tipo prototipo para competencia, el CAD 3D no se limita a la representación geométrica, constituye un entorno de definición del diseño, donde se formalizan restricciones, relaciones geométricas y variables que deben preservarse a través de múltiples iteraciones. Para este proyecto, el CAD paramétrico actúa como el recurso operativo fundamental, ya que facilita la creación de múltiples iteraciones geométricas manteniendo la configuración estructural base del chasis y la carrocería, controlando sistemáticamente dimensiones y perfiles estructurales, y reduciendo el rediseño manual entre alternativas [57]. SolidWorks se selecciona como plataforma CAD por su enfoque paramétrico basado en cotas y relaciones, y por integrar herramientas relevantes para estructuras tubulares y ensambles complejos. En particular, su soporte para modelado de estructuras tipo Weldments, la gestión de configuraciones y el control de familias geométricas mediante ecuaciones y tablas de diseño permiten implementar un flujo de trabajo orientado a variantes, manteniendo consistencia dimensional y trazabilidad del modelo [58]. La Figura 37 presenta el ensamble general del vehículo, útil para la validación de empaquetamiento, verificación volumétrica del habitáculo, y compatibilidad geométrica entre chasis, piloto, dirección y envolvente de carrocería.

Figura 37. Ensamble general (validación de empaquetamiento).

La estrategia de modelado aplicada al chasis se apoya en un enfoque top–down, donde un conjunto de geometrías guía (skeleton) define la arquitectura espacial del bastidor, planos de referencia, ejes, puntos y trayectorias que gobiernan la ubicación de los miembros estructurales. Sobre dichas rutas se asignan perfiles normalizados y se controlan dimensiones críticas mediante parámetros globales, por ejemplo, longitudes, separaciones, ángulos y secciones de perfil. Este enfoque permite que modificaciones en parámetros clave se propaguen al conjunto sin reconstrucción completa, preservando relaciones geométricas esenciales y evitando inconsistencias entre elementos estructurales [57]. La Figura 38 evidencia esta lógica de construcción del chasis a partir de su arquitectura base, facilitando la iteración geométrica controlada.

Figura 38. Skeleton/chasis (arquitectura espacial).

La parametrización en SolidWorks se implementa mediante configuraciones y tablas de diseño, que operan como una representación tabular del espacio de diseño, a partir de un único modelo base se generan múltiples variantes asociadas a combinaciones discretas de perfil y espesor, y cuando aplica, dimensiones asociadas a la carrocería, manteniendo invariante la topología general. Este mecanismo es especialmente pertinente cuando el diseño debe evaluarse bajo condiciones de carga variables, por ejemplo la variación de masa del piloto, ya que cada configuración puede vincularse de forma directa con un caso de análisis estructural, fortaleciendo la trazabilidad entre geometría–análisis–decisión [59]. La Figura 39 ilustra el uso de la tabla de diseño como herramienta para controlar y documentar las variantes paramétricas del chasis.

Figura 39. Tabla de diseño (control del espacio paramétrico).

En síntesis, el modelado paramétrico desarrollado en SolidWorks no solo agiliza la generación de variantes geométricas, sino que facilita directamente la etapa CAE al asegurar coherencia dimensional y repetibilidad entre configuraciones. Al mantener una misma topología del modelo (misma arquitectura del chasis) y modificar únicamente parámetros controlados, se reduce el trabajo de preprocesamiento en simulación, la geometría se regenera de forma consistente, disminuyen correcciones manuales antes del mallado y se mejora la trazabilidad entre cada configuración CAD y su respectivo caso de análisis. De este modo, la parametrización constituye la base para evaluar de manera ordenada y comparable el desempeño estructural de las diferentes alternativas evaluadas en este trabajo.

2.3.10.9.

Simulación estructural y herramientas CAE.

2.3.10.9.1.

Fundamentos del análisis estructural por elementos finitos (FEA). El método de los elementos finitos (MEF o FEA) es una técnica numérica empleada para aproximar la respuesta de sistemas físicos complejos, ampliamente utilizada en análisis estructural. En términos generales, el método discretiza el dominio continuo de la estructura en una malla de elementos conectados por nodos, y transforma el problema físico (con sus condiciones de contorno) en un sistema algebraico cuya solución aproxima variables de interés

como desplazamientos, deformaciones y esfuerzos [60]. La calidad de los resultados depende, entre otros factores, del planteamiento del modelo (cargas y restricciones), del tipo de elemento empleado, y de la densidad/calidad del mallado, por lo que en este trabajo se complementa el análisis con verificación de convergencia de malla y criterios de extracción de resultados por componente [60]. El MEF está implementado en plataformas comerciales de simulación como ANSYS, Abaqus y SolidWorks Simulation, lo que permite evaluar configuraciones paramétricas del chasis bajo diferentes escenarios de carga.

2.3.10.9.2.

Aplicación de ANSYS Workbench en ingeniería.

ANSYS Workbench se destaca como una plataforma integrada, basada en el método de elementos finitos, ampliamente utilizada en ingeniería mecánica para simular el comportamiento estructural de componentes y conjuntos. ANSYS es un software comercial de propósito general para Finite Element Analysis (FEA) que incluye módulos de preprocesado (preparación de la malla), resolución y postprocesado, permitiendo abordar problemas de ingeniería mecánica, térmica, de fluidos y multidisciplinarios [61]. Esta herramienta es empleada en diversos sectores industriales (aeronáutico, automotriz, energético, entre otros) para reducir prototipos físicos y predecir el desempeño de diseños bajo condiciones reales de servicio. En Workbench, todas las etapas de un análisis FEA se gestionan dentro de una interfaz gráfica unificada, guiando al usuario a través de un flujo de trabajo continuo sin salir del entorno [61]. Una simulación típica mediante elementos finitos se divide en tres fases fundamentales: preprocesado, solución (procesamiento) y postproceso [61]. En la fase de preprocesado se construye el modelo matemático del problema; esto implica definir o importar la geometría CAD, asignar propiedades de materiales, generar la malla de elementos finitos y aplicar las cargas y condiciones de contorno que representen el entorno físico de servicio. A continuación,

en la etapa de solución, el software ensambla y resuelve el sistema de ecuaciones derivado de la discretización para obtener las variables de respuesta, por ejemplo, desplazamientos nodales en un análisis estructural [61]. Por último, en el postproceso se obtienen y visualizan los resultados calculados, permitiendo examinar distribuciones de esfuerzos, deformaciones u otros parámetros de interés, a fin de evaluar el comportamiento del diseño y extraer conclusiones válidas. ANSYS Workbench facilita este proceso mediante módulos interconectados (Figura

40) (preprocesador, solucionador y postproceso) en una sola plataforma, lo que simplifica el

flujo de trabajo de la simulación estructural para el ingeniero.

Figura 40. Preprocesado, solución (procesamiento) y postproceso.

2.3.10.9.3.

Mallado, tipos de elementos y estudio de convergencia.

En el análisis por elementos finitos, la generación de la malla es una etapa fundamental. El mallado consiste en dividir la geometría continua de la pieza o estructura en un número finito de subdominios llamados elementos finitos [62]. Cada elemento es una entidad matemática simple (por ejemplo, un tetraedro o un hexaedro en 3D, un cuadrilátero o triángulo en 2D) que se conecta con sus vecinos a través de nodos compartidos, formando la malla total del modelo. El software ANSYS dispone una amplia biblioteca de tipos de elementos para distintas aplicaciones y condiciones de análisis, la elección del tipo de elemento determina, entre otros

factores, los grados de libertad considerados y la dimensionalidad del modelo (elementos unidimensionales tipo barra o viga, bidimensionales tipo placa o lámina, o tridimensionales sólidos) [62]. Una malla adecuada debe representar con precisión la geometría y las variaciones de campo (deformaciones, gradientes de tensión, etc.). Generalmente, se prefieren elementos más pequeños en zonas con alta complejidad geométrica o concentraciones de esfuerzos, mientras que regiones menos críticas pueden modelarse con elementos más grandes, equilibrando precisión y costo computacional (ver Figura 41).

Figura 41. Tipo de malla tetraedro y hexaedro.

El estudio de convergencia de malla es un procedimiento indispensable para garantizar la confiabilidad de los resultados numéricos en un análisis por elementos finitos. Dado que una malla más refinada tiende a producir soluciones más precisas (acercándose a la solución exacta del problema continuo) a costa de mayor tiempo de cómputo, es necesario encontrar un nivel de discretización óptimo [63]. En la práctica, el ingeniero realiza análisis sucesivos con diferentes tamaños de elemento: primero se simula con una malla relativamente gruesa, luego se vuelve a mallar con mayor densidad de elementos y se repite el análisis, comparando resultados clave entre cada refinamiento [64]. Si las diferencias en las respuestas (por ejemplo, en el esfuerzo máximo o

el desplazamiento) entre una malla y la siguiente son insignificantes, se considera que la solución a convergido respecto a la malla. Este proceso iterativo garantiza que la solución obtenida sea suficientemente independiente del tamaño de elemento utilizado, logrando un equilibrio entre la precisión numérica y la eficiencia computacional [64]. En resumen, el estudio de convergencia valida que la malla elegida es lo suficientemente fina para representar correctamente el comportamiento del sistema, evitando al mismo tiempo un número excesivo de elementos que encarezcan el cálculo sin mejorar sustancialmente la exactitud del resultado.

Figura 42. Convergencia de malla.

2.3.10.9.4.

Tipos de análisis estructural: estático, dinámico, de impacto y aerodinámico.

Los análisis estructurales estático y dinámico representan dos categorías fundamentales en mecánica estructural. En un análisis estático, las cargas aplicadas son constantes o varían tan lentamente que pueden considerarse cuasi-estáticas; por tanto, no se toman en cuenta los efectos de inercia ni amortiguamiento. Este tipo de análisis resuelve las ecuaciones de equilibrio estático (∑F = 0, ∑M = 0) para la estructura bajo cargas fijas, obteniendo deformaciones y tensiones en régimen estacionario [65]. Es apropiado para evaluar, por ejemplo, la resistencia de componentes sometidos a cargas permanentes o peso propio. Por su parte, el análisis dinámico se emplea cuando las cargas o excitaciones varían significativamente con el tiempo

de forma súbita o periódica, de modo que las fuerzas de inercia y los efectos viscosos (amortiguamiento) influyen en la respuesta estructural [65]. En ANSYS Workbench, el módulo Mechanical facilita tanto análisis lineales, por ejemplo, análisis modal o armónico, como no lineales en el dominio del tiempo, incorporando opciones de amortiguamiento y otras condiciones necesarias para reflejar el comportamiento dinámico real de la estructura. La combinación adecuada de análisis estáticos y dinámicos proporciona una visión completa del comportamiento estructural, asegurando que el diseño sea seguro bajo cargas permanentes y eventos dinámicos extremos [65].

Figura 43. Análisis dinámico a una velocidad determinada.

Un caso particular de análisis dinámico es el análisis de impacto. Los impactos, choques o explosiones implican cargas de gran magnitud aplicadas en intervalos muy breves, generando respuestas altamente no lineales, como grandes deformaciones, plasticidad, contacto violento entre cuerpos, posibles fracturas. Para este tipo de eventos, ANSYS ofrece solvers explícitos de dinámica transitoria, los cuales calculan la respuesta de la estructura paso a paso con incrementos de tiempo muy pequeños, capturando adecuadamente la física rápida del impacto. Los análisis de impacto proporcionan información crucial sobre la resiliencia de una estructura ante eventos extremos, permitiendo introducir mejoras de diseño tales como geometría

reforzada, materiales más tenaces, dispositivos de absorción de energía, etc. Para mitigar daños en situaciones de colisión.

Figura 44. Análisis de impacto ANSYS.

Finalmente, el análisis aerodinámico se centra en el estudio de las cargas fluidas (principalmente generadas al aire u otro fluido en movimiento) que actúan sobre una estructura. Este tipo de análisis suele abordarse mediante técnicas de dinámica de fluidos computacional (CFD, Computational Fluid Dynamics). En el ecosistema ANSYS, programas como ANSYS Fluent permiten simular el flujo de aire alrededor de un objeto y calcular las fuerzas aerodinámicas resultantes, tales como la sustentación y el arrastre en el caso de componentes aeronáuticos o vehiculares [66]. Este enfoque aerodinámico es esencial en el diseño de automóviles, aeronaves, turbinas eólicas y edificaciones expuestas al viento, ya que permite evaluar y garantizar que la estructura pueda soportar las fuerzas del fluido sin exceder sus criterios de resistencia o estabilidad.

Figura 45. Análisis aerodinámico ANSYS.

En resumen, ANSYS ofrece un conjunto integral de herramientas para abordar distintos tipos de análisis estructural, estáticos, dinámicos (incluyendo impactos) y aerodinámicos, de manera acoplada, brindando la capacidad de predecir el comportamiento de un diseño bajo condiciones de carga relevantes.

3. Desarrollo y Metodología Aplicada.

El presente capítulo describe el proceso metodológico seguido para el desarrollo del diseño paramétrico de un automóvil tipo prototipo destinado a la competencia Shell Eco- Marathon. El trabajo se llevó a cabo siguiendo un flujo secuencial que integra el análisis normativo, la selección y dimensionamiento de componentes, el modelado paramétrico del chasis y la carrocería, y la validación estructural y aerodinámica mediante herramientas de simulación computacional. Este enfoque permitió establecer una metodología reproducible que garantice el cumplimiento de los requerimientos técnicos y de eficiencia propios de la competencia.

El desarrollo se estructuró en función de los objetivos específicos planteados: el diseño paramétrico del chasis (Objetivo 1), el análisis estático y dinámico del mismo (Objetivo 2), el diseño paramétrico de la carrocería (Objetivo 3), la evaluación aerodinámica (Objetivo 4) y la propuesta metodológica final (Objetivo 5). Cada objetivo se materializó en etapas interrelacionadas, de modo que los resultados obtenidos en fases tempranas sirvieron como base para la toma de decisiones en fases posteriores, facilitando la optimización iterativa del diseño. Para la modelación tridimensional y parametrización se utilizó el software SolidWorks, mientras que para los análisis estructurales y aerodinámicos se empleó ANSYS Workbench, aplicando los módulos de análisis estático, dinámico y de dinámica de fluidos computacional (CFD). La metodología de diseño paramétrico implementada permitió vincular dimensiones y propiedades del chasis y la carrocería a parámetros controlados, facilitando la evaluación rápida de múltiples configuraciones sin necesidad de modelar cada una desde cero. El alcance del trabajo abarca exclusivamente el desarrollo virtual del prototipo, incluyendo el diseño paramétrico, la validación mediante simulación numérica y la propuesta

de una metodología aplicable a futuros diseños. No se contempla la fabricación física del prototipo ni la realización de ensayos experimentales. En cuanto a las limitaciones, se consideró un único material estructural (aluminio 6061-T6), perfiles tubulares cuadrados disponibles comercialmente y un rango específico de masas de piloto, definidos según la normativa vigente de la Shell Eco-Marathon. Asimismo, las simulaciones se realizaron bajo condiciones controladas que, si bien representan escenarios de competencia, no contemplan todas las posibles variables ambientales o imprevistos en pista.

3.1. Diseño paramétrico del chasis.

3.1.1. Análisis de la reglamentación Shell Eco-Marathon.

El diseño del chasis y la carrocería para la categoría Prototype en la Shell Eco-Marathon, está condicionado por requerimientos dimensionales, de seguridad del conductor y de integración de sistemas (dirección, frenos, tanque, aislamiento, acceso y visibilidad), estipuladas en las reglas oficiales del certamen. A continuación, se presentan los principales requisitos normativos identificados como relevantes para el desarrollo del vehículo. Estos se sintetizan por categorías desde la Tabla 8 a la Tabla 11. En el Anexo A. Tabla 48, se puede ver la ficha técnica preliminar del prototipo-Categoría Prototype.

Tabla 8. Requisitos de seguridad del conductor y habitáculo Categoría Requisito Especificación.

Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Conductor Masa mínima del conductor (incluye equipo) ≥ 50,0 kg La masa del piloto se incorpora como variable de entrada en los casos de carga estructural.

Art. 20 Postura Prohibida la conducción en posición “cabeza abajo” No permitido Define el layout del puesto de conducción y condiciona geometría del habitáculo.

Art. 33

Categoría Requisito Especificación.

Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Barra antivuelco La barra debe sobresalir respecto al casco ≥ 50 mm alrededor del casco Controla la envolvente superior del chasis; define altura mínima del arco.

Art. 26 Barra antivuelco (hombros) La barra debe extenderse más allá de hombros Condición geométrica Condiciona ancho/forma del arco y su integración con los largueros laterales.

Art. 26 Barra antivuelco (resistencia) Carga estática sin deformación

700 N en direcciones

vertical/horizontal/perp endicular.

Se adopta como caso de verificación estructural del arco (criterio de resistencia).

Art. 26 Zona deformable frontal Distancia mínima entre frente del vehículo y pies del conductor ≥ 100 mm Define la longitud mínima de la nariz/zona frontal y el posicionamiento del pedalier.

Art. 25 Piso y marco Evitar contacto del cuerpo con el suelo Piso y marco sólidos Exige solución estructural inferior (piso/monocasco) y rigidez local.

Art. 25 Objetos interiores Evitar elementos que lesionen Sin objetos peligrosos; ventanas sin fragmentos Condiciona detalles interiores, bordes, fijaciones y elección de materiales/cubiertas.

Art. 25 Nota:[3]

Tabla 9.Requisitos de aislamiento entre compartimento energético y conductor. Categoría Requisito Especificación Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Mamparo rígido Separar y sellar compartimento energético del habitáculo Obligatorio Se incorpora un panel rígido integrado al chasis; define interfaces de montaje.

Art. 27 Protección térmica/llama Proteger al conductor de llama abierta Obligatorio Requiere material/solución de mamparo con criterio de sellado.

Art. 27

Categoría Requisito Especificación Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Acceso manual Impedir acceso manual del conductor al compartimento energético Obligatorio Define continuidad del mamparo y ausencia de aberturas accesibles desde cabina.

Art. 27 Pasos de cables Protección en perforaciones Pasacables/ojales + sellado total Condiciona detalles de fabricación: selladores y guías de cableado.

Art. 27 Nota:[3]

Tabla 10.Restricciones dimensionales y de masa del vehículo. Parámetro Requisito Especificación Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Altura total Altura máxima del vehículo < 1000 mm Condiciona perfil del arco, carrocería y centro de masa.

Art. 39 Ancho de vía Mínimo entre contactos de ruedas externas ≥ 500 mm Define geometría de base; influencia en estabilidad y diseño del chasis.

Art. 39 Relación altura / ancho de vía Límite de estabilidad geométrica < 1,25 Impone coherencia dimensional global; guía el layout lateral.

Art. 39 Distancia entre ejes Mínimo permitido ≥ 1000 mm Condiciona el layout longitudinal, habitáculo y zona deformable.

Art. 39 Ancho total Máximo permitido ≤ 1300 mm Restringe envolvente de carrocería.

Art. 39 Longitud total Máximo permitido ≤ 3500 mm Condiciona envolvente y packaging.

Art. 39 Masa del vehículo (sin conductor) Máximo permitido ≤ 140 kg Se usa como criterio de diseño liviano en selección de perfiles/espesores.

Art. 39 Nota:[3]

Tabla 11.Requisitos de sistemas asociados que condicionan el diseño del vehículo. Sistema Requisito Especificación Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Neumáticos y ruedas Se permiten todo tipo de neumáticos y ruedas Permitido El diseño del chasis/carrocería debe asegurar compatibilidad geométrica y de montaje. Art. 41(a) Llantas Se permite cualquier tipo de llanta si es compatible con el neumático y normas de seguridad Compatibilidad + seguridad Condiciona selección dimensional (diámetro/ancho) y, por tanto, holguras con chasis/carrocería.

Art. 41(b) Dirección Solo dirección delantera Permitida únicamente en ruedas delanteras Define arquitectura del tren delantero y espacio para mecanismos de dirección.

Art. 42 Radio de giro Radio máximo permitido ≤ 8 m Condiciona geometría (Ackermann/ángulos) y despejes llanta– carrocería/chasis.

Art. 42 Frenos Dos sistemas hidráulicos, uno por eje Obligatorio Define interfaces estructurales para pedales/soportes; condiciona seguridad. Art. 43 Frenos delanteros Control por pedal de un pie Obligatorio Condiciona layout del pedalier dentro del habitáculo.

Art. 43 Frenos traseros Palanca única en volante o un solo pedal Obligatorio Condiciona ergonomía, soportes y rigidez local del chasis en zona de mando. Art. 43 Tanque combustible Tanque aprobado (Prototype) 30, 100 o 250 cc Condiciona selección y montaje del sistema de combustible.

Art. 61 Montaje del tanque Posición vertical accesible 0° (vertical) Condiciona ubicación y soportes; accesibilidad para medición de consumo.

Art. 61 Altura del tanque vs barra antivuelco Depósito debe quedar por debajo ≥ 50 mm por debajo Condiciona packaging posterior y altura de componentes energéticos. Art. 61

Sistema Requisito Especificación Implicación directa en este trabajo Referencia reglamento Escape No sobresalir más allá de la carrocería del vehículo Sin fugas/fatiga; alta T° Condiciona ruta de escape y soportes.

Art. 35 Visibilidad Arco directo frontal 90° a cada lado Condiciona geometría de cabina/parabrisas.

Art. 28 Espejos Un espejo por lado ≥ 2500 mm² Condiciona soportes y puntos de anclaje en carrocería.

Art. 28 Acceso/egreso Salida sin asistencia < 10 s Condiciona apertura de cabina/puerta y ergonomía de entrada.

Art. 30 Propulsión La propulsión debe lograrse solo por rozamiento rueda– calzada Únicamente por fricción Restringe soluciones de tracción; condiciona el diseño del tren motriz Art. 34(a)* Embrague

(ICE)

Motores de combustión interna deben tener embrague Obligatorio Define integración del sistema de embrague en el tren motriz y soportes en chasis.

Art. 34(b)* Resguardos transmisión Guardas obligatorias para cadena/correa Obligatorio Condiciona diseño de carenados/guardas y puntos de fijación al chasis/carrocería.

Art. 34(g)* Nota:[3] Estas restricciones normativas se implementan como parámetros y verificaciones durante el diseño del chasis y carrocería, posteriormente se contrastan mediante la simulación estructural y herramientas CAE, donde cada variante paramétrica se evalúa bajo condiciones de carga y criterios de aceptación estructural.

Este proyecto se inició tomando como línea base las Shell Eco-marathon Official Rules vigentes en 2023. Durante el desarrollo del trabajo se revisaron las actualizaciones publicadas en 2024, 2025 y 2026, verificando su impacto sobre las restricciones geométricas y funcionales empleadas en el diseño paramétrico del chasis Prototype (envolvente, masa máxima sin piloto, radio de giro) y sobre las condiciones consideradas en la validación CAE/CFD. Se encontró que

dichos requisitos se mantienen esencialmente estables entre 2023 y 2026 para la categoría Prototype. Las variaciones identificadas se concentran principalmente en instrumentación y medición, aspectos que no modifican el alcance del presente estudio, enfocado en la validación estructural y aerodinámica de la carrocería 3.1.2. Diseño conceptual.

3.1.2.1.

Caracterización del sistema motriz Honda GX-35.

El sistema motriz seleccionado para el prototipo corresponde a un motor Honda GX-35 modificado en el marco de un proyecto de la Universidad Tecnológica de Pereira (UTP), con el propósito de optimizar su operación para la Shell Eco-Marathon. Las intervenciones principales consistieron en la conversión del sistema de alimentación a inyección electrónica multipunto y la adaptación del conjunto pistón–cámara de combustión para el uso de etanol anhidro como combustible [67]. Estas modificaciones se adoptan en el presente trabajo como condiciones de partida del diseño conceptual, ya que determinan el combustible, el nivel de desempeño disponible (potencia y par) y el peso del conjunto motriz, parámetros que condicionan el dimensionamiento del tren motriz y su integración en el chasis.

La Tabla 12 resume las especificaciones técnicas relevantes del motor después de la modificación (configuración, cilindrada, relación de compresión, combustible, sistema de alimentación, potencia, par y masa del conjunto) [67]. El montaje del sistema motriz en el prototipo se presenta en la Figura 46 y Figura 47. Adicionalmente, la Figura 48 muestra el modelo CAD del Honda GX-35, utilizado como referencia geométrica en el diseño del chasis para definir volúmenes de interferencia, espacios de instalación, orientación y ubicación del conjunto motriz, así como los puntos de soporte y holguras necesarias para su integración con transmisión, escape y elementos de carrocería.

El detalle de las modificaciones realizadas por subsistema (alimentación e inyección, gestión electrónica, combustión y escape) se presenta en el Anexo B. Tabla 49, con base en la documentación técnica del proyecto UTP [67].

Tabla 12. Especificaciones técnicas después de la modificación. Parámetro Valor aproximado tras modificación Tipo de motor Monocilíndrico, 4T, OHV Cilindrada

35.8 cm³

Diámetro × carrera

39 mm × 30 mm

Relación de compresión > 8: 1 Combustible Etanol anhidro Sistema de alimentación Inyección electrónica multipunto Potencia máxima estimada 0.3892 kW (0.5219 HP) @ 5350 rpm Par máximo estimado

0.7772 Nm @ 4350 rpm

Peso (motor + inyección) ~3.8 kg Nota: Tomado [67].

En resumen, las modificaciones realizadas permiten un funcionamiento más eficiente y estable con etanol, aumentando ligeramente la potencia y el par respecto a la versión original, manteniendo un peso reducido acorde con los requerimientos de un vehículo tipo prototipo de alta eficiencia [67].

Figura 46. Montaje del motor Honda GX-35 [67].

Figura 47. Motor Modificado Honda GX-35

Figura 48. Motor Honda GX-35 modelado SolidWorks.

3.1.2.2.

Revisión y selección de la tipología de chasis para vehículos Prototype (Shell Eco-Marathon).

La selección del tipo de chasis constituye un aspecto fundamental en el diseño de vehículos tipo prototipo para competencias de eficiencia energética como la Shell Eco- Marathon. La literatura revisada indica que las configuraciones más empleadas corresponden a estructuras multitubulares, monocascos en materiales compuestos y configuraciones híbridas. Cada alternativa presenta ventajas y limitaciones que deben analizarse con base en criterios como rigidez estructural, peso, facilidad de fabricación, costo y el cumplimiento de los criterios normativos de la competencia.

En la Tabla 13 se presenta una comparación general de las principales tipologías de chasis utilizadas en este tipo de vehículos, donde se resumen sus características más relevantes, así como sus ventajas y desventajas.

Tabla 13. Tipos de chasis usados en la competencia Shell Eco-Marathon. Tipo de chasis Ventajas Desventajas Tubular Buena resistencia estructural al distribuir cargas en múltiples direcciones; rigidez aceptable en prototipos pequeños. Peso elevado; complejidad en fabricación y ensamble; difícil optimización para reducir masa.

Cercha Ligero, versátil y relativamente fácil de fabricar; adaptable a dimensiones del piloto y reglamento; costos moderados.

Menor rigidez torsional si no se refuerza con cerchas; requiere precisión en cortes y uniones.

Monocasco Alta rigidez estructural y bajo peso al integrar chasis y carrocería; mejora aerodinámica.

Fabricación compleja; altos costos; difícil reparación en caso de daño.

La revisión bibliográfica muestra que, en el contexto específico de la competencia Shell Eco-Marathon, la tipología multitubular de tipo cercha ha sido la más utilizada. En el Anexo C. Tabla 50, se presenta un compendio de los diferentes trabajos académicos y proyectos técnicos revisados, indicando el tipo de chasis seleccionado y su metodología para definir la geometría del chasis en cada caso.

En los proyectos desarrollados bajo los lineamientos de la Shell Eco-Marathon, se observa una marcada tendencia hacia el empleo de chasis multitubulares de tipo cercha. Este predominio responde a razones técnicas y económicas. Desde el punto de vista estructural, la configuración multitubular permite una distribución eficiente de las cargas y proporciona una elevada rigidez torsional y flexional. En términos de manufactura, la disponibilidad de perfiles comerciales en aluminio o acero facilita su construcción, mientras que los costos resultan significativamente menores en comparación con la producción de un monocasco en materiales compuestos.

Por otro lado, la revisión bibliográfica revela diferencias en cuanto a la metodología empleada para definir la geometría del chasis. Por ejemplo, Minga Pauta [6], recurrió a la técnica de Benchmarking, replicando estrategias exitosas de equipos previos; Grandes Analuisa

y Totoy Montero [12], Tomaron como base para el diseño, las medidas antropométricas del piloto y en las reglas establecidas por la competencia; mientras que Mohammed Omer [68], Desarrollo el modelado a partir de la disposición de los componentes internos del vehículo. Estas variaciones metodológicas sugieren que todavía no se cuenta con un procedimiento estandarizado para el modelamiento geométrico de chasis multitubulares–cercha, lo que sustenta la necesidad de desarrollar metodologías paramétricas más sistemáticas. Con base en este análisis, se infiere que la tipología de chasis más adecuada para el presente proyecto es el multitubular de tipo cercha. Esta elección responde a criterios de rigidez, bajo peso, seguridad, facilidad de fabricación y costo, al tiempo que ofrece flexibilidad para su adaptación a un proceso de diseño paramétrico en CAD, objetivo central de esta investigación. La geometría del chasis a diseñar se basará en una combinación de tres características: las medidas antropométricas del conductor, las reglas de la competencia y la disposición de los componentes internos del vehículo.

3.1.2.3.

Selección de material para el chasis.

El diseño de un vehículo tipo prototipo destinado a participar en competencias como la Shell Eco-Marathon requiere una cuidadosa selección de materiales, considerando que la eficiencia energética y la optimización del rendimiento son los principales criterios que determinan la competitividad. Para ello, se deben elegir materiales que logren un balance entre bajo peso, resistencia mecánica, durabilidad y viabilidad económica. Según fuentes revisadas, se identifican diferentes metodologías y criterios de selección empleados para definir el material idóneo en el diseño de chasis. Estos métodos incluyen análisis comparativos de propiedades mecánicas, estudios de densidad vs. precio,

benchmarking de proyectos exitosos, el procedimiento de diseño de Charles y Crane [69], así como el uso de matrices de decisión multicriterio.

En la Tabla 51 Anexo D, se reúnen y organizan los criterios, métodos y materiales utilizados en los diferentes proyectos consultados, destacando las alternativas más empleadas y su justificación técnica. Se observa que la selección del material en el diseño de chasis para la competencia Shell Eco-Marathon es un proceso que abarcara diversas etapas y requerimientos, en el cual debe considerar:

• Relación resistencia/peso: Criterio esencial, ya que impacta directamente en la

eficiencia energética del prototipo.

• Seguridad: Los materiales deben garantizar integridad estructural ante cargas y

deformaciones.

• Durabilidad: El material debe asegurar una vida útil adecuada y bajos costos de

mantenimiento.

• Costo: Factor crítico para equipos con presupuestos limitados.

• Capacidad de mantenimiento: La facilidad de reparación influye en la

operatividad durante la competencia.

• Facilidad de ensamblaje y montaje: Un material de fácil mecanizado y unión

acelera el proceso de construcción.

• Eficiencia: Equilibrio entre peso ligero y resistencia, fundamental para el

rendimiento.

• Disponibilidad en el mercado: La adquisición local del material reduce

tiempos y costos.

• Propiedades físicas y mecánicas: Densidad, límite elástico, módulo de

elasticidad y resistencia a la tracción deben satisfacer los requisitos del diseño.

• Precio y facilidad de mecanizado: Determinan la viabilidad del proyecto

dentro de los márgenes económicos establecidos.

Si bien se han explorado alternativas como acero, fibras compuestas y otras aleaciones de aluminio (6005, 6063, 6082), la mayoría de los proyectos revisados coinciden en que la opción más equilibrada para un chasis de prototipo es el Aluminio 6061-T6, debido a que:

• Presenta una alta relación resistencia-peso, reduciendo el consumo energético.

• Su densidad baja (2,70 g/cm³) lo hace adecuado para estructuras livianas.

• Posee un límite elástico de ~276 MPa y un módulo de elasticidad de 68,9 GPa,

proporcionando rigidez y resistencia a la fatiga.

• Es resistente a la corrosión, factor clave en prototipos expuestos a condiciones

ambientales diversas.

• Tiene alta disponibilidad en el mercado nacional, lo que asegura accesibilidad y

reducción de costos de importación.

• Su facilidad de mecanizado y soldadura permite fabricar un chasis con geometría

multitubular más cercha de manera eficiente.

En consecuencia, y en coherencia con la práctica mayoritaria reportada en la bibliografía consultada, en este proyecto se adopta la aleación Al 6061-T6 como material base del chasis. A partir de esta elección, las actividades de modelado paramétrico y verificación estructural (capítulos siguientes) emplean sus propiedades mecánicas como parámetros de entrada para el CAD/CAE. Las propiedades utilizadas (densidad, módulo elástico, límite elástico y resistencia a la tracción, entre otras) se consolidan en el Anexo E.

3.1.2.4.

Evaluación y selección de la sección transversal del material para el chasis.

La selección de la sección transversal del material para el diseño del chasis constituye un aspecto esencial en la fase conceptual y de dimensionamiento de un vehículo tipo prototipo. Tal como se observa en el Anexo F. Tabla 52, diversos autores han abordado esta variable desde perspectivas heterogéneas, aplicando criterios distintos según los objetivos de desempeño, los recursos disponibles y la metodología de diseño adoptada.

En algunos casos, la elección de la sección transversal no responde a un criterio específico de diseño, sino que se basa en dimensiones preestablecidas o en referencias comerciales disponibles. Otros proyectos, en cambio, plantean metodologías más rigurosas que consideran factores como el análisis modal, la comparación geométrica de perfiles tubulares o la construcción de matrices de decisión que evalúan resistencia a la tracción, compresión, torsión y flexión (ver Anexo F. Tabla 52). Con base en la revisión realizada se concluye que, si bien algunos proyectos justifican técnicamente la elección de perfiles, la mayoría opta por secciones cuadradas o circulares principalmente por facilidad de manufactura, disponibilidad en el mercado y simplicidad estructural.

En el presente trabajo se selecciona la sección transversal cuadrada como la más adecuada para el diseño paramétrico del chasis. Esta elección responde a tres razones principales:

• Disponibilidad comercial, los tubos cuadrados en aluminio se encuentran en una

gran variedad de medidas y espesores en el mercado nacional, lo que facilita la adquisición y reposición (ver Anexo G).

• Facilidad de manufactura, su geometría simplifica los procesos de corte,

ensamble y soldadura respecto a perfiles circulares.

• Rigidez estructural, el perfil cuadrado presenta un buen desempeño en términos

de resistencia a flexión y torsión, lo que lo convierte en una opción robusta para un chasis ligero.

• De este modo, se estableció un rango de dimensiones parametrizables en el

modelo CAD, a fin de evaluar su influencia en el comportamiento estructural. En la Tabla 14 presenta las secciones seleccionadas (en mm). Tabla 14. Dimensiones seleccionadas para parametrización del chasis. Largo (mm) Ancho (mm) Espesor (mm)

10

10

2.0

12

12

2.0

15

15

1.5

15

15

2.0

16

16

1.5

20

20

1.5

20

20

2.0

20

20

3.0

25

25

1.5

25

25

2.0

25

25

3.0

30

30

1.5

30

30

2.0

30

30

3.0

35

35

1.5

35

35

2.0

35

35

3.0

Nota: Tomado [70].

3.1.2.5.

Geometría aerodinámica de la carrocería, material de construcción y configuración del prototipo.

3.1.2.5.1.

Geometría Aerodinámica de Tipo “Gota de Agua” La Comparación de coeficientes de arrastre para distintas formas, placa plana y cilindro (alto arrastre), frente a un cuerpo aerodinámico tipo gota (arrastre mínimo) como se vio en el capítulo 2, indica que la forma aerodinámica inspirada en una gota de agua (perfil alargado con extremo posterior en punta) ofrece un coeficiente de arrastre (32) bajo, del orden de 0,04–0,05. Esto contrasta con formas como una placa plana perpendicular al flujo (con 32 ≈ 1,15) o volúmenes con sección circular (como cilindros o esferas, con 32 ≈ 0,5–1,0) que dejan tras de sí un área amplia de aire en turbulencia, lo que aumenta la resistencia al avance. La reducción de arrastre en la geometría de gota se debe a que el flujo de aire permanece adherido a la superficie mucho más tiempo, evitando separaciones tempranas. En consecuencia, la región de estela (flujo recirculante de baja presión tras el objeto) es mínima, reduciendo la fuerza de arrastre por presión negativa en la parte posterior [71]. La selección de una carrocería tipo gota se justifica porque minimiza el arrastre aerodinámico, permitiendo al vehículo moverse con menor resistencia del aire y, en consecuencia, una mayor eficiencia. En el contexto de vehículos de muy bajo consumo o alta eficiencia, adoptar esta geometría es fundamental para reducir las pérdidas aerodinámicas. Esto se traduce en un vehículo cuya penetración en el aire es óptima, maximizando su eficiencia energética lo que se refleja en menor consumo de combustible.

La elección de la geometría tipo gota de agua para la carrocería, está estrechamente ligada a la configuración funcional del vehículo tipo prototipo. En este diseño se adopta una configuración tipo triciclo, dos ruedas delanteras direccionales y una rueda trasera motriz. Esta

disposición no solo proporciona estabilidad dinámica, sino que también complementa la forma aerodinámica. Al tener dos ruedas frontales separadas permite alojarlas en la zona de mayor ancho de la gota (parte frontal), mientras que la sección trasera afilada alberga únicamente la rueda motriz central, de esta manera, la carrocería puede estrecharse hacia la parte trasera del vehículo sin obstrucciones, manteniendo la estela reducida.

Desde el punto de vista mecánico y de estabilidad, la configuración de dos ruedas frontales proporciona ventajas importantes que se alinean con el propósito del prototipo. Las dos ruedas delanteras manejan la dirección y la mayor carga de frenado, otorgando una estabilidad superior en maniobras y frenadas bruscas [72]. En una curva tomada a alta velocidad, un vehículo tipo triciclo tiende menos al vuelco, las fuerzas centrífugas se contrarrestan mejor con dos puntos de apoyo frontales, evitando elevaciones del eje trasero incluso bajo frenado en apoyo [72]. Por otra parte, situar la rueda motriz única en la parte trasera simplifica la transmisión y encaja bien con la forma de gota. El motor se ubica en la sección posterior del vehículo (dentro del volumen de la “cola” de la gota), acoplado directamente a la rueda trasera motriz. Esta decisión de diseño tiene varias justificaciones funcionales: Eficiencia mecánica: Al tener solo una rueda motriz, no se requiere un diferencial, eliminando peso y pérdidas parasíticas asociadas, además los triciclos con tracción trasera tienen la capacidad de mantener alrededor del 30% del peso sobre la rueda motriz para garantizar suficiente tracción [72].

Integración de componentes: Concentrar el motor y la transmisión en la parte posterior facilita la colocación adyacente del tanque de combustible y otros sistemas auxiliares, reduciendo longitudes de cableado y tuberías (por ejemplo, la línea de combustible es corta, minimizando pérdidas de carga y riesgo de fugas). En este prototipo, el depósito de gasolina se

ubica inmediatamente junto al motor, en parte por conveniencia de diseño y también cumpliendo requerimientos de seguridad de la competencia. Las normas de prototipos exigen un solo tanque de combustible pequeño (por ejemplo 30–250 cc) montado en posición vertical, accesible para recarga y protegido bajo la estructura antivuelco. Ubicarlo junto al motor cumple con estos lineamientos y mantiene el combustible alejado del habitáculo del piloto. Además, contribuye al centrado de masas, los principales pesos (motor y combustible) quedan cercanos entre sí y bajos, mejorando la estabilidad.

La posición del piloto se ha dispuesto en la parte delantera de la carrocería, sentado y controlando el vehículo mediante un manubrio y pedales, los cual también encajan con la distribución de la forma aerodinámica (ver Anexo H). El conductor va sentado en la sección más ancha frontal de la “gota”, permitiendo minimizar el área frontal expuesta (va semireclinado dentro de la carrocería de baja altura). Los mandos siguen un esquema similar al de una motocicleta adaptada, un pedal de acelerador y un pedal de freno de pie operan los frenos delanteros, mientras que un freno de mano en el manubrio acciona el freno de la rueda trasera. Esta configuración de doble sistema de frenado cumple las reglas de seguridad de la competición, ya que se requiere un circuito independiente por eje, con un solo pedal controlando ambas ruedas delanteras y una palanca manual (o pedal secundario) controlando el freno del eje trasero. En la práctica, el piloto puede frenar las tres ruedas sin soltar el manubrio, garantizando estabilidad. La dirección, por normativa, actúa únicamente sobre las ruedas frontales, lo que simplifica el mecanismo y se ajusta a la geometría triciclo seleccionada. En resumen, todos estos aspectos funcionales, distribución de ruedas, posición de motor y tanque, ubicación del conductor y mandos, han sido pensados en concordancia con la forma aerodinámica y las exigencias operativas, buscando un vehículo coherente donde la eficiencia

aerodinámica no compromete la usabilidad ni la estabilidad, sino que más bien ambas se potencian mutuamente.

3.1.2.5.2.

Comparación de Materiales para la Carrocería: Fibra de Vidrio vs.

Fibra de Carbono Para la selección del material de la carrocería del vehículo tipo prototipo de este proyecto, se consideraron materiales compuestos de matriz polimérica reforzados con fibra, principalmente fibra de vidrio (GFRP) y fibra de carbono (CFRP). Para esto se comparan ambos, en términos de propiedades mecánicas, peso, costo, procesos de manufactura y seguridad.

Propiedades mecánicas (resistencia y rigidez): La fibra de carbono destaca por su altísima resistencia específica y módulo elástico. Un laminado de CFRP puede ser hasta 5 veces más resistente que el acero por unidad de peso, y extremadamente rígido. Esta elevada rigidez hace que las piezas de fibra de carbono prácticamente no se deformen bajo carga hasta alcanzar su límite de rotura. Sin embargo, esta rigidez va acompañada de una naturaleza frágil: los compuestos de fibra de carbono son relativamente quebradizos y pueden fracturarse o astillarse de forma súbita bajo impactos fuertes [73]. En cambio, la fibra de vidrio tiene una resistencia a tracción y rigidez menores, típicamente la resistencia última de GFRP es una fracción de la del CFRP, pero ofrece una mayor ductilidad o flexibilidad. Los laminados de vidrio tienden a ser más flexible antes de romperse, lo cual implica que absorben mejor la energía de choque y no suelen fracturarse en astillas tan peligrosas como las de carbono[73]. Esta característica de la fibra de vidrio puede ser ventajosa en términos de seguridad; ante un impacto, la carrocería de GFRP probablemente se agrietará o deformará gradualmente en vez de hacer fragmentos afilados, reduciendo el riesgo de proyectiles filosos. Por tanto, desde la perspectiva estructural,

la fibra de carbono sería mejor en rendimiento mecánico absoluto (mayor resistencia y rigidez), pero la fibra de vidrio proporciona una mejor adaptación para este prototipo a la vez que aporta un comportamiento más favorable frente a choques.

Peso: Un aspecto clave al evaluar ambos materiales es la densidad y el peso resultante de la carrocería. Los compuestos de fibra de carbono poseen una densidad efectiva menor y permiten construcciones más livianas; de hecho, a igual volumen o área, un laminado de fibra de carbono puede ser alrededor de un 30% más ligero que su equivalente en fibra de vidrio de misma geometría [73]. Esta superioridad en ligereza es la razón por la que el CFRP es el material preferido en industrias donde el peso es crítico (aeroespacial, autos de competición de élite, etc.). No obstante, en el caso de un prototipo de bajo presupuesto, es importante notar que la fibra de vidrio sigue siendo considerablemente más ligera que materiales tradicionales (como acero o aluminio) y permite ya una gran reducción de peso respecto a una carrocería metálica. Para un vehículo de competición de bajo consumo, lograr la masa mínima es importante, sin embargo, la ventaja obtenida a la fibra de carbono sobre vidrio debe justificarse frente a otros factores como el costo y fabricación.

Costo y disponibilidad: En términos económicos y de acceso, la fibra de vidrio lleva una gran ventaja. La fibra de carbono es significativamente más costosa que la de la fibra de vidrio, tanto la materia prima (hilos de carbono de alto módulo) como los procesos de fabricación asociados encarecen el producto [73]. La producción de fibras de carbono involucra etapas complejas (pirólisis de precursores orgánicos, tratamientos a alta temperatura) que elevan su precio. Además, para explotar plenamente sus propiedades, a menudo se requieren resinas epoxi especiales y curados controlados (incluso autoclave), sumando costo en equipamiento. Por ello, el CFRP suele reservarse a aplicaciones de alto rendimiento con amplio

presupuesto (superdeportivos, aviación, productos deportivos de élite) [73]. En cambio, la fibra de vidrio es mucho más asequible y ampliamente disponible. Se fabrica en volumen desde hace décadas, y utiliza resinas más económicas (poliéster o viniléster, en muchos casos). Para proyectos académicos o estudiantiles, y en la industria automotriz general, el GFRP es una alternativa económicamente viable, permite construir carrocerías a bajo costo, facilitando incluso la fabricación artesanal o de pocas unidades. Por ejemplo, muchos vehículos prototipo y de competencias como el Shell Eco-marathon emplean carrocerías de fibra de vidrio por su bajo costo y buena relación peso-resistencia, reservando el carbono solo para componentes donde sea estrictamente necesario. En resumen, desde la óptica financiera y práctica, la fibra de vidrio representa la elección más razonable: cumple con las necesidades estructurales a una fracción del costo del carbono [73].

Facilidad de manufactura y reparaciones: Otro aspecto importante es la manejabilidad del material en el proceso de construcción de la carrocería. La fibra de vidrio goza de la reputación de ser más fácil de trabajar de forma manual y para reparaciones en sitio. Esto se debe a varias razones, se suele utilizar con resinas de curado a temperatura ambiente (poliéster/viniléster), que tienen tiempos de trabajo manejables y no requieren equipamiento sofisticado. Además, las telas de vidrio son algo más elásticas y tolerantes al drapeado (técnica de manipular y moldear la tela de fibra de vidrio sobre un molde o mandril para darle una forma deseada) sobre moldes complejos, facilitando que un equipo pequeño pueda laminar toda la carrocería manualmente. Si durante la fabricación o en uso se produce algún desperfecto, reparar fibra de vidrio es relativamente sencillo, se puede lijar el área dañada y aplicar nuevas capas de fibra + resina para restaurar la pieza, usando herramientas básicas [73]. En cambio, la fibra de carbono requiere más control en la fabricación, para obtener piezas de alta calidad se

suele emplear preimpregnados y curado térmico/vacío, dado que la impregnación manual puede introducir más defectos (por ejemplo, vacíos) debido a la alta capilaridad de la fibra de carbono. Los laminados de carbono también son más difíciles de reparar correctamente, la zona reparada puede no alcanzar la resistencia original y el proceso exige materiales y técnicas específicas (resinas epoxi, telas de carbono, curado cuidadoso) que elevan el costo y complejidad [73]. Adicionalmente, el polvo de fibra de carbono es conductor eléctrico y abrasivo, requiriendo precauciones especiales al cortarlo o lijarlo (para no dañar circuitos ni inhalar partículas). El polvo de fibra de vidrio, aunque también irritante, es dieléctrico y más común de manejar con equipo de protección personal estándar.

Considerando todas estas características, la elección de fibra de vidrio para la carrocería resulta plenamente justificada para el prototipo. Aunque el carbono ofrecería el máximo desempeño en peso y rigidez, la fibra de vidrio proporciona ya una excelente relación resistencia-peso para una carrocería ultraligera, a la vez que mantiene costos muy bajos y gran facilidad de fabricación En un proyecto académico o de competición estudiantil, donde el presupuesto es acotado y se valora la posibilidad de fabricar y reparar componentes con medios propios, el GFRP es ideal. Adicionalmente, la seguridad del piloto y la robustez necesaria (la carrocería también protege frente a impactos menores o vibraciones) se logran satisfactoriamente con fibra de vidrio gracias a su comportamiento. Por todo ello, se decide diseñar la carrocería íntegramente en material compuesto de fibra de vidrio + resina (poliéster o viniléster), logrando un diseño ligero, seguro, económico y viable de manufacturar con los recursos disponibles.

3.1.2.5.3.

Consideraciones de manufacturabilidad de la corroceria en fibra de vidrio (GFRP).

Para la carrocería del prototipo se adopta un proceso de manufactura en GFRP por moldeo abierto tipo hand lay-up, por ser una alternativa ampliamente disponible, de bajo costo relativo y compatible con capacidades de fabricación típicas en entornos académicos y de prototipado [74]- [75]- [76]. Esta elección es coherente con el objetivo del proyecto, ya que permite materializar una geometría aerodinámica tipo gota con un nivel de inversión y equipamiento moderado, y facilita reparaciones rápidas ante daños durante pruebas o competencia.

Desde el punto de vista de diseño, el uso de hand lay-up impone consideraciones directas:

• Definición de un molde (de una o varias secciones según la presencia de

socavados).

• Selección de un espesor nominal de laminado compatible con la rigidez

requerida (típicamente del orden de milímetros en paneles).

• Incorporación de refuerzos locales en zonas de fijación, bordes y puntos

sometidos a carga.

• control de holguras y tolerancias para evitar interferencias con ruedas, chasis y

sistemas internos [75].

En consecuencia, la geometría de carrocería propuesta se concibe no solo por criterios aerodinámicos, sino también por su factibilidad de fabricación, montaje y mantenimiento. En síntesis, la elección de GFRP y del proceso hand lay-up se asume como una restricción de diseño que condiciona la partición de la carrocería y la definición de interfaces

de montaje. Esto asegura que la solución conceptual propuesta sea fabricable y mantenible sin comprometer los objetivos de masa, seguridad e integración del prototipo, coherente con el enfoque de eficiencia energética de la Shell Eco-Marathon.

En conclusión, el diseño conceptual del vehículo prototipo integra la selección de una geometría aerodinámica tipo gota de agua, la configuración tipo triciclo, la disposición del motor y tanque en la parte trasera, la ubicación frontal del piloto y la elección de la fibra de vidrio como material de la carrocería. Cada una de estas decisiones responde a criterios de eficiencia energética, estabilidad dinámica, seguridad y viabilidad de integración y fabricación en el contexto de la Shell Eco-Marathon. El resumen global de esta configuración se presenta en el Anexo I. Tabla 53, donde se consolidan de manera sintética los principales parámetros adoptados para el prototipo.

3.1.2.6.

Selección de subsistemas mecánicos y ergonómicos.

La definición de los subsistemas mecánicos y ergonómicos constituye un componente esencial dentro del diseño del prototipo, pues de ellos depende no solo la operatividad del vehículo, sino también la interacción segura y eficiente entre el piloto y el vehículo. Una vez establecida la geometría del chasis y la carrocería, resulta indispensable seleccionar aquellos elementos que aseguren la transmisión de potencia, el control direccional, la capacidad de frenado y la ergonomía del puesto de conducción.

Estos subsistemas, transmisión, frenos, suspensión, dirección y disposición antropométrica del piloto, deben concebirse en relación con el chasis paramétrico y con las normas establecidas por la Shell Eco-Marathon.

En este sentido, la inclusión de las dimensiones antropométricas del piloto como criterio de diseño permite asegurar que los mandos y controles se adapten a sus características físicas,

optimizando la ergonomía y reduciendo la fatiga durante la conducción. A la par, los sistemas mecánicos se seleccionan en función de su simplicidad, bajo peso, confiabilidad y compatibilidad con la arquitectura tipo triciclo.

3.1.2.6.1.

Dimensiones antropométricas del piloto y ergonomía en el Diseño del habitáculo.

La ergonomía de un vehículo tipo prototipo para la competencia SEM, exige diseñar el habitáculo para acomodar a la amplia variación de conductores en el tamaño corporal, típicamente desde una persona muy pequeña (percentil 5 de mujeres) hasta una muy grande (percentil 95 de hombres) [77]. Esto garantiza que el 90% de la población pueda operar el vehículo cómodamente. Por ejemplo, en estudios poblacionales se ha medido que los hombres jóvenes colombianos varían aproximadamente de 1.58m (P5) a 1.79m (P95) de estatura, mientras que las mujeres jóvenes varían de ~1.47 m a ~1.66 m [78]. En el diseño del habitáculo es crucial considerar estos extremos antropométricos, ya que el vehículo debe poder ajustarse a pilotos desde ~50 kg hasta ~100 kg sin comprometer la postura ni la seguridad. Cada dimensión corporal relevante (estatura, longitudes de piernas y brazos, anchuras corporales, etc.) influye en la distribución de controles y el espacio interno del vehículo, por lo que se deben tomar como referencia estos valores extremos para un diseño óptimo. A continuación, se resumen las principales medidas antropométricas de referencia para pilotos, que sirven de base para el dimensionamiento ergonómico del habitáculo.

La siguiente tabla presenta algunas dimensiones corporales claves utilizadas en el diseño del puesto de conducción, comparando aproximadamente una piloto mujer pequeña (P5) y un piloto hombre grande (P95). Estas medidas son orientativas para población joven, según datos de bibliografía ergonómica.

Tabla 15. Tabla de Medidas Antropométricas de Referencia.

Dimensión Corporal Mujer (P5) Hombre (P95) Estatura total (altura)

151.5 cm

186.5 cm

Altura de cadera (largo de pierna)

74.0 cm

100.0 cm

Altura sentada (tronco erguido)

79.5 cm

97.0 cm

Altura de ojos sentado ~73 cm ~84 cm Ancho de hombros

37.5 cm

50.5 cm

Ancho de cadera (asiento)

31.0 cm

40.5 cm

Longitud de brazo (alcance al mando)

55.5 cm

71.5 cm

Peso corporal (masa) ~49 kg ~102 kg Nota: Tomado de [79].

Estas medidas evidencian la gran variabilidad antropométrica a considerar. En el contexto colombiano, los valores absolutos pueden ser ligeramente inferiores a promedios de poblaciones europeas o norteamericanas, pero el rango sigue siendo esencialmente el mismo en términos de diseño ergonómico. En resumen, el habitáculo debe acomodar desde pilotos muy pequeños (~1.50 m, ~50 kg) hasta muy grandes (~1.85 m, ~100 kg), garantizando comodidad, alcance y seguridad para ambos extremos. En conclusión, integrar las dimensiones antropométricas en el diseño automotriz es fundamental para lograr un habitáculo ergonómico. Considerando las dimensiones anteriores, se modela un piloto tomando las medidas antropométricas reales de una persona masculina con una altura de 1.58 m y una masa de 65 kg, como se muestra en la Figura 49.

Figura 49. Medidas Antropométricas del piloto.

3.1.2.6.2.

Análisis y selección del sistema de transmisión de potencia Los prototipos diseñados para la competencia Shell Eco-marathon son vehículos ligeros enfocados en la máxima eficiencia energética. Suelen ser vehículos de muy baja potencia (motores de menos de 1 HP) y, en muchos casos, con configuración tipo triciclo (dos ruedas delanteras directrices y una rueda trasera motriz). El sistema de transmisión mecánica juega un papel importante para transferir la potencia del motor hacia la rueda motriz trasera con una mínima pérdida de energía. Típicamente se emplea una transmisión sencilla de una sola etapa (sin caja de cambios múltiple) que proporciona la reducción de velocidad requerida entre el motor y la rueda motriz. Los dos sistemas de transmisión más comunes en estos prototipos son: la transmisión por cadena de rodillos (similar a la de una bicicleta o motocicleta) y la transmisión por correa (generalmente correa dentada síncrona, parecida a las correas de distribución automotrices o a las usadas en algunas motos). Esta clase de transmisiones flexibles (cadena o correa) predominan por su sencillez, alta eficiencia y facilidad de ajuste.

Tradicionalmente, la mayoría de equipos en Shell Eco-Marathon han utilizado transmisiones por cadena, en parte por la disponibilidad de componentes de bicicletas o motocicletas, su confiabilidad y la familiaridad de los estudiantes con este sistema. Sin embargo, en este diseño se ha optado por emplear una correa dentada (correa síncrona) en lugar de la cadena.

La transmisión por cadena de rodillos, es ampliamente utilizada en vehículos livianos (bicicletas, motos), en particular, la cadena no presenta deslizamiento durante la transmisión y por eso asegura una relación de transmisión exacta, Además, las cadenas manejan bien cargas grandes con dimensiones compactas de los sprockets, y tienen un rendimiento mecánico muy alto, la eficiencia de una transmisión por cadena de rodillos suele rondar el 98% por etapa [80]. Esto significa que prácticamente no se pierde mucha potencia en la cadena. Otras ventajas de la cadena son la baja carga radial que transmite a los ejes (debido a tensiones moderadas) y la facilidad para reemplazar o ajustar la longitud de la cadena quitando o agregando eslabones, por estas razones las cadenas tienen una buena acogida en transmisiones mecánicas de potencia media, que muchos prototipos Eco-marathon las usan por su eficacia comprobada [80]. No obstante, la cadena también presenta desventajas importantes en comparación con una correa dentada. Por su naturaleza metálica, requiere lubricación periódica y cuidadosa para minimizar la fricción y el desgaste. Esa lubricación incrementa el mantenimiento y, si es deficiente, puede reducir su eficiencia e incluso generar pérdidas mayores por rozamiento. Las cadenas metálicas y los sprockets correspondientes son significativamente más pesados que las correas dentadas y sus poleas equivalentes. Esto se debe a que el acero tiene alta densidad y los eslabones aportan masa rotatoria (inercia al giro), lo cual incrementa la masa total en movimiento dentro del tren motriz. La cadena también tiende a ser ruidosa en operación, produciendo zumbidos o

vibraciones por el engrane de sus eslabones. De hecho, las transmisiones por cadena presentan pequeñas irregularidades en el movimiento debido al efecto cordal, a medida que cada eslabón engrana y desengrana con los dientes del piñón, ocurre una ligera variación cíclica de la velocidad angular (vibración torsional) [80]. Adicionalmente, para un funcionamiento fiable la cadena requiere alineación precisa de las ruedas dentadas y una tensión adecuada; con el uso la cadena se estira ligeramente y es necesario reajustar (tensar) o eliminar eslabones con el tiempo. La transmisión por correa dentada (síncrona), por otro lado, utiliza una correa flexible (de material polimérico reforzado con fibras) que posee dientes en su interior, los cuales engranan con dientes complementarios en las poleas. Este sistema proporciona muchos de los beneficios de la cadena sin algunos de sus inconvenientes. Al igual que la cadena, la correa dentada no desliza en absoluto respecto a la polea (no depende de fricción sino de engrane positivo), por lo que mantiene una sincronización perfecta de velocidades entre el eje motor y el eje conducido, esto significa que la relación de transmisión es constante [81]. Una ventaja destacada es que la correa dentada no necesita lubricación, al estar hecha de materiales como caucho neopreno o poliuretano con cables internos de fibra (ej. fibra de vidrio, aramida o carbono), funciona en seco sin requerir aceite [81]. Esto reduce el mantenimiento, la correa opera limpia, y además, gracias a los tensores internos de fibra de carbono y aramida, apenas se estira con el uso, por lo que no requiere re-tensados frecuentes una vez instalada correctamente [82]. Otra ventaja clave es el funcionamiento silencioso, las correas dentadas operan con mucho menos ruido que una cadena metálica, eliminando los ruidos de metal contra metal [80]. También generan menores vibraciones; al no tener efecto cordal pronunciado, la transmisión del movimiento es más uniforme y suave, lo cual favorece la vida de los rodamientos y componentes acoplados [82]. En cuanto a la eficiencia energética, las correas

dentadas modernas alcanzan niveles equiparables o incluso superiores a la cadena. Diversos autores reportan que una correa síncrona bien diseñada tiene una eficiencia de alrededor del 98- 99% en la transferencia de potencia [82]- [81]. Esta alta eficiencia se debe a que, al igual que la cadena, la correa dentada no sufre pérdidas por deslizamiento, y además sus pérdidas por flexión son reducidas gracias a perfiles optimizados y materiales de baja fricción [82]. Un factor a considerar es que la capacidad de carga por ancho de la correa suele ser algo menor que la de una cadena de rodillos [80]. Es decir, para transmitir la misma potencia sin riesgo, una correa dentada requiere ser algo más ancha que una cadena equivalente. Sin embargo, dado que en nuestro caso el motor es pequeño (≈0.5 HP, 0.78 N·m) y la carga transmitida es baja, se prevé que una correa de dimensiones reducidas seria apropiada para el trabajo.

Por lo que, dada nuestra prioridad de minimizar pérdidas mecánicas y no añadir peso, hemos seleccionado la transmisión por correa dentada sobre la tradicional transmisión por cadena.

3.1.2.6.3.

Selección e integración del sistema de transmisión (reductor planetario y correa síncrona).

La transmisión del prototipo se implementa mediante una arquitectura de dos etapas; un reductor planetario coaxial de una etapa acoplado directamente al motor y una transmisión por correa síncrona entre el eje de salida del reductor y la rueda motriz. Esta configuración se adopta por su alta eficiencia, baja necesidad de mantenimiento, buena rigidez y alineación coaxial en el acoplamiento motor–reductor, y por permitir concentrar gran parte de la reducción en un volumen compacto, reduciendo el tamaño requerido en la etapa por correa. La selección se realizó siguiendo la guía metodológica de diseño propuesta por D.Eng. Giovanni Torres Charry

en su trabajo “Correas dentadas o sincrónicas (Timing belts) ” [81] y la documentación técnica del fabricante Gates (PowerGrip® GT3) [83], el cual contiene la gama de productos industriales para este tipo de aplicaciones vehiculares y complementada con el catálogo técnico de Neugart para reductores planetarios serie PLE [84].

A partir de la condición de diseño asociada a la velocidad máxima reglamentaria del vehículo (≈25–30 km/h) y al régimen de potencia máxima del motor Honda GX-35, se determinó una relación total requerida del orden de ;oHo ≈25: 1. Dado que esta magnitud resulta poco práctica de implementar en una sola etapa por correa (por implicar poleas excesivamente grandes o correas no convenientes para el empaquetamiento), se seleccionó un reductor planetario coaxial Neugart PLE040 de una etapa con relación ;Oi2q-oHO = 10: 1. Con esta elección, la relación objetivo de la etapa por correa se define por descomposición como ;-HOOif = ;oHo/;Oi2q-oHO ≈2.5: 1 , lo cual conduce a combinaciones comerciales típicas y compactas de poleas dentadas.

Para la etapa por correa se adoptó una correa síncrona Gates PowerGrip® GT3, paso 8M, seleccionando el conjunto comercial 28/72 dientes (polea conductora/polea conducida), con correa 1280-8MGT (160 dientes) y ancho 12 mm. La relación resultante es ;-HOOif = 2.571, cuya desviación respecto al objetivo (≈2.5%) es pequeña y conservadora (reduce levemente la velocidad máxima teórica e incrementa el par disponible en rueda), manteniendo además consistencia con el empaquetamiento y el modelo CAD. La configuración fue verificada con los criterios del fabricante, incluyendo el chequeo de velocidad lineal y capacidad de potencia, asegurando operación dentro de los límites recomendados. El procedimiento completo de cálculo y las tablas de selección del fabricante se presentan en el

Anexo J. La Tabla 16, sintetiza las especificaciones finales del conjunto seleccionado (correa, poleas y reductor planetario), y se utiliza como referencia directa para el modelado CAD y la integración geométrica del tren motriz en el chasis. Tabla 16. Resumen de especificaciones del conjunto de transmisión seleccionado (correa síncrona, poleas y reductor planetario coaxial de una etapa). Elemento Especificación Tipo de correa Gates PowerGrip® GT3 Paso

8 mm

Ancho

12 mm

Longitud primitiva

1280 mm (160 dientes)

Polea conductora

28 dientes, Øext = 2.75 in

Polea conducida

72 dientes, Øext = 7.16 in

Relación de transmisión

2.57

Distancia entre centros

17.67 in

Potencia de diseño

0.716 kW (0,961 HP)

Potencia ajustada de correa 9.383 HP Velocidad de correa

1511.573 ft/min

Reductor Planetario Coaxial

PLE040

Relación de transmisión reductor

10

Torque reductor 5Nm

Figura 50. Ensamble sistema de transmisión por correa.

3.1.2.6.4.

Especificaciones del sistema de Frenado.

Para la selección del sistema de frenado, se deben analizar primero las características del terreno sobre el cual se va a movilizar el vehículo; en este caso el vehículo operará en las pistas oficiales de Shell Eco-marathon, que típicamente son circuitos pavimentados (asfalto u hormigón) y relativamente planos. Esto significa que las condiciones de rodaje son similares a las de una calle bien asfaltada, proporcionando buena adherencia de los neumáticos. Las pistas suelen ser circuitos urbanos temporales o autódromos con curvas y, ocasionalmente, leves pendientes. En general, el terreno no presenta irregularidades extremas ni pendientes muy pronunciadas de modo que el vehículo principalmente enfrentará superficies lisas y secas en condiciones controladas. Esto favorece tanto la eficiencia (baja resistencia a la rodadura) como la seguridad en la frenada, siempre y cuando los neumáticos estén correctamente inflados y en

buen estado. El coeficiente de fricción típico entre caucho y asfalto aproximadamente es de 0.7 (valor que cae a ~0.4 en mojado), lo cual permite una desaceleración eficiente durante la frenada.

Se ha diseñado un sistema de frenado de accionamiento hidráulico con frenos de disco, aplicados en las tres ruedas, se prevé dos cálipers (pinzas) en las dos ruedas frontales y un cáliper en la rueda trasera. Esta configuración cumple con la exigencia de tener dos sistemas de frenado independientes (delantero y trasero) que actúen por separado en ejes diferentes. El freno delantero (actuando sobre ambas ruedas frontales) se acciona mediante un pedal de pie, mientras que el freno trasero (una sola rueda trasera) se opera con una palanca de mano en el volante, esto permite que el piloto pueda accionar ambos frenos a la vez en caso de emergencia sin quitar las manos de la dirección.

La razón para usar dos pinzas adelante y una atrás, obedece tanto a la distribución de la frenada como a requisitos de seguridad. En condiciones de frenado fuerte, el peso del vehículo tiende a transferirse hacia el frente, por lo que tener frenos en las dos ruedas frontales asegura mayor poder de detención en la parte del vehículo donde habrá más carga. Asimismo, disponer de circuitos independientes adelante y atrás brinda redundancia, si un circuito fallara, el otro aún puede detener el vehículo. De acuerdo con lo expuesto, la combinación de dos frenos delanteros y un freno trasero, proporcionará la fuerza de frenado necesaria y estabilidad suficiente para cumplir con la prueba de inspección y detener el coche de forma segura en pista. Para la selección de los discos de freno, se consideraron diferentes tamaños de discos disponibles en el mercado:

•

140 mm: el estándar más pequeño en la actualidad. Mayoritario en bicicletas de carretera

o ciclocross.

•

160 mm: medida intermedia, la más usada y polivalente: MTB cross country, carretera o

gravel.

•

180 mm: Tipica del MTB (como disco de freno delantero) y en modalidades con grandes

exigencias de frenado: XC/trail o enduro.

•

203 mm: presente mayoritariamente en modalidaes radicales del MTB: trail, enduro y

descenso.

•

220 mm: disco específico para bicicletas de enduro y descenso, especialmente en la rueda

delantera [85].

Finalmente, el disco seleccionado fue el de 160 mm de diámetro. Debido a su aplicabilidad, tamaño para el diseño de las ruedas, prediseño del chasis y bajo peso. Las mordazas se seleccionan en función del disco anteriormente elegido, por sus medidas exactas para su acople en base al diseño del chasis, y del soporte de la mangueta. Cada una de estas mordazas contiene dos pistones internos que brindan un frenado seguro, y optimizan peso al sistema [85].

El modelado de los elementos se realiza con el fin de verificar el acoplamiento de los mismos al vehículo; y comprobar el correcto ensamblaje. Cada uno de estos elementos se modelan con base a las características físicas de las partes previamente seleccionadas, con el fin de poder sumar el peso de cada elemento al total del vehículo.

Figura 51. Disco de freno diámetro 160mm.

Figura 52. Mordaza 2 pistones.

3.1.2.6.5.

Especificaciones de rines y neumáticos.

Las ruedas representan un componente esencial en el desempeño del vehículo. No solo son el punto de contacto directo con el suelo, sino que también influyen de manera determinante en la cantidad de energía requerida para desplazarlo. El tamaño de las ruedas depende de distintos factores, entre ellos el tipo de superficie por donde circulará el vehículo. En caminos con baches o irregularidades, los aros de mayor diámetro ofrecen mayor comodidad y suavidad en la conducción. Sin embargo, en el caso de este prototipo, cuya pista es completamente asfaltada, este beneficio no resulta relevante.

Generalmente, se consideran como referencias los aros de 20” (tamaño medio) y de 26” (tamaño grande); las ruedas de mayor diámetro presentan la ventaja de recorrer más distancia por cada giro del motor y de aprovechar mejor la inercia en pendientes descendentes, lo que reduce el consumo de energía. No obstante, también incrementan el peso total del vehículo, requieren mayor torque para ser movidas, reducen la maniobrabilidad y aumentan la distancia entre ejes, lo que implica más material y en consecuencia más masa. Considerando estas características y la disponibilidad de neumáticos, se determina que la opción más adecuada es la utilización de ruedas con aros de 20”. Este tipo de rueda con llanta inflable es apropiado para un prototipo, los radios metálicos ofrecen una buena combinación de resistencia y peso ligero, mientras que el neumático con cámara de aire (o tubeless) proporciona amortiguación y agarre en el pavimento.

Figura 53. Modelado Aro-Llanta-Disco de freno

3.1.2.6.6.

Suspensión del prototipo.

En el diseño de vehículos Shell Eco-marathon, es habitual prescindir de sistemas de suspensión tradicionales. Estos prototipos ultraligeros priorizan la eficiencia energética por encima de la comodidad, y las condiciones de la competencia permiten esta simplificación. Las reglas de la Shell Eco-marathon no exigen una suspensión activa en los vehículos participantes. De hecho, la normativa solo estipula que, en caso de existir suspensión, sus componentes deben estar completamente cubiertos por la carrocería del vehículo [3]. Esta

cobertura rígida e integral de suspensión tiene fines aerodinámicos y de seguridad, pero no se impone la presencia de un sistema de amortiguación. Esta flexibilidad en la normativa ha llevado a muchos equipos a evaluar si añadir una suspensión vale la pena dado el objetivo primordial de maximizar la eficiencia.

Diseñar un prototipo sin sistema de suspensión conlleva varias ventajas en el contexto de la Shell Eco-marathon, alineadas con los objetivos de eficiencia y simplicidad. Los principales motivos técnicos para omitir la suspensión son:

• Reducción de peso y simplicidad estructural: Prescindir de amortiguadores,

resortes y brazos de suspensión permite aligerar significativamente el vehículo. Menos componentes implican un chasis más sencillo y liviano, lo cual mejora la relación peso-potencia y disminuye el consumo energético por unidad de masa a mover.

• Velocidad limitada y pistas lisas: Para lograr consumos extremadamente bajos,

los prototipos circulan a velocidades reducidas (del orden de 20–30 km/h). A estas velocidades moderadas, y en circuitos preparados, las cargas dinámicas por irregularidades son mínimas. Las competencias se realizan normalmente en pistas de asfalto muy uniforme, por ejemplo, tramos de autódromo o calles cerradas y acondicionadas, donde no existen baches significativos.

• Comodidad vs. eficiencia: A diferencia de un automóvil comercial, donde la

suspensión busca comodidad del ocupante y adherencia en rangos amplios de velocidad, en la Shell Eco-marathon la comodidad del conductor tiene menor importancia relativa frente a la eficiencia energética. Las competencias suelen

durar máximo 40 minutos y los pilotos son capaces de aguantar posiciones incómodas y vibraciones durante el breve lapso de la prueba.

En consecuencia, al considerar los criterios de eficiencia, peso, simplicidad constructiva y la reglamentación vigente de la Shell Eco-marathon, se decidió no incorporar un sistema de suspensión en el prototipo.

3.1.2.6.7.

Selección del Sistema de Dirección.

La dirección es uno de los subsistemas fundamentales en el diseño de un vehículo, pues garantiza la capacidad de maniobrar de forma precisa y segura en distintos escenarios de operación. Existen diferentes configuraciones aplicables, tales como el sistema de tornillo sinfín y sector dentado, la dirección de cremallera y piñón y la dirección asistida, cada una con ventajas y limitaciones técnicas. Los sistemas mecánicos tradicionales como el tornillo sinfín se caracterizan por su robustez, aunque presentan holguras que reducen la precisión. La cremallera y piñón es el sistema más común en automóviles modernos, por su linealidad en la transmisión del movimiento y su sencillez estructural. Por último, la dirección asistida, hidráulica o eléctrica, incrementa la comodidad de conducción en vehículos de mayor peso, pero implica un incremento sustancial en complejidad, consumo energético y masa del sistema. En el caso de un prototipo destinado a la competencia Shell Eco-marathon, donde los objetivos principales son la eficiencia energética, el bajo peso y la simplicidad mecánica, las alternativas anteriores resultan sobredimensionadas o poco convenientes. Bajo estos criterios de diseño, la solución óptima es el empleo de una geometría Ackerman, ampliamente utilizada en prototipos de bajo consumo y en vehículos ligeros de competición. El principio de dirección Ackermann busca que las ruedas delanteras del vehículo describan circunferencias concéntricas al tomar una curva, lo que implica que la rueda interior

gire con un ángulo mayor que la exterior (ver Figura 17). De este modo se evita el deslizamiento lateral de los neumáticos, se reduce el desgaste y se mejora la maniobrabilidad en curvas cerradas [34].

Aplicado al prototipo, el sistema seleccionado consta de un timón conectado a una columna de dirección, la cual transmite el movimiento a través de varillas y rótulas hacia las manguetas de cada rueda. La disposición elegida permite un radio de giro de aproximadamente 8 m, suficiente para las maniobras requeridas en las pistas de la Shell Eco-marathon. Esta solución se considera idónea por su sencillez constructiva, bajo peso, facilidad de mantenimiento y precisión en el guiado del vehículo.

En contraste con la dirección de cremallera y piñón, la Ackermann no requiere un mecanismo adicional de reducción ni componentes que incrementen el peso total. Frente al tornillo sinfín, presenta menor fricción y holgura, lo que se traduce en una respuesta más directa. Finalmente, frente a la dirección asistida, el sistema Ackermann ofrece la ventaja de no demandar energía adicional, un aspecto crítico en una competencia orientada a la eficiencia. Desde el punto de vista dinámico, la geometría Ackermann mejora la maniobrabilidad a bajas velocidades, permitiendo giros controlados en espacios reducidos. A velocidades más elevadas, ayuda a mantener la estabilidad direccional al reducir las fuerzas laterales que actúan sobre los neumáticos, minimizando la tendencia al subviraje [34]. De esta forma, el conductor obtiene un control más predecible y seguro del vehículo, aspecto fundamental en una pista cerrada donde se alternan rectas y curvas de mediano radio.

La precisión del control se ve reforzada al evitar errores de guiñada y de trayectoria, lo que permite al piloto mantener la ruta establecida con menor esfuerzo. Esta característica es

especialmente relevante en la Shell Eco-marathon, donde la consistencia en la conducción se traduce en ahorro de energía y mejor desempeño competitivo.

Por las razones expuestas, se selecciona el sistema de dirección Ackermann como la solución más adecuada para el prototipo. Su sencillez de implementación, bajo peso, alta precisión en maniobras y beneficios en estabilidad lo convierten en la opción idónea para cumplir los requisitos de diseño y desempeño de la competencia.

3.1.3. Diseño paramétrico detallado del chasis en CAD.

3.1.3.1.

Modelado del chasis.

El modelado del chasis se realizó en SOLIDWORKS® 2024 utilizando una estrategia de esqueleto: Primero se construyó la geometría de referencia en croquis 2D y croquis 3D completamente acotados y, a partir de ella, se generaron los tubos con pieza soldada (Miembro estructural); luego de obtener el chasis definitivo se realiza la parametrización por medio de una tabla de diseño permitiendo ajustar dimensiones clave sin romper el árbol (batalla, anchos, radios de cola, etc.).

El modelado del chasis se realiza en varias secciones, empezado con la sección base (zona de asiento del piloto), esta sección define la base portante del piloto. Se proyecto como un rectángulo de 700 mm × 600 mm (ver Figura 55), atravesado por un travesaño central para incrementar la rigidez del piso del chasis. Las dimensiones se establecen con base en el ensamble del piloto en posición de carrera sobre su silla como se muestra en la Figura 54, de modo que el perímetro del marco garantice ergonomía y holgura lateral para los apoyos del cuerpo.

Figura 54. Ensamble piloto-silla posición de carrera.

Figura 55. Sección base 700×600 mm con travesaño central (croquis en planta y vista isométrica).

Después de definir la sección base, se continua con la sección frontal. Desde la base se trazó la proyección hasta la posición de los pies (conjunto de pedales de acelerador y freno) y, de allí, hasta la punta del vehículo (nariz). La geometría se angosta progresivamente para favorecer la aerodinámica y dar espacio y ángulos de giro al conjunto de dirección, manteniendo

una zona de deformación programada ≥ 100 mm delante de los pies, como criterio de seguridad para impactos frontales (ver Figura 56).

Figura 56. Sección frontal.

Ya definida la sección base y la sección frontal, se continua con la sección trasera la cual alberga la rueda motriz, transmisión y sistemas auxiliares (ver Figura 57). La sección trasera se dimensionó desde el sistema propulsor real disponible, la rueda motriz centrada en el plano medio, la transmisión (piñoneria-correa), reductor axial, motor y tanque de combustible próximos al sistema de inyección (manguera corta), mientras que la electrónica se aloja en la caja donde se ensamblan todos los componentes.

Figura 57. Posicionamiento rueda motriz, transmisión y sistemas auxiliares La estructura primaria consta de dos largueros paralelos que arrancan desde la base del asiento y rematan en la cola semicircular que guía la trayectoria de la rueda, a su vez consta de dos diagonales que atan la cola a las esquinas de la base, y tres travesaños que reparten cargas y sirven de apoyo para el motor y el tanque (ver Figura 58).

Figura 58. Sección trasera, largueros, diagonales y travesaños de soporte. Definida la base o piso del chasis, se continua con el espaldar del piloto y la barra antivuelco, estas se modelan a partir de las dimensiones de la inclinación y altura de la silla ya definidas. Se modeló un marco rectangular (dos montantes inclinados soldados al piso y un travesaño superior). El marco se rigidiza mediante dos parales que conectan el espaldar con la sección base que a su vez ayuda a disipar la energía ante alguna colisión lateral.

La barra antivuelco se modeló como un arco semicircular, respetando la separación de 50 mm entre la superficie interior de la barra y el casco del piloto. Esta geometría favorece la posterior integración con la carrocería de perfil tipo gota (ver Figura 59 -Figura 60).

Figura 59.Marco de respaldo y barra antivuelco semicircular.

Figura 60. Modelo 3D del Marco de respaldo y barra antivuelco semicircular. Por último, se modela el soporte trasero del respaldo y sistema de tensión de transmisión. Se incorporó un sistema de tensión del tipo patín/ranura deslizante (ver Figura 62), en donde un porta eje permite desplazar la rueda en sentido longitudinal para ajustar la tensión de la correa. análogo al usado en las motocicletas (ver Figura 61).

Figura 61. Sistema de tensión cadena KTM-250 [86].

Figura 62. Mecanismo de tensión de transmisión. Este mecanismo de tensión de transmisión, se ancla a los largueros traseros de la base del chasis y se unen con parales inclinados conectados al respaldo, cerrando el triángulo estructural posterior (ver Figura 63).

Figura 63. Soporte trasero del respaldo y sistema de tensión de transmisión. De esta manera, se concluye el croquizado de todo el esqueleto, el resultado final se muestra en la Figura 64.

Figura 64. Croquis completo del chasis 3D.

Con el Croquis 3D cerrado (largueros, travesaños, diagonales, nariz, cola, espaldar), se utilizó el módulo de pieza soldada - Miembro estructural de SolidWorks, con las siguientes consideraciones iniciales:

• Perfil cuadrado 30×30×2 mm (biblioteca SOLIDWORKS® 2024).

• Grupos por continuidad para controlar ingletes internos y evitar recortes

cruzados indeseados.

• Tratamientos de esquina, Inglete para marcos cerrados y a tope donde un tubo

llega contra la cara de otro (diagonales y uniones curva-recto). Las uniones se resolvieron con recortar/extender (priorizando cuerpos a mantener y extensión hasta caras vecinas), consolidando cantidades y longitudes, el modelo resultante se muestra en la Figura 65.

Figura 65. Modelo1 virtual del chasis en tubería de sección transversa 30x30x2 mm.

3.1.3.2.

Diseño, ensamble e integración de subsistemas sobre el chasis.

3.1.3.2.1.

Piso estructural y revestimientos del espaldar en lámina.

El piso cumple un rol secundario dentro del chasis, no es un miembro primario de carga como los tubos del chasis; su misión es proteger, alojar y sellar. Provee una superficie de apoyo para los pies, los mandos, el motor, el tanque de combustible, y sirve de base para cableado y elementos eléctricos secundarios; mejora el sellado aerodinámico inferior al limitar la entrada de aire y partículas, y actúa como barrera frente a proyecciones del pavimento. Las cargas del piloto y los sistemas principales se transmiten al bastidor (largueros y travesaños); la lámina no

asume este rol. En el modelo mostrado Figura 66, el espacio entre travesaños es de 150 a 320 mm y garantizan apoyo continuo, evitando luces libres extensas que comprometan rigidez local o abultamientos por cargas puntuales.

Se selecciona Aluminio 6061-T6 en lámina de 2,0 mm, balanceando la rigidez específica, la masa y la facilidad de fabricación. Para el servicio previsto (cargas puntuales del pie, acceso/egreso y soporte de cableado), el espesor de 2,0 mm ofrece suficiente rigidez sin penalizar el peso, apoyándose en la triangulación del bastidor para generar una buena estructura. Para la unión entre la lámina y el chasis se recomienda utilizar remaches y adhesivo estructural (rivet-bonding) para evitar la pérdida de las propiedades del aluminio 6061-T6 por el calor si se utilizara soldadura.

En solidworks, la geometría de los pisos se parametriza para que sus dimensiones se actualicen automáticamente ante modificaciones del chasis.

El objetivo del revestimiento posterior (espaldar); es cerrar y proteger la zona del piloto, contribuir a la rigidez local del respaldo, actuar como pantalla frente a suciedad/flujo procedente de la sección trasera y brindar superficies de anclaje ligeras para accesorios. Para su material se selecciona Al 6061-T6 con un espesor de 2,0 mm debido a la curvatura y separación entre puntos de apoyo.

Figura 66. Ensamble láminas de piso y espaldar en AL 6064-T6 al chasis

3.1.3.2.2.

Ensamble del asiento del piloto.

El asiento pensado para garantizar la postura ergonómica, la facilidad de montaje y el servicio, se integró al chasis. Como referencia geométrica se utilizó la base silla del piloto, desde la cual se definieron la distancia a pedales y la orientación del respaldo, se preservaron holguras de 5–10 mm entre el perímetro del asiento y los paneles adyacentes y se verificó una distancia mayor o igual a 50 mm entre casco y barra antivuelco. El asiento se fija con 4 tornillos en su parte inferior, este va apoyado al espaldar del chasis (ver Figura 67).

3.1.3.2.3.

Ensamble rueda trasera- sistema de transmisión y chasis.

La rueda motriz es uno de los subconjuntos más importantes del vehículo ya que es el encargado de recibir la potencia del motor por medio de la transmisión de correa y transformarla Figura 67. Ensamble asiento piloto

en un movimiento lineal del vehículo. El ensamble del sistema de transmisión y la rueda trasera se presenta en la Figura 68.

Figura 68. Ensamble rueda trasera- sistema de transmisión.

En la Figura 69, se muestra la disposición de la transmisión y la rueda trasera en un ensamble general del vehículo. Obsérvese su alineación con el plano medio del vehículo.

Figura 69. Alineación rueda trasera-plano medio del chasis.

Para el sistema de tensión de la correa y sujeción de la rueda al chasis se diseñan dos dados guías en aluminio los cuales deslizan sobre el chasis y quedan ensamblados sobre el mismo, estos, por medio de un esparrago fijado al chasis como se muestra la Figura 70, se desplazan en forma longitudinal permitiendo su ajuste hacia adelante o hacia atrás para lograr la correcta tensión de la correa.

Figura 70.Dados tensores y sistema tensión correa.

El movimiento de los dados arrastra la llanta, la cual se une mediante un eje pasante que atraviesa la manzana central de la rueda. Para evitar desplazamientos laterales al realizar el apriete de las tuercas del eje, se diseña una estructura tipo cajón que alberga los dados tensores. Esta estructura se complementa con dos láminas rectangulares provistas de un orificio oblongo que guía el eje de la llanta y actúa como tope para asegurar la posición del dado dentro del chasis (ver Figura 71). Estas platinas se fabricarán en aluminio 6061-T6 de 2 mm de espesor, material seleccionado por su resistencia específica, rigidez y baja densidad, adecuadas para la función estructural de sujeción y alineación de la rueda trasera

Figura 71.Platina guía tensor.

Una vez integrado el sistema de transmisión con la rueda motriz, se identificó una separación entre el rodamiento y la polea conducida, que comprometía la alineación axial del conjunto. Para corregirla, se incorporaron separadores (bujes) mecanizados que actúan como elementos de posicionamiento y soporte, asegurando la concentricidad y limitando el desplazamiento axial del eje. Con ello se estabiliza el ensamble de la rueda trasera y se favorece una distribución adecuada de carga en los rodamientos (ver Figura 72).

Figura 72.Ensamble completo sistema trasero

También se modeló y ensambló el soporte del sistema de freno trasero, el cual se fijó directamente sobre el chasis para permitir la instalación del cáliper y el disco de freno, garantizando una correcta alineación con la rueda como se muestra en la Figura 73.

Figura 73. Soporte del sistema de freno trasero

3.1.3.2.4.

Ensamble conjunto motor-reductor y base para motor.

El motor constituye uno de los elementos principales dentro del sistema de propulsión del vehículo prototipo, al ser la fuente primaria de potencia mecánica que posteriormente se transmite a la rueda motriz mediante una etapa por correa síncrona. Con el fin de garantizar un montaje rígido, repetible y compatible con las restricciones de ensamble del tren motriz, se diseñó una base metálica de soporte sobre la cual se integra el motor y, adicionalmente, el reductor coaxial (ver Figura 74 y Figura 77).

Para mitigar la transmisión de vibraciones propias del funcionamiento de un motor mono-cilíndrico de combustión interna, la base incorpora cuatro apoyos elásticos en caucho (Figura 74). Estos elementos funcionan como aisladores vibratorios, reduciendo la excitación dinámica transmitida al chasis y, en consecuencia, disminuyendo el riesgo de fatiga prematura en la estructura. En términos de desempeño del sistema de transmisión, la atenuación de

vibraciones contribuye a mantener condiciones más estables de alineación y tensión, evitando desplazamientos que incrementan el desgaste de la correa y de los elementos rotativos.

Figura 74. Base motor y cauchos amortiguadores.

El material seleccionado para los apoyos es caucho natural con dureza Shore A entre 55 y 65, ya que este rango proporciona un equilibrio adecuado entre rigidez y capacidad de absorción de vibraciones para motores de pequeña cilindrada [87]. A partir de la incorporación del reductor coaxial PLE040, el conjunto de propulsión se configura como motor–reductor–polea conductora, quedando la etapa por correa ubicada aguas abajo del reductor. En este arreglo, el reductor se acopla al motor mediante un elemento de unión (buje/acople) que asegura la transmisión de par y la concentricidad entre ejes (Figura 75). Dado que el reductor introduce masa y reacciones adicionales, su montaje no se resuelve únicamente “colgado” del motor: se diseñó una platina de soporte para el reductor, solidaria a la base del motor, con el propósito de cerrar el camino de cargas hacia la estructura portante y evitar sobrecargas por flexión en la interfaz de acople (Figura 76). Esta platina se integra

estructuralmente a la base mediante soldadura, garantizando rigidez y estabilidad geométrica del conjunto durante la operación.

Figura 75. Ensamble motor–reductor coaxial PLE040 (acople).

Figura 76. Platina (soporte) del reductor y dimensiones principales. Finalmente, el ensamble completo motor–base–reductor, con sus elementos de soporte y acople, se muestra en la Figura 77. Esta integración proporciona, un ensamble compacto del tren motriz, una mejor estabilidad de alineación entre el eje de salida del reductor y la polea

conductora, y una reducción de vibraciones transmitidas al chasis, condiciones que favorecen la confiabilidad del sistema y la eficiencia global de la transmisión.

Figura 77. Ensamble completo motor–reductor–transmisión–rueda

3.1.3.2.5.

Diseño tanque de combustible.

El prototipo incorpora un tanque cilíndrico destinado a etanol, dimensionado para satisfacer la capacidad exigida por la competencia y facilitar su integración en el ensamble trasero del vehículo. El tanque se definió con diámetro 80 mm y altura 200 mm, obteniendo una capacidad aproximada de 1 L (ver Figura 78). Cumpliendo con la normativa de la competencia, para garantizar la seguridad, el tanque está provisto de una válvula sellomatic, la cual impide fugas durante el abastecimiento y evita evaporación del combustible, minimizando riesgos de inflamabilidad. Adicionalmente, se integra un manómetro seco, cuya función es monitorear la presión interna y detectar posibles bloqueos o anomalías en el suministro, mejorando la confiabilidad del sistema. El diseño cilíndrico y esbelto responde a criterios de integración

estructural, reduciendo el espacio ocupado en el chasis y favoreciendo la distribución del centro de masa.

El material seleccionado para el tanque es acero inoxidable de grado automotriz, debido a su resistencia a la corrosión por contacto con etanol y a la presión interna del sistema.

Figura 78. Tanque de combustible

3.1.3.2.6.

Diseño y sub-ensamble caja de sistemas eléctrico/electrónico.

El sistema eléctrico-electrónico del vehículo requiere una instalación segura, ordenada y compacta que garantice tanto la protección de los componentes como la facilidad de mantenimiento. Para tal fin, se diseñó una caja contenedora metálica que integra todos los elementos eléctricos y electrónicos principales:

• Unidad de control electrónico (ECU): gestiona el sistema de inyección y el control de parámetros del motor.

• Batería compacta: fuente principal de energía para los sistemas de control.

• Portafusibles y barra de masas: aseguran la correcta distribución y protección de los circuitos, previniendo sobrecargas y cortocircuitos.

• Sistema de energía auxiliar: encargado de estabilizar tensiones y garantizar el suministro continuo a la ECU y periféricos.

El diseño de la caja, como se observa en la Figura 79, responde a criterios de seguridad eléctrica y ergonomía de montaje. La estructura cerrada protege los dispositivos de la humedad, el polvo y las vibraciones, factores que pueden comprometer el desempeño en condiciones de competencia. Asimismo, su geometría rectangular con pestañas de fijación permite anclarla al chasis de manera rígida, evitando desplazamientos. La disposición interna fue concebida para mantener la organización del cableado y facilitando inspecciones rápidas. Este aspecto es fundamental en la competencia, donde el tiempo de mantenimiento y verificación puede incidir directamente en el desempeño del equipo.

Figura 79. Sub-ensamble caja sistema eléctrico/electrónico.

3.1.3.2.7.

Ensamble tanque de combustible y sistema eléctrico/electrónico al chasis.

El tanque de combustible y el sistema eléctrico/electrónico se integran en la parte posterior del vehículo; la integración del tanque de combustible y de la caja de sistemas eléctricos/electrónicos en la parte trasera del vehículo responde a criterios de seguridad,

distribución de masas, accesibilidad y cumplimiento normativo, propios del diseño de prototipos para la competencia Shell Eco-marathon.

la localización del tanque y de la caja de sistemas eléctricos en la parte trasera permite mantener el centro de masa bajo y cercano al eje trasero, lo que mejora la estabilidad longitudinal del vehículo. Dado que el prototipo presenta una configuración alargada y ligera, la distribución adecuada de los pesos resulta esencial para evitar desbalances dinámicos, especialmente durante fases de aceleración y frenado. Asimismo, la ubicación posterior ofrece facilidad de montaje y mantenimiento, ya que el acceso a la ECU, la batería y el portafusibles es directo sin necesidad de desmontar otros subsistemas del vehículo; esto es particularmente relevante en el contexto de la competencia, donde el tiempo de ajuste o reparación entre rondas puede ser determinante para el desempeño final.

Otro aspecto fundamental es la reducción de interferencias. Al mantener los sistemas eléctricos agrupados en la parte trasera y relativamente aislados de la cabina del piloto, se evitan riesgos de exposición directa a manipulación accidental. Igualmente, se reduce el cruce innecesario de cableado hacia la zona frontal, simplificando la instalación y mejorando la confiabilidad del sistema.

Finalmente, la decisión de ubicar ambos subsistemas en la parte trasera favorece la integración con el motor Honda GX-35 y el sistema de transmisión, que también se encuentran en dicha zona. Esta proximidad disminuye la longitud de las conexiones de combustible y de los circuitos eléctricos de control, optimizando la eficiencia del sistema y reduciendo el peso adicional por tendidos de mangueras y cables (ver Figura 80).

Figura 80. Ensamble tanque de combustible y caja eléctrica/electrónica al chasis.

3.1.3.2.8.

Diseño y ensamble del sistema de dirección.

El sistema de dirección garantiza la maniobrabilidad, seguridad y eficiencia energética del vehículo. En coherencia con los criterios de maniobrabilidad y pérdidas por deslizamiento establecidos en el marco teórico (Sección 2.3.6.2), se adoptó una geometría Ackermann para el tren delantero. En esta sección se presenta el dimensionamiento geométrico en CAD, la verificación del radio de giro reglamentario (≤ 8 m) y los aspectos de integración y ensamble del sistema en el chasis.

Para el dimensionamiento inicial del sistema de dirección se realizó el cálculo del radio de giro a partir de los parámetros geométricos del modelo CAD del prototipo, cuyos valores se resumen a continuación (ver Figura 81):

• Batalla (L) (distancia entre ejes): 1.805 m • Trocha delantera (T): 0.533 m • Ángulo de giro de la rueda interior (δᵢ): 13.14° • Ángulo de giro de la rueda exterior (δₒ): 12.32°

Figura 81. Esquema sistema de dirección Ackermann y radios de giro.

De acuerdo con la geometría Ackermann, el centro instantáneo de rotación (CIR) se obtiene a partir de las prolongaciones de los ejes de las ruedas delanteras, las cuales convergen en un punto común sobre el eje trasero, los ángulos de giro interior EF y exterior EH se calculan con las ecuaciones ( 5) y (6) descritas en la sección 2.3.6.2.

tan EF = G

8 −+

2

(61)

tan EH = G

8 + +

2

(62)

Despejando el radio de giro (R) de cada una de las ecuaciones y hallando su valor se obtiene:

8 =

G tan EF + +

2 =

1,805

tan 13.14° + 0,533

2

= 7.998

(63)

8 =

G tan EH −+

2 =

1,805

tan 12.32° −0,533

2

= 7.998

(64)

El resultado muestra que el radio de giro cumple con las especificaciones exigidas por la Shell Eco-marathon para la categoría Prototype (radio ≤ 8 m). La Figura 81, ilustra el esquema generado a partir del modelo CAD, donde se observa la intersección de las prolongaciones de las ruedas delanteras y el radio medido desde el eje trasero hasta el centro de rotación del vehículo.

Este análisis permitió validar la correcta geometría del sistema y su integración funcional con el chasis.

El sistema se diseñó íntegramente en SolidWorks, aplicando los resultados del cálculo geométrico para definir las posiciones relativas de cada componente. El conjunto está conformado por los siguientes elementos principales:

• Timón tubular ergonómico: Diseñado en aluminio para reducir peso y ofrecer

comodidad al piloto, ensamblado en este se encuentra el freno que se acciona manualmente (ver Figura 82).

• Columna de dirección: Es el eje principal, encargado de transmitir el par

aplicado por el piloto desde el volante hacia la junta universal. Está soportada por una columna vertical fijada al chasis mediante una base estructural, en cuyo extremo se incorpora un buje autolubricado que permite el giro libre y reduce la fricción. En el extremo inferior, el eje se apoya sobre una chumacera de precisión, la cual proporciona rigidez al conjunto y evita desplazamientos axiales durante la operación. Esta configuración asegura una transmisión de movimiento estable y eficiente, manteniendo la alineación geométrica del sistema en todo el rango de giro (ver Figura 82).

• Junta universal o acople: Es el mecanismo de articulación que convierte el

movimiento rotacional del volante en desplazamiento lineal de las barras de acoplamiento (ver Figura 82).

Figura 82. Sistema timón.

• Barras de acoplamiento con rotulas: Son las encargadas de conectar la junta

universal o acople con las manguetas; cada barra incorpora rótulas esféricas ajustables que permiten el alineamiento fino.

• Maniguetas y soportes: soportan los ejes de las ruedas delanteras y permiten su

giro alrededor de los pivotes principales

• Columnas de anclajes: Son elementos soldados al chasis principal que

garantizan rigidez y evitan deformaciones en el sistema.

Figura 83. Sistema de dirección.

Cada pieza fue modelada considerando criterios de ligereza, facilidad de fabricación y alineación con los planos de referencia del chasis, asegurando que el conjunto mantenga el equilibrio entre rigidez estructural y bajo peso total.

El ensamble del sistema de dirección se llevó a cabo sobre la estructura frontal del chasis, utilizando puntos de anclaje. La columna de dirección se fijó mediante tornillería ya que permiten su desmontaje para labores de mantenimiento.

Las barras de acoplamiento se ajustaron de forma que, en posición neutral, las ruedas se mantuvieran paralelas al eje longitudinal del vehículo, garantizando el correcto alineamiento dinámico. El espacio disponible en la zona delantera permitió incorporar sin interferencias el sistema de freno delantero, los discos y las manguetas, manteniendo la ergonomía del puesto de conducción.

El diseño modular facilita el desmontaje rápido del sistema en caso de reparación, lo que representa una ventaja operativa durante las verificaciones técnicas de la competencia. En las Figura 84 y Figura 85 ,se observa la verificación del funcionamiento del sistema de dirección tipo Ackermann implementado en el prototipo. Al accionar el timón, las ruedas delanteras giran en sentidos opuestos cumpliendo los ángulos teóricos calculados para la geometría Ackermann, donde la rueda interior alcanza un ángulo de 13.14° y la exterior 12.32°.

Figura 84. Verificación del cumplimiento de la geometría Ackermann con giro hacia la derecha.

Figura 85. Verificación del cumplimiento de la geometría Ackermann con giro hacia la izquierda.

Esta diferencia angular garantiza que ambas ruedas describan circunferencias concéntricas con un mismo centro instantáneo de rotación, reduciendo el deslizamiento lateral

y las pérdidas por fricción durante el giro. El correcto cumplimiento de esta geometría confirma la precisión del diseño cinemático del sistema de dirección, así como su alineación con los parámetros normativos de maniobrabilidad exigidos por la competencia Shell Eco-marathon.

Figura 86. Ensamble final sistema de dirección.

3.1.3.2.9.

Diseño y ensamble sistema de pedales acelerador y freno.

El sistema de pedales constituye el principal medio de interacción del piloto con los subsistemas de propulsión y frenado del vehículo prototipo tipo Shell Eco-marathon. Este conjunto está conformado por dos pedales independientes: el pedal derecho destinado al control del acelerador y el pedal izquierdo correspondiente al sistema de freno. Ambos pedales se encuentran instalados sobre una placa soporte fabricada en acero ASTM A36 de 4 mm de espesor, la cual garantiza la rigidez estructural necesaria para resistir

las fuerzas de accionamiento aplicadas por el piloto sin deformaciones permanentes. Sobre esta base se articulan los pedales mecanizados en aluminio, elegidos por su bajo peso y alta resistencia a la fatiga, propiedades que contribuyen a mantener la eficiencia global del prototipo al reducir masa en la zona delantera del vehículo.

Cada pedal incorpora un mecanismo de retorno por resorte, que asegura su regreso automático a la posición inicial después de ser accionado, garantizando así la seguridad del piloto y evitando aceleraciones o frenadas no intencionadas (ver Figura 87).

Figura 87. Ensamble sistema pedales acelerador-freno

La selección de los materiales se realizó considerando su función específica y las solicitaciones mecánicas a las que está sometida. A continuación, se presenta la descripción de cada uno de ellos.

• Placa soporte (ASTM A36, 4 mm): Este acero estructural se seleccionó por su

buena ductilidad y resistencia suficiente para soportar las cargas puntuales transmitidas por el pie del piloto y por los mecanismos de anclaje de los pedales. Además, su disponibilidad comercial y facilidad de manufactura (corte, perforado y doblado).

• Pedales y bases de balancines (Aluminio 6061-T6): Se emplea aluminio debido

a su alta relación resistencia/peso y su resistencia a la corrosión.

• Resortes de retorno (Acero inoxidable 302): Se selecciona de acuerdo con el

cálculo de rigidez y carga. Su calculó se basa en la fuerza promedio ejercida por el pie humano sobre un pedal, estimada entre 20 lb y 30 lb (≈ 89–133 N) [30], y el desplazamiento medido en el ensamble entre la posición de reposo y la posición a fondo.

Para realizar la selección del resorte se calcula el valor de la constante de rigidez R y se determina mediante la relación:

8 = $

∆

(65)

Donde $ es la fuerza de retorno deseada y Δ el desplazamiento máximo del pedal.

Para una fuerza media de 25 lb y un desplazamiento de 1.2 in, se obtiene:

8 = 25 Lb

1.2 in = 20.8 lb/in

Con el valor de la constante de rigidez del resorte seleccionado corresponde a la referencia LC 072L 03, perteneciente a la serie estándar de compresión en acero inoxidable 302. (ver Figura 88).

Figura 88. Referencia resorte de compresión Lee Spring [88].

Cada pedal está articulado mediante pernos pasantes y bujes de baja fricción, mientras que los resortes se alojan entre el pedal y el soporte del resorte (ver Figura 89). El pedal derecho se conecta mediante un cable de acero trenzado al mecanismo del acelerador del motor, garantizando una respuesta suave y lineal al movimiento del pie. El pedal izquierdo acciona el sistema de frenos hidráulicos mediante una varilla de empuje acoplada al cilindro maestro, proporcionando una sensación progresiva y segura durante la frenada. La disposición de ambos pedales sobre una misma base facilita el montaje dentro del habitáculo, reduce el número de componentes estructurales y mejora la accesibilidad para mantenimiento.

Figura 89. Ensamble del sistema de pedales de acelerador y freno.

3.1.3.2.10.

Ensamble final del vehículo prototipo.

Una vez completo el diseño de todos los subsistemas, el chasis, la dirección, la transmisión, el sistema de pedales, el freno, el motor, el tanque de combustible y el sistema electro/electrónico, se desarrolló el modelo del ensamble general del vehículo prototipo, tal como se observa en la Figura 90. El ensamble final refleja la disposición definitiva de los componentes conforme a los criterios de diseño, ergonomía del piloto y cumplimiento normativo de la competencia Shell Eco-marathon. La ubicación del piloto, la columna de dirección y el sistema de pedales garantizan una postura de conducción cómoda, segura y eficiente en términos de espacio y control.

Asimismo, la integración del motor, el sistema de transmisión y los elementos de soporte estructural en la parte trasera permiten una distribución equilibrada de masas, optimizando la estabilidad longitudinal y la eficiencia energética durante la marcha.

Figura 90. Ensamble general del vehículo prototipo tipo Shell Eco-marathon.

3.1.3.3.

Parametrización del chasis.

Debido a que el presente proyecto contempla el análisis estructural de un mismo diseño geométrico de chasis, pero con distintas secciones transversales, se establece un proceso de parametrización del modelo CAD. Esta metodología propuesta permite evaluar múltiples configuraciones sin necesidad de generar un modelo individual para cada variación dimensional, optimizando el tiempo de modelado y asegurando la coherencia geométrica entre versiones.

La parametrización del chasis permitira analizar en ANSYS distintos chasis que conservan la misma disposición estructural, modificando únicamente la sección transversal y el espesor de los tubos. Dado que estos parámetros afectan directamente la masa total y, por consiguiente, los esfuerzos y deformaciones del sistema, se hace indispensable su estudio comparativo.

El análisis se enfoca en determinar qué combinaciones de secciones transversales y espesores son las más adecuadas para diferentes masas de piloto, que varían entre 50 kg y 100 kg, abarcando el rango establecido por el reglamento de la competencia Shell Eco-marathon. Para esto se implementó, una parametrización del chasis, modelo que permite modificar de manera automática las dimensiones, generando múltiples variantes con un mismo esquema geométrico base.

Las variables paramétricas controladas en el modelo son: el ancho, el alto, el espesor y el radio de curvatura de las uniones de los tubos que componen la estructura. Estas variables se incorporaron a una tabla de diseño en SolidWorks, vinculada a una hoja de cálculo en Microsoft Excel, en el cual se parametrizaron un total de 17 configuraciones con las dimensiones de los perfiles cuadrados comprendidos entre 10×10 mm y 35×35 mm, y espesores de 1,5 mm a 3 mm, para aluminio 6061-T6, tal como se observa en la Tabla 17.

Tabla 17. Variables paramétricas controladas.

Perfil (mm)

Largo (mm) D1 Ancho (mm) D2 Radio (mm) D3 Espesor (mm) D4 10x10x2

10

10

1

2

12x12x2

12

12

1

2

15x15x1,5

15

15

1

1,5

15x15x2

15

15

1

2

16x16x1,5

16

16

1

1,5

20x20x1,5

20

20

1

1,5

20x20x2

20

20

1

2

20x20x3

20

20

1

3

25x25x1,5

25

25

1

1,5

25x25x2

25

25

1

2

25x25x3

25

25

1

3

30x30x1,5

30

30

1

1,5

30x30x2

30

30

1

2

30x30x3

30

30

1

3

35x35x1,5

35

35

1

1,5

35x35x2

35

35

1

2

35x35x3

La parametrización también se aplicó a los pisos, los paneles del espaldar y demás componentes estructurales vinculados, los cuales se encuentran enlazados al modelo base mediante relaciones geométricas y ecuaciones de control. De esta manera, cualquier modificación en la sección transversal de los tubos del chasis se propaga automáticamente al resto de los componentes dependientes, manteniendo la integridad del conjunto. Este proceso permite disponer de un modelo CAD completamente adaptable, que servirá como punto de partida para el análisis estructural en ANSYS.

3.1.3.3.1.

Procedimiento de parametrización del chasis.

Como se explicó en la sección 3.1.3, el chasis se modeló como una parte multicuerpo con esqueleto 3D (3D Sketch) que define el layout global (geometría base invariante). Sobre dichas trayectorias se generaron los miembros estructurales mediante la herramienta de SolidWorks Weldments/ Structural Member, haciendo uso de un perfil cuadrado. El perfil cuadrado que proporciona SolidWorks por defecto no puede emplearse directamente en procesos paramétricos, ya que sus dimensiones están fijas dentro de la biblioteca del programa. Por tal motivo, se procedió a crear un perfil paramétrico de Weldment (SLDLFP) de la siguiente manera:

1. Se genera la geometría de la sección transversal y se asignaran nombres a las

variables de control, etiquetando las cotas como (ver Figura 91):

• Largo: D1

• Alto: D2

• Radio: D3

• Espesor: D4

Este perfil geométrico, ya con sus variables definidas, se almacenó en la ruta: C:\Program Files\SolidWorks Corp\SolidWorks\data\Weldment Profiles\. Dentro de una carpeta denominada “Perfil parametrizado”, y el archivo se guardó con formato. SLDLFP.

2. En el chasis previamente modelado se insertó la tabla de diseño, la cual contiene

los valores correspondientes a cada una de las variables para las diferentes configuraciones de perfil cuadrado (ver Figura 92).

Figura 91. Sección transversal y asignación de variables de control.

Figura 92. Tabla de diseño para diferentes configuraciones de perfil.

3. Se carga la tabla de diseño con las 17 configuraciones y SolidWorks crea

automáticamente los distintos tipos de chasis, cada uno con su sección transversal específica, como se muestra en la Figura 93.

Figura 93. Diferentes configuraciones de chasis para cada sección transversal. Las diferentes configuraciones se pueden visualizar y seleccionar directamente desde el panel de configuraciones de SolidWorks, como se observa en la Figura 94, donde se evidencian las variaciones entre los perfiles de 10×10×2 mm y 35×35×3 mm.

Figura 94. Diferentes configuraciones de chasis para cada sección transversal en ensamble.

4. Ya que los pisos, el panel del espaldar y los dados tensores de transmisión están

referenciados al modelo, utilizando el comando de conversión de entidades en SolidWorks, se actualizan automáticamente los anchos de apoyo, los puntos de contacto, la masa total del conjunto y la posición del centro de gravedad.

3.1.4. Modelado paramétrico y modular en CAD de la carrocería del prototipo Shell

Eco-marathon.

La carrocería constituye el elemento aerodinámico principal del vehículo y su diseño está directamente condicionado por la geometría del chasis. En este proyecto, se desarrolla un modelo CAD paramétrico y modular de la carrocería, de modo que sus dimensiones y superficies se ajusten automáticamente a las variaciones geométricas del chasis parametrizado. Este enfoque permite mantener la coherencia dimensional y estructural entre ambos sistemas, garantizando que cada una de las dieciocho configuraciones del chasis genere de forma automática una versión correspondiente de carrocería, sin requerir modelados independientes. El proceso de modelado se realiza empleando las herramientas paramétricas de SolidWorks, utilizando las funciones Convert Entities, Offset Surface, Split Line y la definición

de planos de control asociados al modelo maestro del chasis. Estas herramientas permiten construir una envolvente aerodinámica continua, adaptable y fácilmente editable, cumpliendo con las restricciones de altura, longitud, visibilidad y accesibilidad establecidas por el reglamento de la competencia Shell Eco-marathon.

En el enfoque de diseño modular adoptado se dividió, la carrocería en seis componentes principales: Frontal inferior, frontal superior, central inferior, central superior, trasera media y trasera superior con cobertor de llanta, los cuales se ensamblan sobre la estructura mediante uniones tipo clip, tornillos y encajes de precisión. Esta forma de ensamble por módulos no solo facilita la fabricación, el transporte y el mantenimiento, sino que también permite ajustar cada módulo de manera independiente durante los ensayos aerodinámicos o estructurales. A continuación, se describen las secciones que la componen:

Carrocería frontal inferior: La carrocería frontal inferior constituye la base aerodinámica del morro del vehículo y es el primer módulo en contacto con el flujo de aire. Su forma envolvente y curvada permite reducir la resistencia frontal y dirigir el flujo laminar hacia la parte superior del prototipo, contribuyendo a un mejor desempeño aerodinámico (ver Figura 95). Este componente se ensambla directamente sobre la estructura del chasis, sirviendo de interfaz entre la zona delantera y los módulos superiores de la carrocería.

Figura 95. Carrocería frontal inferior.

El modelado se desarrolló bajo un enfoque top–down, tomando como referencias geométricas el esqueleto del chasis (planos, curvas guía y superficies asociadas a los tubos y al piso delantero), de modo que la superficie del carenado conserve continuidad geométrica y se actualice automáticamente ante cambios dimensionales del bastidor. El sistema de sujeción de la pieza incorpora un encaje tipo clip envolvente, diseñado para abrazar el tubo frontal del chasis, como se aprecia en la Figura 96. Este tipo de unión permite fijar la carrocería sin necesidad de herrajes adicionales, asegurando un montaje rápido y desmontaje sencillo para labores de mantenimiento. Además, incluye ranuras laterales que permiten el paso de las maniguetas del sistema de dirección, evitando interferencias con los elementos mecánicos y garantizando la movilidad total de la dirección.

Figura 96. Ranuras laterales y encaje tipo clip envolvente.

La geometría final de este módulo mantiene una curvatura continua y uniforme, adaptándose de forma paramétrica a las dimensiones del chasis seleccionado. De esta forma, cualquier cambio en el perfil estructural se refleja automáticamente en el modelo de carrocería, conservando las proporciones y los puntos de acople definidos en el diseño maestro. Carrocería frontal superior: La carrocería frontal superior constituye la cubierta aerodinámica del morro del vehículo y se acopla directamente sobre la carrocería frontal inferior

mediante un encaje directo tipo pestaña, lo que garantiza una unión precisa y desmontable (ver Figura 97). Este módulo presenta una curvatura continua y cerrada en su parte delantera, diseñada para favorecer la transición del flujo de aire desde la zona frontal hacia la superficie superior del vehículo, reduciendo la resistencia aerodinámica y mejorando la estabilidad direccional a bajas velocidades.

Figura 97. Ensamble Carrocería frontal superior.

En su parte inferior, la pieza dispone de un reborde perimetral de apoyo, que encaja con el borde superior de la carrocería frontal inferior, proporcionando una superficie de contacto amplia que contribuye a la rigidez del conjunto y facilita el montaje sin necesidad de elementos de sujeción adicionales. Asimismo, se consideró un espacio libre interno para alojar el sistema de pedales y los mecanismos de dirección, garantizando la accesibilidad para mantenimiento y la libertad de movimiento de las barras de dirección (ver Figura 98).

Figura 98. Ensamble tipo pestaña y carrocería frontal superior.

La continuidad geométrica entre la carrocería frontal superior y la central superior genera una superficie aerodinámicamente limpia, asegurando que el flujo de aire se mantenga adherido durante el recorrido sobre el vehículo. Este diseño modular permite que el conjunto frontal pueda retirarse como una sola unidad para inspección o ajuste de los componentes mecánicos, sin afectar la integridad estructural ni el alineamiento del chasis. Carrocería central inferior: La carrocería central inferior se ubica entre la sección frontal y el espaldar del chasis, actuando como elemento de conexión estructural y protección lateral del piloto (ver Figura 99). Su diseño mantiene la continuidad de las superficies aerodinámicas, garantizando un flujo de aire uniforme a lo largo del vehículo.

Figura 99. Carrocería central inferior.

El modelado se realizó, tomando como referencia las aristas del chasis y la carrocería frontal. La fijación al chasis se logra mediante dos encajes envolventes tipo clip ubicados sobre los tubos diagonales (ver Figura 99), además de pestañas inferiores que apoyan sobre el piso estructural para asegurar el montaje. En la parte superior, incorpora ranuras tipo cola de milano que permiten el ensamble directo con la carrocería central superior (ver Figura 100).

Figura 100. Encajes envolventes tipo clip sobre tubos diagonales-pestañas inferiores sobre el piso estructural y ranuras tipo cola de milano.

El diseño paramétrico permite que esta pieza se adapte automáticamente a las variaciones del chasis, manteniendo el alineamiento geométrico y facilitando el desmontaje para mantenimiento o inspección.

Carrocería central superior: La carrocería central superior conforma la cubierta transparente del habitáculo del piloto, diseñada para garantizar visibilidad, seguridad y continuidad aerodinámica (ver Figura 101). Está fabricada en fibra de vidrio translúcido de bajo peso y alta resistencia al impacto, ideal para mantener la ligereza del conjunto sin comprometer la rigidez estructural.

Figura 101. Carrocería central superior.

Su geometría se modeló mediante superficies curvas ajustadas al contorno de la carrocería central inferior y la frontal superior, logrando una transición constante del flujo de aire desde el morro hasta la parte trasera del vehículo. El borde inferior incorpora guías tipo cola de milano, que permiten el encaje directo sobre la carrocería central inferior, asegurando un acople firme y alineado (ver Figura 102).

Figura 102.Ensamble Carrocería central superior con Carrocería central inferior.

Para facilitar el acceso y evacuación del piloto, la pieza cuenta con seis perforaciones laterales que permiten liberarla manualmente desde el interior, además de servir como puntos de ventilación natural. En su parte frontal, hace tope con la carrocería superior delantera, sellando el conjunto y completando la envolvente aerodinámica de la cabina. El diseño final permite cubrir completamente al piloto, conformando un habitáculo ergonómico que cumple con los requerimientos de visibilidad, ventilación y desmontaje rápido, esenciales en las competencias tipo Shell Eco-marathon.

Carrocería trasera media: La carrocería trasera media se acopla directamente a los tubos estructurales posteriores del chasis, funcionando como elemento de transición entre la cabina y la zona del motor (ver Figura 103). Su forma inclinada y convergente contribuye a mantener la continuidad del flujo aerodinámico desde la parte superior del vehículo hacia la cola, evitando desprendimientos de flujo y reduciendo la resistencia al avance.

Figura 103. Carrocería trasera media

La pieza se ensambla mediante encajes tipo clip sobre los tubos del bastidor, lo que facilita el montaje sin necesidad de elementos adicionales de sujeción. Además, incluye agujeros pasantes que permiten fijar la carrocería trasera superior y el cobertor de llanta, garantizando la rigidez del conjunto. En su lateral derecho incorpora una perforación específica para la salida del tubo de escape, integrada en el diseño para no afectar la aerodinámica general (ver Figura 104).

Figura 104.Sistema de ensamble tipo clip y agujeros pasantes roscados. Gracias a su modelado paramétrico, esta sección se adapta automáticamente a las variaciones dimensionales del chasis, conservando el perfil aerodinámico y la alineación con los demás módulos de la carrocería.

Carrocería trasera superior e inferior (cobertor de llanta): Las carrocerías trasera superior e inferior conforman el cierre aerodinámico del vehículo, garantizando una correcta canalización del flujo de aire en la zona posterior (ver Figura 105). La carrocería trasera superior mantiene la curvatura del perfil aerodinámico general, convergiendo progresivamente hacia la cola para conservar la forma tipo gota de agua, reduciendo la resistencia al avance. Esta pieza cubre los componentes del motor, transmisión y tanque de combustible, protegiéndolos de agentes externos y mejorando la estética del conjunto.

Figura 105.Carrocería trasera superior.

El modelado se realizó a partir de las superficies de la carrocería trasera media, con un ajuste preciso mediante pernos de unión, lo que permite su desmontaje durante las labores de mantenimiento (ver Figura 106).

Figura 106. Sistema de sujeción por pernos.

Por su parte, la carrocería trasera inferior actúa como cobertor de la rueda trasera, sellando la parte baja del vehículo y evitando la entrada de aire hacia el habitáculo (ver Figura 107). Su ensamble se realiza sobre la estructura del chasis mediante fijaciones atornilladas, manteniendo la alineación con las demás secciones.

Figura 107. Carrocería trasera inferior (cobertor de llanta).

Ambas piezas, además de cumplir una función aerodinámica, proporcionan protección mecánica y seguridad, al cubrir la transmisión y prevenir el contacto accidental con los elementos en movimiento, así como la acumulación de suciedad o residuos en esta zona.

Todas las secciones se diseñaron mediante un esquema paramétrico que responde a las variaciones de ancho, altura y longitud del chasis, conservando una proporción estable del perfil tipo “gota de agua”, reconocido por su bajo coeficiente de arrastre aerodinámico (Cd). Este perfil fue adoptado como referencia para el diseño general, permitiendo una transición fluida entre las diferentes partes de la carrocería.

El material seleccionado fue un composite de fibra de vidrio con resina poliéster o viniléster, con un espesor aproximado de 5 mm, debido a su bajo peso, buena rigidez y facilidad de manufactura por moldeo manual o vacuum forming. Este tipo de material garantiza además un acabado superficial adecuado para análisis aerodinámicos y pruebas experimentales. El modelo resultante cumple con las normas de la competencia Shell Eco-marathon, que establecen restricciones en cuanto a:

• Acceso del piloto (fácil desmontaje del domo superior).

• Visibilidad y campo de visión.

• Altura máxima del vehículo.

• Dimensiones exteriores y ancho total.

• Continuidad aerodinámica sin aristas pronunciadas.

El modelo paramétrico de carrocería propuesta se integra completamente con el modelo paramétrico del chasis, generando un sistema de diseño coherente, adaptable y apropiado para simulaciones estructurales y aerodinámicas. La Figura 108, muestra el modelo final del vehículo ensamblado, donde se evidencia la integración completa entre ambos subsistemas.

Figura 108. Vehículo tipo prototipo parametrizado para competir en la Shell Eco- Marathon. Con lo desarrollado en este capítulo se consolidó el prototipo virtual paramétrico del chasis y carrocería mediante herramientas CAD, dando cumplimiento al objetivo específico 1 y 3.

4. Cálculos y fundamentos de dinámica vehicular.

El presente capítulo consolida los cálculos de dinámica vehicular empleados para verificar el desempeño del prototipo en las maniobras representativas de la competencia: aceleración, frenado y circulación en curva. El desarrollo se fundamenta en los parámetros geométricos obtenidos del modelo CAD y en la configuración del tren motriz seleccionado (ver Tabla 18), incluyendo batalla, trochas, posición del centro de gravedad, radio efectivo de rueda, relaciones de transmisión y variables de operación del motor.

Dado que la masa total del prototipo corresponde a la suma del chasis, los conjuntos estructurales/mecánicos instalados (carrocería, tren motriz, ruedas, tanque, asiento, etc.), y la masa del piloto, el análisis se plantea considerando la variación de la masa del chasis asociada al perfil estructural y seis escenarios de masa del piloto (50, 60, 70, 80, 90 y 100 kg). En consecuencia, la masa del vehículo sin piloto se ubica en el rango 102–114 kg, con el fin de evaluar la sensibilidad del comportamiento dinámico frente a cambios de carga. Los parámetros aerodinámicos (32 y *) se incorporan posteriormente, una vez estimados mediante simulación, para complementar la evaluación energética cuando corresponda.

El capítulo se organiza en tres apartados:

• Dinámica de aceleración: Estimación de tracción disponible, transferencia de carga y desempeño hasta la velocidad objetivo.

• Dinámica en curva: evaluación de aceleración lateral y criterios de estabilidad (deslizamiento y vuelco cuasi-estático).

• Dinámica de frenado: Desaceleración de diseño, reparto de cargas por eje y requerimientos de torque de frenado

Tabla 18.Parámetros geométricos y de operación empleados en los cálculos de dinámica vehicular.

Parámetro Símbolo Unidad Valor Batalla G

1.805

Distancia del centro de gravedad (CG) al eje delantero.

ƒ„

0.809

Distancia del centro de gravedad (CG) al eje trasero.

>

0.997

Ancho de vía.

+N

0.721

Altura del centro de gravedad sobre el suelo.

ℎ

0.496

Radio efectivo de la rueda. 1iN

0.31

Relación de transmisión entre poleas.

;-HOOif

2.57

Eficiencia de la transmisión correa y-HOOif

%

98.0

Velocidad máxima del carro. K •

ℎ

25.0

Aceleración de la gravedad. 

0

:

9.80

Torque entregado por el motor. +Q k

0.7772

Velocidad de rotación entregada por el motor.

•Q 8t‘

5350

Densidad del aire a 25°.

4

•

’

1.18

Coeficiente de resistencia a la rodadura [34].

3O

0.015

Coeficiente de rozamiento estático. [7

0.7

Relación de transmisión Reductor.

;Oi2q-oHO

10

Torque entregado por el reductor. +Oi2 k

5

Eficiencia de la transmisión reductor yOi2q-oHO

%

98.0

4.1. Dinámica de aceleración. La dinámica de aceleración permite caracterizar la capacidad del prototipo para generar movimiento desde el reposo y alcanzar la velocidad objetivo de operación, a partir del balance entre la tracción disponible en la rueda motriz y las fuerzas resistivas (rodadura y aerodinámica),

bajo las condiciones geométricas y de masa definidas en el diseño. En este proyecto, el análisis se desarrolla para un vehículo tipo prototipo de la Shell Eco-marathon, donde el desempeño longitudinal está fuertemente condicionado por la masa total, la relación de transmisión, la eficiencia del tren motriz y la adherencia neumático–pavimento. 4.1.1. Masa total.

Dado que el chasis se diseña de forma paramétrica y el conductor constituye una carga variable, la masa del vehículo no es un valor único, sino un rango de diseño. Por ello, se parte de una masa base del prototipo obtenida del modelo CAD (componentes estructurales y mecánicos distintos del chasis), y se adicionan la masa del chasis correspondiente a cada perfil evaluado y la masa del piloto (50–100 kg), de acuerdo con la ecuación (66):

oHofn = “f7i + -”f7F7 + zFnHoH

(66)

La Tabla 19, presenta el desglose de la masa base, mientras que la Tabla 20, resume las combinaciones de masa total consideradas para el análisis. Estas masas constituyen la entrada principal para cuantificar la carga normal disponible por eje, la capacidad de tracción y los efectos de transferencia dinámica durante la aceleración.

Tabla 19.Desglose de masas del vehículo (sin chasis ni piloto) a partir del modelo CAD. Componente Masa [kg] Carrocería delantera superior

8.30

Carrocería delantera inferior

3.90

Carrocería central superior

8.50

Carrocería central inferior

12.30

Carrocería trasera inferior

9.86

Carrocería trasera superior

8.05

Carrocería cubre llanta trasera

10.13

Dados tensores

0.08

Soportes de freno

0.002

Polea transmitida

0.33

Correa

0.45

Componente Masa [kg] Base del motor

0.60

Caja de ensamble eléctrico

5.00

Espaldar redondo superior

0.80

Piso delantero

1.60

Piso trasero

1.30

Silla

2.20

Ensamble timón

2.30

Sistema de pedales

2.16

Platina punto de giro

0.28

Sistema punto de giro

1.36

Soporte columnas

0.32

Motor

3.80

Polea transmisora

2.50

Ruedas

7.89

Tanque de combustible + combustible

1.01

Espaldar soporte silla

2.00

Piso central

2.30

Reductor axial

0.3

Total, masa base ( “f7i)

99.32

Tabla 20. Masa total del vehículo en función del perfil del chasis y la masa del piloto. Perfil del chasis [mm] Masa del chasis [kg] Masa (base+ chasis) [kg] Masa total [kg] (50–100 kg) 10x10x2

2.7

102.02

152.02 – 202.02

12x12x2

3.33

102.65

152.65 – 202.65

15x15x1.5

3.40

102.72

152.72 – 202.72

15x15x2

4.30

103.62

153.62 – 203.62

16x16x1.5

3.60

102.92

152.92 – 202.92

20x20x1.5

4.40

103.72

153.72 – 203.72

20x20x2

5.70

105.02

155.02 – 205.02

20x20x3

8.00

107.32

157.32 – 207.32

25x25x1.5

5.60

104.92

154.92 – 204.92

25x25x2

7.30

106.62

156.62 – 206.62

25x25x3

10.40

109.72

159.72 – 209.72

30x30x1.5

6.75

106.07

156.07 – 206.07

Perfil del chasis [mm] Masa del chasis [kg] Masa (base+ chasis) [kg] Masa total [kg] (50–100 kg) 30x30x2

8.80

108.12

158.12 – 208.12

30x30x3

12.80

112.12

162.12 – 212.12

35x35x1.5

7.90

107.22

157.22 – 207.22

35x35x2

10.40

109.72

159.72 – 209.72

35x35x3

15.10

114.42

164.42 – 214.42

Con la masa total definida para cada escenario, a continuación, se determina la distribución estática de cargas por eje, parámetro necesario para establecer las cargas normales iniciales y, posteriormente, evaluar la tracción disponible y la transferencia de carga en aceleración.

4.1.2. Distribución estática de cargas por eje.

La distribución estática de cargas determina el reparto del peso total del prototipo entre el eje delantero y el eje trasero en condición de reposo. Este resultado es un insumo directo para los análisis posteriores de tracción disponible, criterios de adherencia y transferencia longitudinal de carga en aceleración y frenado.

Para un vehículo de dos ejes, el equilibrio estático se calcula mediante las ecuaciones (67)-(68), en función de la batalla (G) y de las distancias longitudinales del centro de gravedad a cada eje: (-•) del CG al eje delantero y (>) del CG al eje trasero, cumpliéndose G = -• + >. Con la masa total ( ) y la gravedad (), las reacciones normales son las siguientes: k2in = > G ·

· 

(67)

koOf7 =  G ·

· 

(68)

Los parámetros geométricos -•, > y G, se obtuvieron del modelo CAD (Tabla 18), tal como se ilustra en la Figura 109 y Figura 110, estos valores son constantes para los casos representativos de masa mínima y masa máxima del conjunto (piloto de 50 kg y 100 kg,

respectivamente). A partir de estas magnitudes, se evaluaron todas las combinaciones de masa total derivadas de los perfiles estructurales del chasis y las masas de piloto (50–100 kg). No obstante, para fines de presentación se reportan los casos extremos, que delimitan el rango operativo del prototipo Tabla 21 y Tabla 22.

Figura 109. Distancia del centro de gravedad (CG) al eje trasero (b), Altura del centro de gravedad sobre el suelo (h)

Figura 110. Distancia del centro de gravedad (CG) al eje delantero (-•).

Tabla 21. Distribución estática de cargas para masa del piloto de 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Carga eje delantero [N] Carga eje trasero [N] Porcentaje de carga delantero [%] Porcentaje de carga trasero [%] 10x10x2

152.02

822.69

667.14

55.2

44.8

12x12x2

152.65

826.10

669.91

55.2

44.8

15x15x1.5

152.72

826.48

670.21

55.2

44.8

15x15x2

153.62

831.35

674.16

55.2

44.8

16x16x1.5

152.92

827.56

671.09

55.2

44.8

20x20x1.5

153.72

831.89

674.60

55.2

44.8

20x20x2

155.02

838.92

680.31

55.2

44.8

20x20x3

157.32

851.37

690.40

55.2

44.8

25x25x1.5

154.92

838.38

679.87

55.2

44.8

25x25x2

156.62

847.58

687.33

55.2

44.8

25x25x3

159.72

864.36

700.93

55.2

44.8

30x30x1.5

156.07

844.58

684.89

55.2

44.8

30x30x2

158.12

855.70

693.91

55.2

44.8

30x30x3

162.12

877.35

711.46

55.2

44.8

35x35x1.5

157.22

850.83

689.96

55.2

44.8

35x35x2

159.72

864.36

700.93

55.2

44.8

35x35x3

164.42

889.79

721.56

55.2

44.8

Tabla 22.Distribución estática de cargas para masa del piloto de 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Carga eje delantero [N] Carga eje trasero [N] Porcentaje de carga delantero [%] Porcentaje de carga trasero [%] 10x10x2

202.02

1093.27

886.56

55.22

44.78

12x12x2

202.65

1096.68

889.33

55.22

44.78

15x15x1.5

202.72

1097.06

889.63

55.22

44.78

15x15x2

203.62

1101.93

893.58

55.22

44.78

16x16x1.5

202.92

1098.14

890.51

55.22

44.78

20x20x1.5

203.72

1102.47

894.02

55.22

44.78

20x20x2

205.02

1109.50

899.73

55.22

44.78

20x20x3

207.32

1121.95

909.82

55.22

44.78

25x25x1.5

204.92

1108.96

899.29

55.22

44.78

25x25x2

206.62

1118.16

906.75

55.22

44.78

25x25x3

209.72

1134.94

920.35

55.22

44.78

30x30x1.5

206.07

1115.16

904.31

55.22

44.78

Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Carga eje delantero [N] Carga eje trasero [N] Porcentaje de carga delantero [%] Porcentaje de carga trasero [%] 30x30x2

208.12

1126.28

913.33

55.22

44.78

30x30x3

212.12

1147.92

930.89

55.22

44.78

35x35x1.5

207.22

1121.41

909.38

55.22

44.78

35x35x2

209.72

1134.94

920.35

55.22

44.78

35x35x3

214.42

1160.37

940.98

55.22

44.78

Los resultados muestran que el incremento de la masa total eleva proporcionalmente las cargas en ambos ejes, manteniendo prácticamente constante el reparto, con un valor promedio cercano a 55.2% en el eje delantero y 44.8% en el eje trasero (Tabla 21 y Tabla 22). Este comportamiento es coherente con una posición longitudinal del centro de gravedad que no cambia de forma significativa entre configuraciones, lo cual favorece un balance longitudinal estable para la evaluación de la aceleración y el frenado en los apartados siguientes. 4.1.3. Cálculo de la aceleración longitudinal del vehículo.

El cálculo de la aceleración longitudinal del vehículo permite determinar la capacidad de respuesta del prototipo frente a la fuerza motriz generada por el sistema de transmisión. Este parámetro se usa para evaluar la capacidad de arranque del vehículo en las condiciones operativas de la competencia Shell Eco-marathon.

El modelo dinámico considera el torque entregado por el reductor, la relación de transmisión total, la eficiencia mecánica y la masa total del sistema (vehículo + piloto). La expresión general utilizada para la aceleración es:

 = +Oi2q-oHO · ;-HOOif · y-HOOif

oHofn · 1iN

(69)

Tabla 23.Aceleración longitudinal del vehículo para masa del piloto de 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Aceleración [m/s²] 10×10×2

152.02

0.269

12×12×2

152.65

0.268

15×15×1,5

152.72

0.268

15×15×2

153.62

0.266

16×16×1,5

152.92

0.267

20×20×1,5

153.72

0.266

20×20×2

155.02

0.264

20×20×3

157.32

0.260

25×25×1,5

154.92

0.264

25×25×2

156.62

0.261

25×25×3

159.72

0.256

30×30×1,5

156.07

0.262

30×30×2

158.12

0.259

30×30×3

162.12

0.252

35×35×1,5

157.22

0.260

35×35×2

159.72

0.256

35×35×3

164.42

0.249

Tabla 24. Aceleración longitudinal del vehículo para masa del piloto de 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Aceleración [m/s²] 10×10×2

202.02

0.2024

12×12×2

202.65

0.2018

15×15×1,5

202.72

0.2017

15×15×2

203.62

0.2008

16×16×1,5

202.92

0.2015

20×20×1,5

203.72

0.2007

20×20×2

205.02

0.1994

20×20×3

207.32

0.1972

25×25×1,5

204.92

0.1995

25×25×2

206.62

0.1979

25×25×3

209.72

0.1950

30×30×1,5

206.07

0.1984

30×30×2

208.12

0.1965

30×30×3

212.12

0.1928

35×35×1,5

207.22

0.1973

35×35×2

209.72

0.1950

35×35×3

214.42

0.1907

Los valores empleados para el cálculo, se resumen en la Tabla 18, sustituyendo estos valores en la ecuación (69), se obtuvieron los valores de aceleración longitudinal para cada configuración de masa y perfil estructural como se observa en las Tabla 23 y Tabla 24. 4.1.4. Calculo fuerza de rodadura.

La fuerza de rodadura representa la resistencia al movimiento que se genera entre el neumático y la superficie de contacto, debido principalmente a las deformaciones elásticas del neumático y las pérdidas de energía por histéresis en los materiales. Su magnitud depende del peso total que actúa sobre las ruedas, del tipo de superficie y del estado de los neumáticos. La expresión general que modela esta fuerza se expresa como, ecuación (70): $OH2f2qOf = 3O · kjHO

(70)

donde:

• $rodadura: Fuerza de rodadura [N].

• 3O: coeficiente de resistencia a la rodadura (adimensional).

• kjHO: fuerza normal total sobre las ruedas [N].

El valor de 3O = 0,015, para vehículos livianos circulando sobre concreto.

Figura 111. Tabla de coeficiente de resistencia a la rodadura [34]. Este valor fue adoptado para el presente análisis, ya que el prototipo está diseñado para desplazarse sobre superficies pavimentadas o de concreto durante la competencia Shell Ecomaratón. Los cálculos se realizaron para todas las combinaciones de masa total asociadas a los perfiles de chasis y a las masas de piloto consideradas. Para fines de síntesis, en la Tabla 25 y

Tabla 26, se reportan únicamente los casos extremos (piloto de 50 kg y 100 kg), los cuales permiten establecer el rango de variación de la resistencia al rodamiento. Tabla 25. Fuerza de rodadura para masa del piloto de 50 kg. Perfil del chasis [mm] –•—•‚‡ [N] |— ‚ ˜|‚ [N] 10×10×2

1489.83

22.35

12×12×2

1496.00

22.44

15×15×1,5

1496.69

22.45

15×15×2

1505.51

22.58

16×16×1,5

1498.65

22.48

20×20×1,5

1506.49

22.60

20×20×2

1519.32

22.79

20×20×3

1541.77

23.13

25×25×1,5

1514.91

22.73

25×25×2

1518.25

22.77

25×25×3

1565.29

23.48

30×30×1,5

1529.47

22.94

30×30×2

1549.61

23.24

30×30×3

1588.81

23.83

35×35×1,5

1540.79

23.11

35×35×2

1556.22

23.37

35×35×3

1611.35

24.17

Tabla 26. Fuerza de rodadura para masa del piloto de 100 kg. Perfil del chasis [mm] –•—•‚‡ [N] |— ‚ ˜|‚ [N] 10×10×2

1979.83

29.70

12×12×2

1986.00

29.79

15×15×1,5

1986.69

29.80

15×15×2

1995.51

29.93

16×16×1,5

1988.65

29.83

20×20×1,5

1996.49

29.94

20×20×2

2031.77

30.48

20×20×3

2055.29

30.83

25×25×1,5

2024.91

30.37

25×25×2

2008.25

30.13

25×25×3

2055.29

30.83

30×30×1,5

2019.47

30.29

30×30×2

2039.61

30.59

30×30×3

2078.81

31.18

35×35×1,5

2030.79

30.46

35×35×2

2055.29

30.83

35×35×3

2101.35

31.52

Estos valores se utilizarán posteriormente para evaluar el criterio de arranque del vehículo, comparando la fuerza de tracción disponible en las ruedas con las fuerzas resistentes (rodadura y arrastre aerodinámico).

4.1.5. Cálculo de la fuerza aerodinámica (Fuerza de arrastre aerodinámico). Para incorporar el efecto aerodinámico en el balance longitudinal de fuerzas, se determinó la fuerza de arrastre del prototipo mediante una simulación CFD en ANSYS Workbench (módulo Fluid Flow). En esta simulación se reprodujeron las condiciones de operación del vehículo, considerando la velocidad de circulación como velocidad del flujo de aire y la densidad del aire definida para el caso de estudio. El procedimiento detallado de configuración (geometría, dominio, condiciones de frontera, malla y criterios de convergencia) se presenta en el capítulo “Evaluación aerodinámica”.

Una vez obtenida la solución del flujo, la fuerza aerodinámica se extrajo en el posprocesado mediante el Function Calculator (ver Figura 112), calculando la fuerza resultante sobre las superficies del vehículo (paredes) en la dirección global del avance. El resultado obtenido fue una fuerza de: $fOO™fiOH = 5.86604 k

Figura 112.Posprocesado ANSYS (CFX-Post/Fluid Flow): cálculo de fuerza de arrastre sobre las superficies del vehículo.

Cabe señalar que el signo reportado por el software depende de la convención de ejes y del sentido del flujo; por lo tanto, para los cálculos dinámicos se emplea la magnitud de la fuerza, entendida como una resistencia que actúa en sentido opuesto al movimiento del prototipo.

4.1.6. Cálculo de la Fuerza resistiva total.

Para verificar el criterio de arranque y, en general, cuantificar la demanda de tracción del prototipo a la velocidad objetivo (25 km/h), se estimó la fuerza resistente total como la suma de la resistencia a la rodadura y el arrastre aerodinámico. La fuerza total requerida se expresa como, ecuación (71):

$Oiš = $OH2f2qOf + $fOO™fiOH

(71)

Donde $OH2f2qOf es la fuerza de rodadura (Tabla 25 y Tabla 26) y la fuerza de arrastre aerodinámico $fOO™fiOH = 5.86604 k. se obtienen los valores de la fuerza total resistiva, para todas las combinaciones de masa y perfiles del chasis, Para presentación y comparación se

muestran los casos limites donde se toman las masas del piloto de 50 kg y la masa del piloto de 100 kg ver Tabla 27 y Tabla 28.

Tabla 27. Fuerza total requerida para masa del piloto de 50 kg. Perfil del chasis [mm] |— ‚ ˜|‚ [N] ‚||™‚}|— [N] |}› [N] 10×10×2

22.35

5.86604

28.216

12×12×2

22.44

5.86604

28.306

15×15×1,5

22.45

5.86604

28.316

15×15×2

22.58

5.86604

28.446

16×16×1,5

22.48

5.86604

28.346

20×20×1,5

22.60

5.86604

28.466

20×20×2

22.79

5.86604

28.656

20×20×3

23.13

5.86604

28.996

25×25×1,5

22.73

5.86604

28.596

25×25×2

22.77

5.86604

28.636

25×25×3

23.48

5.86604

29.346

30×30×1,5

22.94

5.86604

28.806

30×30×2

23.24

5.86604

29.106

30×30×3

23.83

5.86604

29.696

35×35×1,5

23.11

5.86604

28.976

35×35×2

23.37

5.86604

29.236

35×35×3

24.17

5.86604

30.036

Tabla 28. Fuerza total requerida para masa del piloto de 100 kg. Perfil del chasis [mm] |— ‚ ˜|‚ [N] ‚||™‚}|— [N] |}› [N] 10×10×2

29.70

5.86604

35.566

12×12×2

29.79

5.86604

35.656

15×15×1,5

29.80

5.86604

35.666

15×15×2

29.93

5.86604

35.796

16×16×1,5

29.83

5.86604

35.696

20×20×1,5

29.94

5.86604

35.806

20×20×2

30.48

5.86604

36.346

20×20×3

30.83

5.86604

36.696

25×25×1,5

30.37

5.86604

36.236

25×25×2

30.13

5.86604

35.996

25×25×3

30.83

5.86604

36.696

30×30×1,5

30.29

5.86604

36.156

30×30×2

30.59

5.86604

36.456

30×30×3

31.18

5.86604

37.046

35×35×1,5

30.46

5.86604

36.326

35×35×2

30.83

5.86604

36.696

35×35×3

31.52

5.86604

37.386

4.1.7. Fuerza de tracción disponible y criterio de arranque del vehículo

La fuerza de tracción disponible representa la capacidad del sistema motriz para generar movimiento en las ruedas del vehículo, superando las resistencias que se oponen al avance (rodadura y arrastre aerodinámico).

En esta etapa del análisis, se busca determinar si el torque disponible en el eje de salida del motor-reductor, transmitido a través del sistema de poleas, es suficiente para iniciar el desplazamiento del prototipo desde el reposo.

4.1.7.1.

Cálculo de la fuerza de tracción disponible La fuerza de tracción real que actúa en la rueda motriz se determina mediante la siguiente expresión:

$oOf--Fój = +Oi2q-oHO · ;-HOOif · y-HOOif 1iN

(72)

Sustituyendo los valores de la Tabla 18 en la ecuación (72),se obtiene una fuerza de tracción disponible de $oOf--Fój = 40.890 k. Este valor representa la máxima capacidad de empuje que puede generar la rueda motriz.

4.1.7.2.

Criterio de arranque del vehículo.

Para que el prototipo inicie el movimiento en plano, la fuerza de tracción disponible en la rueda motriz debe ser mayor o igual que la suma de las fuerzas resistentes al avance. En consecuencia, el criterio de arranque se expresa como (73):

$oOf--Fój ≥$Oiš

(73)

Para la verificación, se consideró la masa máxima del sistema, correspondiente al piloto de 100 kg y al perfil estructural 35×35×3 (mayor masa total). En dicha condición se obtuvo una

fuerza resistente total requerida de $Oiš = 37.386N (Tabla 28) y la fuerza de tracción disponible, calculada a partir del torque entregado por el sistema motor–reductor y la transmisión, es $oOf--Fój = 40.890 k, se puede comprobar que $traccioˊn > $req, por lo tanto se concluye que el prototipo cumple el criterio de arranque en plano, es decir, puede iniciar el movimiento por sí mismo aun en la condición de la mayor masa total. 4.1.8. Cálculo del tiempo para alcanzar la velocidad objetivo desde reposo. Para estimar el tiempo de aceleración desde /F = 0 žQ

” , hasta, /N = 25

žQ ” = 6,94 Q

7 ,

se emplea la ecuación (74), suponiendo aceleración aproximadamente constante en el arranque en plano:

< = /N −/F 

(74)

Donde "" es la aceleración longitudinal, la cual usando los valores extremos obtenidos en la sección 4.1.3, es de 0.1907 Q 7T ≤ ≤0.269 Q 7T (ver Tabla 23 y Tabla 24); el tiempo para alcanzar la velocidad objetivo desde reposo es:

25.802 : ≤< ≤35.072 :

Por tanto, el tiempo para pasar de 0 a 25 km/h queda acotado entre 25.802 s y 35.072 s, disminuyendo cuando la masa total es menor y aumentando cuando la masa es mayor.

4.1.9. Cálculo de transferencia de carga al eje trasero durante la aceleración

El objetivo es cuantificar el incremento de carga normal en el eje trasero cuando el vehículo acelera desde reposo, considerando un modelo cuasiestático en plano (sin pendiente) y sin efectos aerodinámicos. Para realizar el cálculo de la transferencia de carga al eje trasero durante la aceleración en el arranque del carro se usa la ecuación (75):

∆k = oHofn ⋅ ⋅ℎ G

(75)

Donde:

∆k : Carga transferida hacia atrás [N].

h: Altura del centro de masa [m].

L: Batalla del vehículo [m].

a: aceleración longitudinal del vehículo (m/s²). Esto incrementa la carga normal en el eje trasero, ecuación (76) : koOf7,2Mj = koOf7 + ∆k = oHofn ⋅( ⋅ƒ„ +  ⋅ℎ) G

(76)

Sustituyendo los valores del prototipo y las aceleraciones obtenidas en los casos extremos (piloto de 50 kg y 100 kg), se obtienen los resultados resumidos en las Tabla 29 y Tabla 30.

Tabla 29.Transferencia de carga al eje trasero – masa del piloto 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Aceleración [m/s²] ∆– [N] –•|‚6, W€ [N] 10x10x2

152.02

0.269

11.233

678.375

12x12x2

152.65

0.268

11.233

681.140

15x15x1.5

152.72

0.268

11.233

681.447

15x15x2

153.62

0.266

11.233

685.397

16x16x1.5

152.92

0.267

11.233

682.325

20x20x1.5

153.72

0.266

11.233

685.835

20x20x2

155.02

0.264

11.233

691.540

20x20x3

157.32

0.260

11.233

701.634

25x25x1.5

154.92

0.264

11.233

691.102

25x25x2

156.62

0.261

11.233

698.562

25x25x3

159.72

0.256

11.233

712.166

30x30x1.5

156.07

0.262

11.233

696.126

30x30x2

158.12

0.259

11.233

705.144

30x30x3

162.12

0.252

11.233

722.698

35x35x1.5

157.22

0.260

11.233

701.195

Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Aceleración [m/s²] ∆– [N] –•|‚6, W€ [N] 35x35x2

159.72

0.256

11.233

712.166

35x35x3

164.42

0.249

11.233

732.791

Tabla 30. Transferencia de carga al eje trasero – masa del piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Aceleración [m/s²] ∆– [N] –•|‚6, W€ [N] 10x10x2

202.02

0.2024

11.233

897.796

12x12x2

202.65

0.2018

11.233

900.560

15x15x1.5

202.72

0.2017

11.233

900.868

15x15x2

203.62

0.2008

11.233

904.817

16x16x1.5

202.92

0.2015

11.233

901.745

20x20x1.5

203.72

0.2007

11.233

905.256

20x20x2

205.02

0.1994

11.233

910.961

20x20x3

207.32

0.1972

11.233

921.054

25x25x1.5

204.92

0.1995

11.233

910.522

25x25x2

206.62

0.1979

11.233

917.982

25x25x3

209.72

0.1950

11.233

931.587

30x30x1.5

206.07

0.1984

11.233

915.547

30x30x2

208.12

0.1965

11.233

924.565

30x30x3

212.12

0.1928

11.233

942.119

35x35x1.5

207.22

0.1973

11.233

920.616

35x35x2

209.72

0.1950

11.233

931.587

35x35x3

214.42

0.1907

11.233

952.212

Analizando los resultados, la aceleración en el arranque produce una transferencia positiva de carga hacia el eje trasero, lo cual favorece la tracción. Los valores reportados en las Tabla 29 y Tabla 30, confirman que, dentro del rango operativo (piloto 50–100 kg), el incremento dinámico Δk es suficiente para mejorar la adherencia sin comprometer la estabilidad, y sirve de base para verificar criterios adicionales, límite de adherencia y nolevantamiento del eje delantero.

4.1.10. Evaluación de la adherencia y riesgo de patinaje (deslizamiento). El objetivo es verificar que la fuerza de tracción disponible $oOf--Fój = 40.890 k, en la rueda motriz, no exceda el límite impuesto por la adherencia neumático–suelo y, por tanto, no se produzca patinaje en el arranque en plano. El criterio de adherencia está dado por el límite máximo de tracción ecuación (77):

$oOf--Fój,Qág = [7 ⋅koOf7,2Mj

(77)

Debe cumplirse que la fuerza de tracción disponible sea menor que la fuerza de tracción máxima ecuación (78) :

$oOf--Fój ≤[7 ⋅koOf7,2Mj

(78)

Evaluando estos valores se obtienen los resultados resumidos en las Tabla 31 y Tabla

32.

Tabla 31. Calculo fuerza tracción máxima – masa del piloto 50 kg Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] •|‚••~ó€,¡á¢ [N] 10x10x2

152.02

474.863

12x12x2

152.65

476.798

15x15x1.5

152.72

477.013

15x15x2

153.62

479.778

16x16x1.5

152.92

477.627

20x20x1.5

153.72

480.085

20x20x2

155.02

484.078

20x20x3

157.32

491.144

25x25x1.5

154.92

483.771

25x25x2

156.62

488.993

25x25x3

159.72

498.516

30x30x1.5

156.07

487.288

30x30x2

158.12

493.601

30x30x3

162.12

505.889

35x35x1.5

157.22

490.836

35x35x2

159.72

498.516

35x35x3

164.42

512.954

Tabla 32. Calculo fuerza tracción máxima – masa del piloto 100 kg Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] •|‚••~ó€,¡á¢ [N] 10x10x2

202.02

628.457

12x12x2

202.65

630.392

15x15x1.5

202.72

630.607

15x15x2

203.62

633.372

16x16x1.5

202.92

631.222

20x20x1.5

203.72

633.679

20x20x2

205.02

637.673

20x20x3

207.32

644.738

25x25x1.5

204.92

637.366

25x25x2

206.62

642.588

25x25x3

209.72

652.111

30x30x1.5

206.07

640.883

30x30x2

208.12

647.196

30x30x3

212.12

659.483

35x35x1.5

207.22

644.431

35x35x2

209.72

652.111

35x35x3

214.42

666.548

Comparando los valores hallados de la fuerza de tracción máxima Tabla 31 y Tabla 32, con el valor de la fuerza de tracción disponible, se observa que cumple holgadamente el criterio de no deslizamiento en todas las combinaciones analizadas y no hay riesgo de patinaje en el arranque en plano; incluso con reducciones significativas de [ (por ejemplo, pavimento húmedo), el sistema mantiene margen amplio.

4.1.11. Evaluación del levantamiento del eje delantero.

Con esta evaluación se verifica si, durante la aceleración en plano, la carga normal en el eje delantero permanece positiva; de lo contrario, existiría riesgo de levantamiento “wheelie”.

El criterio define, que el contacto delantero se mantiene mientras la carga dinámica del eje delantero (transferencia de carga al eje delantero) sea mayor a cero, ecuación (79): k2in,2Mj > 0

(79)

Con el modelo cuasi estático empleado, puede escribirse:

k2in,2Mj = oHofn ⋅( ⋅> − ⋅ℎ) G

(80)

Con las aceleraciones obtenidas y la geometría del prototipo, se calcula el valor de kdel, dyn , para cada configuración estructural (perfil), Tabla 33 y Tabla 34: Tabla 33. Transferencia de carga al eje delantero – masa del piloto 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] – }‡, W€ [N] 10x10x2

152.02

811.455

12x12x2

152.65

814.864

15x15x1.5

152.72

815.243

15x15x2

153.62

820.114

16x16x1.5

152.92

816.325

20x20x1.5

153.72

820.655

20x20x2

155.02

827.690

20x20x3

157.32

840.136

25x25x1.5

154.92

827.149

25x25x2

156.62

836.348

25x25x3

159.72

853.124

30x30x1.5

156.07

833.345

30x30x2

158.12

844.466

30x30x3

162.12

866.112

35x35x1.5

157.22

839.595

35x35x2

159.72

853.124

35x35x3

164.42

878.559

Tabla 34. Transferencia de carga al eje delantero – masa del piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] – }‡, W€ [N] 10x10x2

202.02

1082.034

Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] – }‡, W€ [N] 12x12x2

202.65

1085.444

15x15x1.5

202.72

1085.823

15x15x2

203.62

1090.693

16x16x1.5

202.92

1086.905

20x20x1.5

203.72

1091.234

20x20x2

205.02

1098.269

20x20x3

207.32

1110.716

25x25x1.5

204.92

1097.728

25x25x2

206.62

1106.928

25x25x3

209.72

1123.704

30x30x1.5

206.07

1103.924

30x30x2

208.12

1115.045

30x30x3

212.12

1136.691

35x35x1.5

207.22

1110.175

35x35x2

209.72

1123.704

35x35x3

214.42

1149.138

En consecuencia, la carga dinámica del eje delantero es mayor a cero, kdel, dyn   >  0,

para todas las combinaciones evaluadas, por lo que no existe riesgo de levantamiento del eje delantero en las condiciones de arranque consideradas.

4.2. Dinámica en curva (maniobrabilidad lateral).

El desempeño en curva condiciona la estabilidad y la seguridad operacional del prototipo, así como la capacidad de seguir el trazado con mínimas pérdidas energéticas. En este régimen predomina la dinámica lateral, donde la aceleración centrípeta asociada al giro debe ser soportada por la capacidad de adherencia neumático–pavimento y por la geometría del vehículo, principalmente la altura del centro de masa (ℎ) y la trocha delantera £+N¤. En este apartado se adopta un enfoque cuasiestático para establecer los límites de velocidad en curva mediante dos criterios: Deslizamiento lateral (derrape) y vuelco cuasiestático.

El análisis se realiza para una curva en plano (sin peralte), con velocidad aproximadamente constante en el arco considerado y sin acción de viento lateral. La interacción neumático–suelo se modela mediante un coeficiente de fricción lateral ([) representativo del pavimento. Los parámetros de entrada: Masa total del vehículo ( ), el radio de giro (8), la trocha delantera (+N), y la altura del centro de masa (ℎ), se obtienen del modelo del prototipo (configuración triciclo: dos ruedas delanteras y una trasera) y se emplean para cuantificar el margen de estabilidad frente a derrape y vuelco.

4.2.1. Cálculo de la aceleración centrípeta o aceleración lateral. En una curva en plano y con velocidad aproximadamente constante, la aceleración lateral requerida para seguir la trayectoria viene dada por:

- = K0

8

(81)

Adoptando como condición de evaluación K = 25 km/h = 6.944 m/s, y un radio de giro 8 = 8 m, se obtiene:

- = 6.03

:0 Expresado en múltiplos de la gravedad: 0.615 gravedades. Este valor representa la demanda lateral de diseño que deben soportar los neumáticos y la configuración geométrica del vehículo para mantener la trayectoria sin incurrir en deslizamiento lateral ni en condiciones de vuelco cuasiestático.

Una vez determinada la aceleración lateral requerida "-" , para la condición de diseño, se procede a calcular la fuerza centrípeta equivalente que debe generar la interacción neumático–pavimento, la cual se obtiene directamente a partir de la masa total del vehículo y de dicha aceleración.

4.2.2. Cálculo de la fuerza centrípeta.

En una curva plana, la suma de las fuerzas laterales generadas por los neumáticos debe equilibrar la fuerza centrípeta requerida para guiar al vehículo. Su magnitud se modela según la ecuación (82).

L $M = $MN + $MO = ⋅K0

8

(82)

Donde ( ) es la masa total (vehículo + piloto), (K) la velocidad de entrada a la curva y

(8) el radio de giro. Esta expresión representa la demanda lateral total que, posteriormente, se

reparte entre ejes y ruedas. Usando K = 25 km/h y 8 = 8 m, la aceleración lateral calculada en el apartado anterior se mantiene constante para todas las configuraciones; por ello, ($-) varía proporcionalmente con la masa total. Los valores obtenidos para las combinaciones de perfil estructural, considerando los casos extremos de masa de piloto (50 kg y 100 kg), se presentan en la Tabla 35 y Tabla 36.

Tabla 35. Cálculo de la Fuerza centrípeta – masa del piloto 50 kg Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Fuerza Centrípeta [N] 10x10x2

152.02

916.422

12x12x2

152.65

920.220

15x15x1,5

152.72

920.642

15x15x2

153.62

926.068

16x16x1,5

152.92

921.848

20x20x1,5

153.72

926.670

20x20x2

155.02

934.507

20x20x3

157.32

948.372

25x25x1,5

154.92

933.904

25x25x2

156.62

944.152

25x25x3

159.72

962.839

30x30x1,5

156.07

940.806

30x30x2

158.12

953.194

30x30x3

162.12

977.307

35x35x1,5

157.22

947.769

35x35x2

159.72

962.839

35x35x3

164.42

991.172

Tabla 36. Cálculo de la Fuerza centrípeta – masa del piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Fuerza Centrípeta [N] 10x10x2

202.02

1217.831

12x12x2

202.65

1221.628

15x15x1,5

202.72

1222.050

15x15x2

203.62

1227.476

16x16x1,5

202.92

1223.256

20x20x1,5

203.72

1228.079

20x20x2

205.02

1235.915

20x20x3

207.32

1249.780

25x25x1,5

204.92

1235.312

25x25x2

206.62

1245.560

25x25x3

209.72

1264.248

30x30x1,5

206.07

1242.215

30x30x2

208.12

1254.602

30x30x3

212.12

1278.715

35x35x1,5

207.22

1249.177

35x35x2

209.72

1264.248

35x35x3

214.42

1292.580

El valor de la fuerza centrípeta varia en el rango de 916.22 k ≤ $- ≤1292.58 k , estos valores son la fuerza lateral total que el conjunto neumático–suelo debe proporcionar para mantener la trayectoria del vehículo.

4.2.3. Criterio de deslizamiento lateral (adherencia).

En una curva plana (sin peralte) y bajo un enfoque cuasiestático, el límite de adherencia lateral se alcanza cuando la demanda centrípeta iguala la fuerza máxima que puede generar el contacto neumático–pavimento. Asumiendo un coeficiente de fricción lateral representativo [ = 0.70 para pavimento asfáltico [50], el criterio se expresa en términos de velocidad máxima segura representada por la ecuación (83):

K ≤Ka¥¦ = \8 ⋅ ⋅[

(83)

Donde: 8 = 8 m y  = 9.8 Q 7T .

Se obtiene:

Ka¥¦ = 7.408

: = 26.67 •

ℎ Dado que la velocidad de operación es K = 25 km/h, se cumple K < Ka¥¦, por lo que no se espera derrape en las condiciones evaluadas. Como verificación equivalente en términos de aceleración lateral [34], la demanda centrípeta calculada previamente es - = 6.03 Q 7T , mientras que la aceleración máxima disponible por fricción es:

Qfg = [ ⋅

(84)

Qfg = 0.7 ⋅9.7

:0 = 6.86

:0 El margen frente a deslizamiento puede expresarse mediante: $eNOF-- = Qfg -

(85)

$eNOF-- = 1.14 Y el criterio de no derrape debe cumplir: $eNOF-- ≥1

(86)

Ya que el factor de seguridad frente a derrape es mayor a 1, se puede asegurar que el vehículo no derrapara en las condiciones evaluadas. De forma equivalente, mediante el coeficiente de fricción requerido, se evalúa el no derrape del carro mediante la ecuación (87) y (88) [Oiš ≤[

(87)

[Oiš = K0  ⋅8

(88)

[Oiš = 0.615

0.615 ≤ 0.7

En consecuencia, para 8 = 8 my [ = 0,70, el prototipo puede transitar la curva a

25 km/h sin deslizamiento lateral, con un margen aproximado del 14% en términos de

aceleración lateral. Este margen se utiliza a continuación para contrastar el criterio de vuelco cuasiestático, que es más restrictivo que el de adherencia según la altura del centro de masa y el ancho de vía.

4.2.4. Criterio de vuelco cuasi-estático

En una curva plana y bajo el modelo cuasiestático, el vuelco lateral se produce cuando la resultante de peso e inercia lateral pasa fuera del polígono de apoyo. El umbral puede expresarse mediante el factor de estabilidad estático:

ee$ = +N

2 ⋅ℎ

(89)

Donde (+N) es la trocha (ancho de vía) y (ℎ) la altura del centro de masa. El criterio de no vuelco, se establece imponiendo que la aceleración lateral no exceda el límite geométrico ecuación (90) :

KQfg,sqin-H ≤c8 ⋅ ⋅+N

2 ⋅ℎ

(90)

Usando +N = 0,72082 m (ver Figura 113) y ℎ= 0,496 m, se obtiene: ee$ = +N

2 ⋅ℎ= 0.72082

2 ⋅0.496 = 0.726

y para 8 = 8 m, se obtiene:

KQfg,sqin-H ≤7.55

: = 27.2 •

ℎ Como la condición de operación es K = 25 km/h, se cumple K < Ka¥¦ ,vuelco. Finalmente, para establecer el mecanismo limitante (deslizamiento vs vuelco), se compara la fricción disponible con el umbral geométrico ecuación (91): [ ≤+N

2 ⋅ℎ

(91)

+N

2 ⋅ℎ= 0.726

Con [ = 0,70y ¨© 0⋅” = 0,726, se tiene [ < ¨© 0⋅”; por tanto, el deslizamiento lateral es ligeramente más crítico que el vuelco en las condiciones evaluadas, aunque ambos criterios se satisfacen a 25 km/h.

Figura 113. Dimensión del ancho de vía (b).

4.3. Dinámica de frenado.

El objetivo de esta sección es establecer las magnitudes de frenado requeridas para el dimensionamiento del sistema del prototipo, de modo que el vehículo pueda desacelerar desde

25 km/hy detenerse en una distancia de referencia de 4 m. Con base en esta condición se

determinan la desaceleración objetivo, la distribución de cargas por eje durante el frenado, y las fuerzas y torques de frenado por rueda, que sirven como insumo para seleccionar el conjunto disco–cáliper–pistón.

El análisis considera frenado rectilíneo en plano, sobre pavimento uniforme y a baja velocidad, por lo que se desprecia el arrastre aerodinámico. La transferencia de carga longitudinal se modela mediante un enfoque cuasi-estático y la interacción neumático–pavimento se representa mediante un coeficiente de fricción efectivo, utilizado posteriormente para verificar la condición de no bloqueo y el margen de adherencia.

4.3.1. Desaceleración media requerida a partir de la distancia de detención. Para estimar la desaceleración media que debe proporcionar el sistema de frenos, se asume un frenado rectilíneo en plano con desaceleración constante, desde una velocidad inicial KF = 25 km/h hasta reposo KN = 0. Para una distancia de detención # = 4 m, se aplica la relación cinemática del movimiento rectilíneo con aceleración constante ecuación (92)  = KN

0 −KF

0

2 ⋅#

(92)

 =

00 −6.944

:

0

2 ⋅4

= −6.03

:0 Bajo la misma hipótesis, el tiempo de detención asociado se calcula como: < = KN −KF 

(93)

< =

0 −6.944

:

−6.03

:0 = 1.15:

4.3.2. Desaceleración máxima teórica limitada por adherencia (sin deslizamiento). En frenado rectilíneo sobre plano horizontal, la desaceleración máxima sin bloqueo está limitada por la adherencia neumático–pavimento. Idealizando el frenado como un límite de fricción longitudinal, se tiene la ecuación (94):

Qfg = [ ⋅

(94)

Donde ([)es el coeficiente de fricción estática neumático–suelo y () la aceleración de la gravedad. Para pavimento asfáltico en condición seca, valores típicos reportados se ubican alrededor de [ ≈0.7 −0.8 , pudiendo alcanzar picos cercanos a [ ≈0.8 −0.9 según el neumático y el estado superficial. Adoptando un valor de diseño conservador [ = 0.7 y  =

9.8

Q 7T se obtiene Qfg = 0.7 ⋅9.8

:0 = 6.86

:0 Este valor representa un límite superior teórico; la desaceleración efectivamente alcanzable dependerá de la transferencia de carga, del reparto de frenado por eje/rueda y de la capacidad del conjunto disco–cáliper para generar el par requerido. En el caso de diseño, la desaceleración media requerida ∣ ∣= 6.03 Q 7T , es inferior a a¥¦, por lo que el objetivo de frenado resulta físicamente viable y se verifica en los apartados siguientes mediante la distribución de cargas y el dimensionamiento del sistema.

4.3.3. Fuerza de frenado total y distribución por rueda.

Definida la desaceleración media exigida en el apartado anterior, || = 6.03 Q 7T, se determina la fuerza total de frenado requerida y su reparto por ejes/ruedas como base para el dimensionamiento del sistema (disco–cáliper). Para un vehículo con configuración 2F–1T (dos ruedas delanteras y una trasera), se adopta una estrategia inicial de reparto con predominio del

eje delantero, fijando p = 0.70 como fracción de frenado en el eje delantero. Esta elección es conservadora y coherente con el aumento de carga normal en el eje delantero durante el frenado (transferencia longitudinal), reduciendo la tendencia al bloqueo de la rueda trasera; su coherencia se contrasta posteriormente con los límites de adherencia y la distribución de cargas. La magnitud de la fuerza total de frenado se calcula mediante: $NOijf2H = ⋅||

(95)

El reparto por ejes se define como:

$NOij,imi,2infj = p ⋅$NOijf2H

(96)

$NOij,imi,oOf7 = (1 −p) ⋅$NOijf2H

(97)

Finalmente, el reparto por rueda queda:

Eje delantero (dos ruedas):

$NOij,Oqi2f,2infj = $NOij,imi,2infj

2

(98)

Eje trasero (rueda única):

$NOij,Oqi2f,oOf7 = $NOij,imi,oOf7

(99)

Los cálculos se realizaron para todas las configuraciones de masa total (vehículo + piloto); sin embargo, para síntesis se reportan los casos extremos correspondientes a piloto de 50 kg y 100 kg, presentados en las Tabla 37 y Tabla 38. Tabla 37. Fuerza de frenado total y reparto por eje/rueda — piloto 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Fuerza de frenado total [N] Fuerza de frenado eje delantero [N] Fuerza de frenado eje trasero [N] Fuerza de frenado por llanta delantera [N] 10x10x2

152.02

916.305

641.414

274.892

320.707

12x12x2

152.65

920.102

644.072

276.031

322.036

15x15x1,5

152.72

920.524

644.367

276.157

322.184

15x15x2

153.62

925.949

648.164

277.785

324.082

16x16x1,5

152.92

921.730

645.211

276.519

322.605

20x20x1,5

153.72

926.552

648.586

277.966

324.293

20x20x2

155.02

934.387

654.071

280.316

327.036

20x20x3

157.32

948.250

663.775

284.475

331.888

25x25x1,5

154.92

933.785

653.649

280.135

326.825

25x25x2

156.62

944.031

660.822

283.209

330.411

25x25x3

159.72

962.716

673.901

288.815

336.951

30x30x1,5

156.07

940.686

658.480

282.206

329.240

30x30x2

158.12

953.072

667.151

285.922

333.575

30x30x3

162.12

977.182

684.027

293.155

342.014

35x35x1,5

157.22

947.648

663.353

284.294

331.677

35x35x2

159.72

962.716

673.901

288.815

336.951

35x35x3

164.42

991.045

693.731

297.313

346.866

Tabla 38. Fuerza de frenado total y reparto por eje/rueda — piloto 100 kg Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] Fuerza de frenado total [N] Fuerza de frenado eje delantero [N] Fuerza de frenado eje trasero [N] Fuerza de frenado por llanta delantera [N] 10x10x2

202.02

1217.675

852.372

365.302

426.186

12x12x2

202.65

1221.472

855.030

366.442

427.515

15x15x1,5

202.72

1221.894

855.326

366.568

427.663

15x15x2

203.62

1227.319

859.123

368.196

429.562

16x16x1,5

202.92

1223.099

856.170

366.930

428.085

20x20x1,5

203.72

1227.921

859.545

368.376

429.772

20x20x2

205.02

1235.757

865.030

370.727

432.515

20x20x3

207.32

1249.620

874.734

374.886

437.367

25x25x1,5

204.92

1235.154

864.608

370.546

432.304

25x25x2

206.62

1245.401

871.781

373.620

435.890

25x25x3

209.72

1264.086

884.860

379.226

442.430

30x30x1,5

206.07

1242.056

869.439

372.617

434.719

30x30x2

208.12

1254.442

878.109

376.333

439.055

30x30x3

212.12

1278.551

894.986

383.565

447.493

35x35x1,5

207.22

1249.017

874.312

374.705

437.156

35x35x2

209.72

1264.086

884.860

379.226

442.430

35x35x3

214.42

1292.414

904.690

387.724

452.345

En las tablas de observa:

916.305 k ≤$NOijf2H ≤1292.414 k

641.414 k ≤$NOij,imi,2infj ≤904.690 k

274.892 k ≤$NOij,imi,oOf7 ≤387.724 k

320.707 k ≤$NOij,Oqi2f,2infj ≤452.345 k

Estos valores serán la base para dimensionar el torque por rueda y, más adelante, el par del disco y la fuerza de pinza del caliper.

4.3.4. Transferencia longitudinal de carga por eje durante el frenado. Durante un frenado rectilíneo en plano, la desaceleración longitudinal genera un momento inercial (masa · desaceleración · altura del CG) siendo  =∣NOij ∣, que incrementa la reacción normal en el eje delantero y reduce la del eje trasero, fenómeno conocido como transferencia longitudinal de carga, aunque el peso total permanece constante, se redistribuyen las reacciones normales entre ejes.

Conocer la transferencia de masa al eje delantero £kdel, dyn¤ y trasero £ktras, dyn¤ es necesario para, fijar un reparto de frenado que evite el bloqueo de ruedas y dimensionar el par que debe generar cada freno dentro de la adherencia disponible ([ · k). Las reacciones estáticas se obtienen con las ecuaciones (100) y (101): k2in = > G ⋅ ⋅

(100)

koOf7 = ƒ„ G ⋅ ⋅

(101)

La transferencia por frenado, ecuación (102):

∆k = ⋅ ⋅ℎ G

(102)

Y las reacciones dinámicas por eje (ecuaciones (103) -(104)): k2in,2Mj = k2in + ∆k = ⋅( ⋅> +  ⋅ℎ) G

(103)

koOf7,2Mj = koOf7 −∆k = ⋅( ⋅ƒ„ − ⋅ℎ) G

(104)

Aplicando las ecuaciones (100) a (104), a todas las combinaciones de masa total (vehículo + piloto) y perfiles de chasis, se reportan en las Tabla 39 y Tabla 40, los casos extremos de piloto (50 kg y 100 kg).

Tabla 39. Reacciones normales dinámicas por eje en frenado - piloto 50 kg Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] –tras,dyn [N] –del,dyn [N] –|˜}

,

}‡, W€ [N] 10x10x2

152.02

415.41

1074.42

537.21

12x12x2

152.65

417.13

1078.87

539.44

15x15x1,5

152.72

417.33

1079.36

539.68

15x15x2

153.62

419.78

1085.73

542.86

16x16x1,5

152.92

417.87

1080.78

540.39

20x20x1,5

153.72

420.06

1086.43

543.22

20x20x2

155.02

423.61

1095.62

547.81

20x20x3

157.32

429.89

1111.88

555.94

25x25x1,5

154.92

423.34

1094.91

547.46

25x25x2

156.62

427.98

1106.93

553.46

25x25x3

159.72

436.45

1128.84

564.42

30x30x1,5

156.07

426.47

1103.01

551.50

30x30x2

158.12

432.08

1117.53

558.76

30x30x3

162.12

443.01

1145.80

572.90

35x35x1,5

157.22

429.62

1111.17

555.58

35x35x2

159.72

436.45

1128.84

564.42

35x35x3

164.42

449.30

1162.05

581.03

Tabla 40. Reacciones normales dinámicas por eje en frenado - piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] –tras,dyn [N] –del,dyn [N] –|˜}

,

}‡, W€ [N] 10x10x2

202.02

552.04

1427.79

713.90

12x12x2

202.65

553.76

1432.24

716.12

15x15x1,5

202.72

553.95

1432.74

716.37

15x15x2

203.62

556.41

1439.10

719.55

16x16x1,5

202.92

554.50

1434.15

717.08

20x20x1,5

203.72

556.69

1439.80

719.90

20x20x2

205.02

560.24

1448.99

724.50

20x20x3

207.32

566.52

1465.25

732.62

25x25x1,5

204.92

559.96

1448.29

724.14

25x25x2

206.62

564.61

1460.30

730.15

25x25x3

209.72

573.08

1482.21

741.10

30x30x1,5

206.07

563.09

1456.38

728.19

30x30x2

208.12

568.71

1470.90

735.45

30x30x3

212.12

579.64

1499.17

749.59

35x35x1,5

207.22

566.25

1464.54

732.27

35x35x2

209.72

573.08

1482.21

741.10

35x35x3

214.42

585.92

1515.43

757.71

Los resultados muestran los rangos:

415.41 k ≤ktras,dyn ≤585.92 k

1074.42 k ≤kdel,dyn ≤ 1515.43 k

537.21 k ≤kOqi2,2in,2Mj ≤757.71 k

Estas reacciones dinámicas se emplean en el apartado siguiente para verificar el criterio de no bloqueo por rueda £ $NOij,Oqi2f ≤[  · kOqi2f ¤ y ajustar el reparto de frenado antes del dimensionamiento del conjunto disco–caliper. 4.3.5. Criterio de no bloqueo por rueda y reparto óptimo de frenado. Una vez fijada la desaceleración media exigida || = 6.03 Q 7T y cuantificada la transferencia longitudinal de la carga, se verifica que la fuerza de frenado demandada en cada eje no supere la adherencia disponible neumático–pavimento. En el frenado rectilíneo en plano, el límite de fuerza longitudinal transmisible por cada eje está acotado por [ ·  k , k2in,2Mj y koOf7,2Mj, las reacciones normales dinámicas por eje, los límites de la fuerza por eje se determinan según las ecuaciones (105) y (106): $nFQFoi,2inf = [ ⋅k2in,2Mj

(105)

$nFQFoi,oOf7 = [ ⋅koOf7,2Mj

(106)

La condición de no bloqueo por eje se expresa como: $NOij,imi,2infj ≤$nFQFoi,2inf

(107)

$NOij,imi,oOf7 ≤$nFQFoi,oOf7

(108)

De manera equivalente, puede definirse el coeficiente de fricción requerido por eje:

[Oiš,2in = $NOij,imi,2infj k2in,2Mj

(109)

[Oiš,oOf7 = $NOij,imi,oOf7 koOf7,2Mj

(110)

Evaluando los casos extremos reportados (piloto 50 kg y 100 kg), se obtienen valores representativos de [Oiš,2in ≈0.597 y [Oiš,oOf7 ≈0.662. Para un pavimento seco típico con [ = 0.70, ambos ejes cumplen el criterio, con un margen aproximado de ∼17% en el eje delantero y ∼5–6% en el eje trasero. Con estos valores se confirma que el sistema cumple el criterio de no bloqueo por rueda.

4.3.6. Criterio de selección del freno de disco

Con el reparto de frenado definido y verificado el criterio de no bloqueo por adherencia, se procede a dimensionar el conjunto disco–cáliper encargado de generar el par de frenado en cada rueda. El procedimiento consiste en:

• Convertir la fuerza longitudinal exigida en la rueda en torque sobre el neumático.

• Traducir dicho torque al par de freno que debe generar el disco a través del rozamiento

pastilla–disco.

• Determinar la fuerza de apriete del cáliper y de ella el diámetro del pistón hidráulico

compatible con una presión de trabajo realista.

El dimensionamiento se realiza para los casos extremos de masa total (piloto de 50 kg y 100 kg), que acotan el rango operativo del prototipo.

4.3.6.1.

Par de frenado por rueda a partir de la fuerza longitudinal.

A partir de la fuerza de frenado por rueda obtenida en la Sección 4.3.3 y usando el radio efectivo del neumático 1iN = 0.31 m, el par requerido en la rueda se calcula como:

+NOijH = $Oqi2f ⋅1iN

(111)

Este cálculo se aplica a la rueda trasera (rueda única) y a cada rueda delantera (dos ruedas). Los resultados se presentan en las Tabla 41 y Tabla 42. Tabla 41. Par de frenado requerido por eje — piloto 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] ®|}€—,•|‚6 [N-m] ®|}€—, }‡ [N-m] 10x10x2

152.02

85.216

99.419

12x12x2

152.65

85.570

99.831

15x15x1,5

152.72

85.609

99.877

15x15x2

153.62

86.113

100.465

16x16x1,5

152.92

85.721

100.008

20x20x1,5

153.72

86.169

100.531

20x20x2

155.02

86.898

101.381

20x20x3

157.32

88.187

102.885

25x25x1,5

154.92

86.842

101.316

25x25x2

156.62

87.795

102.427

25x25x3

159.72

89.533

104.455

30x30x1,5

156.07

87.484

102.064

30x30x2

158.12

88.636

103.408

30x30x3

162.12

90.878

106.024

35x35x1,5

157.22

88.131

102.820

35x35x2

159.72

89.533

104.455

35x35x3

164.42

92.167

107.528

Tabla 42. Par de frenado requerido por eje — piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] ®|}€—,•|‚6 [N-m] ®|}€—, }‡ [N-m] 10x10x2

202,02

113,244

132,118

12x12x2

202,65

113,597

132,530

15x15x1,5

202,72

113,636

132,575

15x15x2

203,62

114,141

133,164

16x16x1,5

202,92

113,748

132,706

20x20x1,5

203,72

114,197

133,229

20x20x2

205,02

114,925

134,080

20x20x3

207,32

116,215

135,584

25x25x1,5

204,92

114,869

134,014

25x25x2

206,62

115,822

135,126

25x25x3

209,72

117,560

137,153

30x30x1,5

206,07

115,511

134,763

30x30x2

208,12

116,663

136,107

30x30x3

212,12

118,905

138,723

35x35x1,5

207,22

116,159

135,518

35x35x2

209,72

117,560

137,153

35x35x3

214,42

120,195

140,227

De dichas tablas se obtienen los rangos:

85.22 k

≤+NOijH,oOf7 ≤120.19 k

99.42 k

≤+NOijH,2in ≤140.22 k

Estos valores representan la demanda mínima de par en rueda que debe ser suministrada por el sistema de freno; a partir de ellos se dimensiona el par en el disco y, posteriormente, la fuerza de apriete requerida del cáliper.

4.3.7. Par de freno y fuerza de apriete del cáliper.

Adoptando un cáliper flotante de un pistón (una pastilla accionada por el pistón y la otra reaccionada por el soporte), el par de frenado que puede transmitir el conjunto pastilla–disco se modela como:

+2F7- = 2 ⋅$j ⋅[z2 ⋅12F7-,Q.iN

(112)

donde ([z2), es el coeficiente de fricción pastilla–disco, ($j)es la fuerza normal ejercida sobre una pastilla y 12F7-,Q.iN es el radio medio efectivo de fricción del disco. En ausencia del detalle completo de la pista de fricción (radios internos 1F y externo 1H), se adopta un valor conservador para el radio medio:

12F7-,Q.iN = 0.8 ⋅12F7-

(113)

12F7-,Q.iN = 0.8 ⋅0.08 = 0.064

Para el material de fricción (pastillas orgánicas/semimetálicas) se adopta [z2 = 0.50, como valor de diseño conservador. Despejando de la ecuación (112), la fuerza normal requerida

y evaluando cada una de las variables, los valores resultantes de la fuerza normal se incluyen en las tablas Tabla 43 y Tabla 44.

Tabla 43. $j requerido por rueda— piloto 50 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] €,•|‚6 [N] €, }‡ [N] 10x10x2

152.02

1331.506

1553.424

12x12x2

152.65

1337.024

1559.861

15x15x1,5

152.72

1337.637

1560.576

15x15x2

153.62

1345.520

1569.773

16x16x1,5

152.92

1339.389

1562.620

20x20x1,5

153.72

1346.395

1570.795

20x20x2

155.02

1357.782

1584.079

20x20x3

157.32

1377.926

1607.581

25x25x1,5

154.92

1356.906

1583.057

25x25x2

156.62

1371.795

1600.428

25x25x3

159.72

1398.947

1632.105

30x30x1,5

156.07

1366.934

1594.757

30x30x2

158.12

1384.933

1615.755

30x30x3

162.12

1419.967

1656.629

35x35x1,5

157.22

1377.050

1606.559

35x35x2

159.72

1398.947

1632.105

35x35x3

164.42

1440.112

1680.131

Tabla 44. $j requerido por rueda— piloto 100 kg. Perfil del chasis [mm] Masa total [kg] €,•|‚6 [N] €, }‡ [N] 10x10x2

202.02

1769.434

2064.339

12x12x2

202.65

1774.952

2070.777

15x15x1,5

202.72

1775.565

2071.492

15x15x2

203.62

1783.447

2080.689

16x16x1,5

202.92

1777.316

2073.536

20x20x1,5

203.72

1784.323

2081.710

20x20x2

205.02

1795.709

2094.994

20x20x3

207.32

1815.854

2118.496

25x25x1,5

204.92

1794.833

2093.972

25x25x2

206.62

1809.723

2111.343

25x25x3

209.72

1836.875

2143.020

30x30x1,5

206.07

1804.862

2105.672

30x30x2

208.12

1822.861

2126.671

30x30x3

212.12

1857.895

2167.544

35x35x1,5

207.22

1814.978

2117.474

35x35x2

209.72

1836.875

2143.020

35x35x3

214.42

1878.040

2191.046

En términos globales, los rangos obtenidos son:

1 331.5 N ≤$j,tras ≤1 878.0 N.

1 553.4 N ≤$j,del,rueda ≤2 191.0 N.

Estos resultados constituyen la base para dimensionar el área efectiva del pistón hidráulico y, por tanto, su diámetro, en función de una presión de trabajo seleccionada para el sistema.

4.3.8. Dimensionamiento del pistón hidráulico.

Para materializar la fuerza normal requerida en el cáliper, se dimensiona el pistón hidráulico a partir de la relación entre presión, área y fuerza. En un cáliper flotante de un pistón, la fuerza hidráulica del pistón es aproximadamente igual a la fuerza normal sobre la pastilla accionada ($j) definida en el apartado anterior.

Asumiendo una presión de diseño típica del circuito hidráulico de freno, de t = 6 MPa. (valores de 6–10 MPa) y la relación básica entre fuerza, presión y área del pistón permite calcular el diámetro necesario según la ecuación (114):

$j = t ⋅* = t ⋅v ⋅w0

4

(114)

De la ecuación (114) se despeja el diámetro, el cual sería el diámetro del pistón del caliper: w = c$j ⋅4 v ⋅t

(115)

Aplicando los valores límites de $j anteriores, obtenidos para el rango operativo del prototipo, se obtienen los siguientes intervalos de diámetro requerido, wzF7oHj:

16.8

≤wzF7oHj,oOf7 ≤19.96

18.2

≤wzF7oHj,2in ≤21.6

Estos diámetros corresponden a cálipers hidráulicos comerciales compactos de una pastilla/pistón (bicicleta de carga, e-bike y mini-moto), lo cual favorece la integración del sistema de frenos dentro de las restricciones geométricas y de masa del prototipo.

4.3.9. Selección del freno de disco y verificación con catálogos

Con base en, el par de frenado requerido por rueda, la fuerza normal $jestimada y el rango de diámetros de pistón obtenido, se realizó la verificación de alternativas comerciales de cálipers compatibles con un rotor ∅160 mm y con los requisitos de ensamble del prototipo. Para el contraste se construyó la Tabla 45, con opciones representativas organizadas por diámetro de pistón y arquitectura (cáliper flotante o de pistones opuestos). Tabla 45. Opciones de cálipers por diámetro de pistón.

Diámetro Pistón (mm).

Arquitectura Referencia Fabricante Montaje Notas

21

2 pistones

opuestos SRAM Level T/TL [89]

SRAM

Post Mount Kit pistones Ø21 mm disponible

21

2 pistones

opuestos SRAM Rival

AXS HRD

(D1) [90]

SRAM

Flat Mount Kit pistones Ø21 mm

21

2 pistones

opuestos Lewis BB2 / SL [91]

LEWIS

Flat Mount Especificación 2×Ø21 mm

24

2 pistones

opuestos Formula Cura (2 pistones) [92]

FORMULA

Post Mount Ø24 mm

Considerando disponibilidad y facilidad de montaje, se selecciona como solución base un cáliper Lewis BB2 (2×∅21 mm) con rotor ∅160 mm, dejando como alternativa de reserva el rotor ∅180 mmsi se requiere margen adicional de par. Esta selección es coherente con los límites de adherencia verificados y con el reparto de frenado adoptado,

por lo que se establece como especificación de referencia para el modelado e integración del sistema de frenos del prototipo.

Figura 114. Cáliper seleccionado (Lewis BB2, 2×∅21mm).

5. Análisis estructural del chasis.

El presente capítulo desarrolla la evaluación estructural del chasis tubular del vehículo tipo prototipo diseñado para la competencia Shell Eco-Marathon, con el propósito de verificar su integridad mecánica bajo condiciones de operación representativas y bajo los requerimientos de seguridad del proyecto. Para ello se empleó un enfoque de análisis por elementos finitos (FEA) en ANSYS Workbench, con el cual se estiman los campos de esfuerzo y deformación del chasis, se identifican zonas críticas y se contrastan los resultados frente a límites admisibles del material y criterios funcionales del diseño.

Dado que el chasis fue planteado como un modelo paramétrico (variación de perfil y espesor), y que la carga principal asociada al conductor varía entre 50 y 100 kg, el análisis estructural consistió en un conjunto de simulaciones comparativas, manteniendo el mismo esquema de modelado, pero evaluando múltiples combinaciones de geometría y masa. En consecuencia, se analizó un conjunto de perfiles estructurales con espesores definidos y seis escenarios de masa de piloto (50, 60, 70, 80, 90 y 100 kg), lo cual permite establecer tendencias y sensibilidad del diseño ante cambios de carga. El modelo CAD base del chasis empleado en el entorno CAE se presenta en la Figura 115.

Figura 115.Modelo CAD del chasis tubular analizado para la evaluación estructural.

Este capítulo se organiza en cuatro apartados: Preparación del modelo para CAE, donde se describen la depuración geométrica, la asignación de material, los contactos, la estrategia de mallado y la validación por convergencia. Análisis estático, aplicado a los escenarios principales de carga vertical y verificación de esfuerzos. Análisis dinámico operacional, orientado a aceleración, frenado y maniobra en curva y análisis de impacto frontal mediante un enfoque cuasi-estático.

Con el fin de cubrir el rango operativo del prototipo, se evaluaron combinaciones de perfil estructural (sección cuadrada) y espesor, y para cada configuración se consideraron seis valores de masa de piloto (50 a 100 kg en incrementos de 10 kg). En la Tabla 46 se resume la matriz de casos analizados. En todas las simulaciones se mantuvo el mismo procedimiento de preparación del modelo (material, contactos, condiciones de frontera y estrategia de mallado), de modo que las variaciones observadas en los resultados se atribuyen únicamente a los cambios paramétricos del chasis y a la masa del piloto.

Con base en la matriz presentada, el estudio comprende 17 configuraciones (perfil– espesor), evaluadas para 6 masas de piloto, para un total de 102 simulaciones. Tabla 46. Matriz de configuraciones estructurales (perfil–espesor) y escenarios de masa de piloto evaluados.

Perfil [mm] Espesor [mm] Masa [kg] 10x10

2

50 a 100

12x12

2

50 a 100

15x15

1.5

50 a 100

15x15

2

50 a 100

16x16

1.5

50 a 100

20x20

1.5

50 a 100

20x20

2

50 a 100

20x20

3

50 a 100

Perfil [mm] Espesor [mm] Masa [kg] 25x25

1.5

50 a 100

25x25

2

50 a 100

25x25

3

50 a 100

30x30

1.5

50 a 100

30x30

2

50 a 100

30x30

3

50 a 100

35x35

1.5

50 a 100

35x35

2

50 a 100

35x35

3

50 a 100

5.1. Preparación del modelo para CAE.

Con el fin de evaluar la integridad estructural del chasis mediante análisis por elementos finitos (FEA), se realizó la preparación del modelo numérico en ANSYS Workbench. Esta etapa garantiza que la geometría importada desde CAD sea consistente, que los contactos y condiciones de frontera representen de forma realista el comportamiento mecánico del prototipo, y que la discretización (malla) proporcione resultados confiables para esfuerzos y deformaciones. En consecuencia, se ejecutaron tareas de depuración geométrica, definición de propiedades del material y configuración de restricciones y cargas acordes con los escenarios de operación y verificación del diseño.

5.1.1. Limpieza y simplificación del modelo CAD.

Antes de aplicar cargas y discretizar el chasis, se realizó una depuración del modelo CAD con el objetivo de reducir costo computacional, evitar singularidades geométricas y garantizar una transferencia robusta hacia el entorno CAE. En primer lugar, se aisló el ensamble estructural del chasis, eliminando componentes no portantes (carrocería, espejos, motor, soportes, pisos y demás accesorios), con el fin de analizar exclusivamente la estructura resistente que gobierna la rigidez global y la distribución de esfuerzos.

Posteriormente, la geometría del chasis se procesó en SpaceClaim para adecuarla al modelado por elementos finitos. Con el propósito de mantener fidelidad estructural y, al mismo tiempo, optimizar el número de grados de libertad; los perfiles tubulares se transformaron a un esquema de superficies equivalentes, de manera que el espesor se controle como un parámetro en ANSYS Mechanical. Este enfoque permite ejecutar múltiples escenarios con rapidez y consistencia, especialmente cuando el espesor es una variable de diseño. Durante la depuración se eliminaron detalles que no aportan de forma significativa a la respuesta global, como redondeos de tubería, chaflanes y perforaciones menores, debido a que estos elementos tienden a introducir concentraciones numéricas de esfuerzo y a degradar la calidad de malla sin aportar información útil para el objetivo del capítulo. Sin embargo, se conservaron los agujeros de los dados tensores de cadena (ver Figura 116), ya que funcionan como referencia geométrica para establecer un sistema de coordenadas consistente y ubicar, desde allí, las posiciones de masas equivalentes y elementos que cargan el chasis en los diferentes casos de simulación.

Figura 116.Sistema de coordenadas de referencia definido sobre el chasis para posicionamiento de masas remotas.

Adicionalmente, se incorporaron cuerpos auxiliares de referencia en los puntos de interacción con las ruedas. En particular, se modeló un cilindro de apoyo en los soportes de llantas para facilitar la imposición de restricciones, asegurando que las condiciones de frontera se apliquen de forma repetible entre configuraciones (ver Figura 117).

Figura 117.Incorporación de cilindro auxiliar en el soporte de rueda para fijación de condiciones de frontera y extracción de reacciones.

De manera complementaria, se verificó la continuidad geométrica en uniones y bordes, evitando rebordes, caras degeneradas o discontinuidades que puedan inducir picos no físicos de esfuerzo o problemas de contacto (ver Figura 118).

Figura 118.Verificación de continuidad geométrica y eliminación de rebordes en uniones para evitar concentradores numéricos de esfuerzo.

Finalmente, el chasis se organizó en módulos para mejorar la trazabilidad del posprocesamiento por componente. Esta segmentación facilita identificar qué subconjuntos concentran esfuerzo en cada escenario y, por tanto, orientar decisiones de diseño. La codificación adoptada fue (ver Figura 119). CHF (chasis frontal) PRD/PRI (platinas de rotación derecha/izquierda). SRD/SRI (columnas soporte de rotación derecha/izquierda). CHM (chasis medio).

CHMS (chasis medio superior).

CHT (chasis trasero).

CHTS (chasis trasero superior).

DD (dado tensor).

Figura 119.Despiece del chasis en módulos y codificación de piezas para análisis y posprocesamiento por componente.

Con esta geometría depurada y modularizada, el modelo quedó listo para la etapa siguiente de preparación CAE, correspondiente al mallado, definición de contactos y establecimiento de condiciones de frontera.

5.1.2. Configuración del modelo mecánico en ANSYS Workbench.

Una vez depurada la geometría, se configuró el modelo estructural en ANSYS Workbench empleando el sistema Static Structural. En primer lugar, se importó el chasis a través del módulo Geometry (ver Figura 120) y se vinculó al sistema de análisis estructural (ver Figura 120), manteniendo una única geometría base para garantizar comparabilidad entre escenarios.

Figura 120. Inserción del módulo Geometry y Configuración del sistema Static Structural asociado a la geometría importada.

En Engineering Data se definieron los materiales de trabajo, el chasis tubular se modeló con Aluminio 6061-T6, mientras que las platinas asociadas al conjunto de rotación se asignaron como acero estructural, de acuerdo con el criterio constructivo adoptado (ver Figura 121).

Figura 121. Definición de materiales en Engineering Data (Aluminio 6061-T6 y acero estructural).

A continuación, en el entorno Mechanical, se organizó el árbol del modelo (Geometry, Materials, Coordinate Systems, Connections, Mesh y Named Selections), verificando que la estructura de entidades fuera consistente con la modularización previa (ver Figura 122).

Figura 122.Estructura general del modelo en ANSYS Mechanical (Geometry, Materials, Coordinate Systems, Connections, Mesh, Named Selections).

La agrupación y etiquetado de cuerpos por módulo se implementó directamente en la sección de geometría del modelo (ver Figura 123), de manera que las selecciones por pieza fueran repetibles durante el posprocesamiento.

Figura 123.Agrupación y etiquetado de cuerpos por módulo del chasis dentro del modelo. Para representar adecuadamente las cargas gravitacionales y la influencia de componentes montados sin incrementar complejidad geométrica, se incorporaron masas remotas (Remote Mass) correspondientes a piloto y elementos principales del vehículo. Estas masas se posicionaron mediante un sistema de coordenadas de referencia definido sobre el chasis, ubicado en el punto de referencia asociado al conjunto trasero (definido respecto a los dados tensores), tal como se muestra en la Figura 124. La asignación de cada masa se realizó con su valor y, cuando aplicaba, con propiedades inerciales asociadas, como se ejemplifica para la masa del piloto en la Figura 124.

Figura 124.Ejemplo de definición de masa remota del piloto y propiedades asociadas en ANSYS Mechanical.

En cuanto a la interacción entre piezas, se revisaron las conexiones para asegurar continuidad mecánica entre los diferentes subconjuntos. Dado que la estructura real corresponde a una configuración soldada, el modelo se configuró para reproducir unión solidaria entre elementos (sin deslizamiento relativo), asegurando que el análisis capture la transferencia de cargas entre tubos y platinas sin introducir grados de libertad no físicos. Esta verificación se realizó antes del mallado para evitar contactos incompletos o ensamblajes “sueltos” que comprometan la convergencia (ver Figura 125)

Figura 125.Ejemplo de conexiones entre partes del chasis.

Posteriormente se generó una malla inicial de tamaño estándar de 12.5mm generado por el programa y se identificaron regiones candidatas a refinamiento (uniones, cambios de sección y componentes críticos), como se ilustra en la Figura 126. La convergencia de malla se desarrolla de forma específica en el apartado correspondiente, dado que constituye un elemento central de validación numérica.

Figura 126.Inspección de la malla en regiones críticas previo al estudio de convergencia. Con el objetivo de automatizar reportes y extraer resultados por componente, se definieron “Named Selections” tanto globales como por piezas representativas (ver Figura 127). Esta estrategia permite obtener resultados de esfuerzo por elemento del chasis, manteniendo trazabilidad durante la evaluación comparativa, En este caso se toma la parte frontal del carro

“CHF3”.

Figura 127. Definición de Named Selections para automatizar el posprocesamiento por pieza.

5.1.2.1.

Definición de casos de carga y condiciones de contorno (para análisis operacional).

Con el modelo depurado e importado en ANSYS Mechanical, se definieron las condiciones de contorno y los casos de carga necesarios para reproducir los estados representativos de operación del prototipo. El propósito fue evaluar, de forma controlada y comparable entre configuraciones, la respuesta del chasis frente a:

• Cargas gravitacionales asociadas al peso propio del chasis y componentes (PP): Se

aplicó el peso del chasis y de los subsistemas, como masas concentradas, utilizando en ANSYS la aceleración gravitacional estándar, para que el software compute automáticamente las fuerzas equivalentes (ver Figura 128).

Figura 128. Configuración del caso Peso propio (PP)

• Cargas gravitacionales asociadas al peso propio del chasis y componentes y una carga

adicional sobre el arco antivuelco exigida por reglamento (PP + 70 kg): Mantiene el caso PP e incorpora una carga adicional aplicada sobre el arco antivuelco para simular una condición de verificación estructural (ver Figura 129).

Figura 129.Configuración del caso Peso propio + 70 kg: aplicación de carga concentrada en el arco antivuelco.

• Carga inercial asociada al frenado (aceleración longitudinal): Caso inercial puro

aplicado como desaceleración global longitudinal con magnitud ²N² = 6.0274 Q 7T , orientada en sentido contrario al avance (dirección −³), (ver Figura 130).

Figura 130.Configuración del caso Frenado: aplicación de aceleración global longitudinal ²N² = 6.0274 a bT en dirección -X

• Carga inercial equivalente asociada a la maniobra en curva (aceleración lateral

equivalente): Caso inercial puro aplicado como aceleración global lateral con magnitud ²N² = 6.0274 Q 7T, orientada hacia el centro de giro según el sistema de ejes adoptado (dirección −Z) (ver Figura 131).

Figura 131.Configuración del caso Curva: aplicación de aceleración global lateral ²N² = 6.0274 a bT, en dirección -Z.

• Combinaciones de peso propio con carga inercial equivalente asociada al frenado:

Combina el estado de peso propio con el estado inercial de frenado para representar la condición operativa completa durante una desaceleración con todos los componentes instalados (ver Figura 132).

Figura 132.Configuración de combinaciones (SRSS) para los escenarios ´Peso propio + Frenado´.

• Combinaciones de peso propio con carga inercial equivalente asociada a la maniobra

en curva: Combina el estado de peso propio con el estado inercial de curva para representar la condición operativa completa durante una maniobra lateral con todos los componentes instalados (ver Figura 133).

Figura 133.Configuración de combinaciones (SRSS) para los escenarios ´Peso propio + Curva´.

En total se establecieron seis escenarios de análisis, construidos como casos base y combinaciones (ver Figura 134).

Figura 134. Organización de escenarios de carga y combinaciones (peso propio, frenado, curva) en el árbol del proyecto.

5.1.2.2.

Restricciones y representación de apoyos (ruedas).

Para representar el apoyo del chasis en las ruedas, se implementaron restricciones tipo “Remote Displacement” en las regiones de soporte definidas en los puntos de fijación de las ruedas (ver Figura 135). En cada rueda se restringieron las traslaciones en los tres ejes globales, permitiendo las rotaciones, de forma consistente con un apoyo que impide desplazamientos rígidos del conjunto, pero no bloquea el giro del ensamble. Esta estrategia asegura estabilidad numérica y reproduce de manera razonable el comportamiento del chasis apoyado en el suelo durante los casos PP, PP+70 kg y durante la aplicación de cargas inerciales. Adicionalmente, se definió explícitamente la superficie de interacción entre el soporte de rueda y el chasis, así como el punto de referencia de contacto de la llanta con el suelo (ver Figura 135), con el fin de mantener coherencia geométrica y reproducibilidad en todos los escenarios.

Figura 135. Configuración de restricciones y representaciones de apoyos (ruedas).

5.1.2.3.

Solicitud de resultados y automatización por componente.

Para cada caso se solicitó como salida principal el esfuerzo equivalente de von Mises

(

vM), los cuales permiten identificar los máximos esfuerzos en zonas críticas. No obstante, dado que el chasis se estudia por subconjuntos y piezas, se habilitó la automatización de resultados por elemento mediante las herramientas de “Automation / Object Generator”, generando reportes específicos por componente (ver Figura 136). Esto permitió comparar de forma directa el comportamiento de cada pieza entre perfiles, espesores y masas de piloto.

Figura 136.Solicitud de resultados y automatización por componente.

5.1.2.4.

Combinación de resultados (SRSS) para condiciones operacionales. Las condiciones operacionales “peso propio + aceleración frenada” y “peso propio + aceleración curva”, se obtuvieron mediante el objeto de “Combination” en ANSYS, configurado con el método SRSS (Square Root of the Sum of the Squares) para producir un resultado equivalente a partir de dos contribuciones independientes (ver Figura 134). Matemáticamente, sea (8´µ´´) una magnitud de respuesta (por ejemplo, deformación total o esfuerzo equivalente); si 8¶(x) y 80(x), son los valores de esa misma magnitud

evaluados en la misma ubicación "x" del modelo (mismo nodo/elemento), obtenidos respectivamente de dos casos base independientes, entonces el resultado combinado mediante SRSS se calcula como:

8´µ´´ = ¸8¶g

0 + 80g

0

(116)

Este procedimiento se aplicó para construir los escenarios PP + Frenado y PP + Curva, con el objetivo de representar de manera integrada la condición de carga realista que experimenta el chasis durante frenadas y maniobras laterales, manteniendo trazabilidad entre casos base y caso combinado (ver Figura 137).

Figura 137. Configuración del caso combinado “Peso propio + Velocidad de frenado” (SRSS) en ANSYS Mechanical.

Con la definición de los casos de carga, las restricciones y la estrategia de postproceso por componente, se ejecutaron los análisis preliminares con una malla de 12.5 mm inicial para identificar la zona estructuralmente más exigida del chasis. En esta etapa exploratoria se observó que la platina de rotación derecha (PRD) (ver Figura 138), concentra los máximos valores de esfuerzo equivalente, debido a su función como elemento de transferencia entre el conjunto de dirección-suspensión y la estructura principal. En consecuencia, y con el fin de garantizar que los resultados reportados no dependan del tamaño de elemento, se seleccionó

dicha pieza como región crítica de referencia para desarrollar el estudio de convergencia de malla, presentado en el apartado siguiente.

Figura 138.Distribución preliminar del esfuerzo equivalente (von Mises) en el chasis y localización del máximo en la platina de rotación derecha (PRD).

En el presente trabajo se ha decidido prescindir del análisis estructural detallado debido a la aceleración longitudinal del vehículo. Esta decisión se basa en un estudio comparativo de las fuerzas dinámicas actuantes durante las diferentes condiciones operativas esperadas en la competencia Shell Eco-marathon.

El vehículo posee una velocidad máxima limitada a 25 km/h (6.94 m/s), y su masa total considerando la masa del del piloto en un rango de 50 kg a 100 kg, más la masa del vehículo, la masa total varía entre 152.02 kg y 214.42 kg. Considerando una aceleración longitudinal máxima de 0.269 m/s² y mínima 0.1907 m/s², las fuerzas inerciales calculadas, se encuentran en un valor promedio de 40.89 N. Comparativamente, las fuerzas generadas por el frenado y las fuerzas inerciales en curvas se sitúan en el rango de 1292.414 N a 1292.580 N (ver Tabla 35 a Tabla 38), es decir, aproximadamente 22 veces superiores a las fuerzas de aceleración.

Desde un punto de vista estructural, dado que el esfuerzo es directamente proporcional a la magnitud de las cargas aplicadas, y siguiendo el principio de diseño basado en la "carga crítica" [34], se concluye que un chasis dimensionado para resistir adecuadamente las solicitaciones por frenado y curvas será intrínsecamente capaz de soportar sin riesgo las cargas menores generadas durante la aceleración. Por lo tanto, se considera técnica y metodológicamente válido descartar el análisis detallado de la carga debida a la aceleración en este estudio, sin comprometer la seguridad estructural ni la fidelidad del análisis dinámico general.

5.1.3. Estudio de convergencia de malla.

Con el fin de garantizar la independencia de la discretización en el modelo de Elementos Finitos (FEA), se realizó un estudio de convergencia de malla orientado a determinar el tamaño de elemento a partir del cual las variaciones en el esfuerzo equivalente máximo y en la deformación total máxima, resultan despreciables frente a refinamientos adicionales. El estudio se ejecuta en ANSYS Mechanical (Workbench) mediante un barrido sistemático del tamaño de malla y el registro de resultados para cada punto de diseño.

5.1.3.1.

implementación y parametrización en ANSYS Workbench La configuración del estudio se implementó mediante la herramienta Parameter Set, parametrizando donde se evaluó el esfuerzo equivalente de Von Mises máximo a¥¦(MPa) en el componente crítico y la deformación total máxima Ea¥¦(mm) del ensamble (o del componente crítico, según el alcance).

• Parámetro de entrada (Input):

t1: Mesh Element Size ¹

º →tamaño característico ℎ.

• Parámetros de salida (Output):

t2: Mesh Nodes →número total de nodos, como indicador del costo computacional.

t3:

a¥¦= ESFUERZO_GENERAL Maximum ¹‘tº t4: Ea¥¦= DEFORMACION_GENERAL Maximum ¹

º.

Esta configuración permitió resolver múltiples “Design Points” manteniendo constantes el material, los contactos, las condiciones de frontera y la configuración del solver, de manera que las diferencias en resultados se atribuyeran principalmente al refinamiento de la malla (ver Figura 139).

Figura 139.Parametrización del tamaño de elemento (P1) y registro de salidas (P2 a P4) en ANSYS Workbench.

5.1.3.2.

Selección de la región crítica.

Para evaluar la convergencia de forma eficiente se seleccionó como región crítica el componente denominado soporte de giro, en el cual se identificaron los mayores esfuerzos del conjunto. Este criterio se adoptó debido a que el esfuerzo máximo es, en general, la magnitud más sensible a la discretización y suele concentrarse en zonas de alto gradiente (uniones, radios pequeños, perforaciones o cambios abruptos de rigidez). En consecuencia, si la malla converge en la región crítica, la representación del resto del chasis (con gradientes usualmente menores) tiende a ser adecuada, sujeto a la verificación de que el máximo no migre a otra zona dominante al refinar.

5.1.3.3.

Diseño del barrido de malla (rango exploratorio y rango decisivo). El barrido del tamaño de elemento se estructuró en dos etapas. En la etapa exploratoria se evaluaron tamaños de elemento relativamente grandes (12.55 a 6 mm) con el objetivo de caracterizar la tendencia global de los resultados y confirmar la región crítica. En la etapa decisiva se concentró el análisis en el intervalo 5 a 2 mm, por ser el rango en el cual la respuesta transita hacia un régimen estable y es posible cuantificar la independencia de malla mediante variaciones porcentuales pequeñas entre refinamientos consecutivos como se observa en la tabla de “Design Points” empleada en ANSYS Mechanical (ver Figura 140).

Figura 140.Resumen de resultados del estudio: tamaño de malla, nodos, esfuerzo máximo y deformación máxima.

5.1.3.4.

Métricas y criterios de convergencia.

La convergencia se evalúa mediante: La variación porcentual entre mallas consecutivas y el error relativo respecto a la malla más fina analizada (2 mm), adoptada como referencia numérica. Sea ¼(ℎ) la magnitud de interés ( a¥¦ o Ea¥¦) calculada con tamaño de elemento (ℎ). La variación porcentual (½%) entre una malla de tamaño (ℎF) y la malla inmediatamente más fina (ℎF¾¶) , establece la convergencia de malla y se define como: ½% (ℎF →ℎF¾¶) = ¿¼(ℎF) −¼(ℎF¾¶) ¼(ℎF¾¶) ¿ · 100

(117)

Asimismo, el error relativo frente a la malla de referencia ℎOiNiOij-Ff = 2mm, esto permite cuantificar cuánto se aleja cada malla del “mejor”, valores disponibles se definió como: 9ref(ℎ) = ¿¼(ℎ) −¼(ℎref) ¼(ℎref) ¿ · 100

(118)

Como criterio práctico de aceptación se considera convergencia cuando la variación porcentual se encuentra por debajo de un umbral típico de ingeniería y dicha condición se mantiene al refinar. Para el esfuerzo equivalente máximo se considera un umbral estricto de 0.5% (1% como referencia general), mientras que para la deformación máxima se considera 0.1% (0.5% como referencia general).

5.1.3.5.

Resultados del estudio y verificación de convergencia La Figura 141 muestra la variación del esfuerzo equivalente máximo con el tamaño de elemento, mientras que la Figura 142 presenta la tendencia de la deformación total máxima. Para cuantificar la convergencia se calculan las variaciones porcentuales entre refinamientos consecutivos y el error relativo respecto a 2 mm, según se resume en la Tabla 47.

Figura 141.Esfuerzo equivalente máximo (P3) en función del tamaño de malla.

Figura 142.Deformación total máxima (P4) en función del tamaño de malla. Tabla 47.Resultados del barrido de malla y métricas de convergencia (variación porcentual y error relativo).

h (mm) Nodos ÀÁÂà [MPa] ÄÁÂà [mm] ∆ÀÁÂà [%] ∆ÄÁÂà [%] }À,|} [%] }Ä,|} [%]

12.55

26754

213.14630

4.36475

1.201

4.412

11.00

32774

213.78850

4.44023

0.300

1.700

0.904

2.759

10.00

34851

214.38650

4.45212

0.279

0.267

0.626

2.498

9.00

37163

214.50244

4.49002

0.054

0.844

0.573

1.668

8.00

46339

215.31738

4.49427

0.378

0.095

0.195

1.575

7.00

51815

215.2526

4.52699

0.030

0.723

0.225

0.858

6.00

66321

203.82973

4.55051

5.604

0.517

5.520

0.343

5.00

89898

222.57708

4.58257

8.423

0.700

3.170

0.359

4.00

137977

222.61807

4.60794

0.018

0.551

3.189

0.914

3.00

226049

216.24223

4.57007

2.948

0.829

0.234

0.085

2.00

505441

215.73773

4.56619

0.234

0.085

0.000

0.000

Nota: 9Å,OiN¹%º (Error relativo de Qfgrespecto a ℎOiN = 2

). 9Æ,OiN¹%º(Error relativo de EQfgrespecto a ℎOiN = 2

.)

En el rango decisivo de 5 a 2 mm, se observa que el refinamiento de 3 a 2 mm, produce una variación de ∆

a¥¦ del orden de 0.234% y una variación de ∆ Ea¥¦ del orden de 0.085%,

cumpliendo los umbrales estrictos adoptados. En contraste, el refinamiento 4 a 3 mm presenta un cambio mayor en ∆ a¥¦ , lo que confirma que la estabilización aparente observada de 5 a 4 mm, no es suficiente para declarar independencia de malla sin una verificación adicional. En consecuencia, se adoptó ℎ= 3 mm como tamaño de elemento convergente para el componente crítico, al proporcionar resultados prácticamente independientes de la malla con un costo computacional significativamente menor que 2 mm.

5.1.3.6.

Selección de malla final y aplicación al chasis completo.

La elección de ℎ= 3 mm para el chasis completo, se justifica además mediante el análisis de costo computacional. El número de nodos aumenta de 226049 (ℎ= 3mm) a 505441 (ℎ= 2 mm), equivalente a un factor aproximado de 2.24, mientras que las mejoras en a¥¦ y Ea¥¦, no son significativas. Por robustez y comparabilidad entre casos de carga, ℎ= 3mm se adopta como tamaño de malla base para el modelo del chasis. Esta elección resulta conservadora y reduce el riesgo de sub-resolver uniones u otras zonas críticas potenciales. De forma alternativa, cuando el objetivo principal es eficiencia computacional, los resultados de convergencia soportan una estrategia de refinamiento local; una malla global moderada en miembros de baja curvatura y un refinamiento a 3 mm en el soporte de giro y uniones de alto gradiente. En ambos casos, la condición fundamental es verificar que las regiones críticas permanezcan correctamente representadas y que los máximos no migren a zonas no refinadas.

5.2. Análisis estructural bajo cargas estáticas y dinámicas operacionales.

5.2.1. Casos de carga evaluados

Una vez verificada la configuración del modelo (materiales, conexiones, malla final y casos de carga), se procedió a extraer de forma sistemática los resultados de esfuerzo equivalente de Von Mises y deformación total (desplazamiento nodal) para cada una de las simulaciones realizadas. Esta extracción se llevó a cabo directamente desde ANSYS Mechanical (Workbench 2022 R2) mediante el módulo de generación de reportes, con el fin de asegurar trazabilidad entre el caso de carga, la pieza evaluada y el valor extremo reportado por el solver.

5.2.2. Extracción y consolidación de resultados (postproceso).

En primer lugar, se empleó la herramienta “Report Preview”, la cual permite consolidar en un solo informe la información del proyecto (geometría, materiales, condiciones de frontera y resultados), incluyendo tablas por componente cuando el modelo se encuentra organizado por piezas y/o “Named Selections” (ver Figura 143). A partir de este reporte, se consultaron todos los resultados correspondientes a los casos operacionales de interés, estáticamente (Peso propio y Peso propio+70 kg) y dinámica operacional (Peso propio + aceleración de frenado y Peso Propio + aceleración en curva).

Figura 143.Acceso al módulo “Report Preview” para la generación del reporte de resultados en ANSYS Mechanical.

Posteriormente, para cada conjunto de resultados, se revisó la estructura del reporte por subensambles y piezas, identificando las tablas donde el software reporta los valores extremos (máximo, mínimo y promedio, según corresponda) de las magnitudes de salida. (ver Figura 144). En estas tablas se verificó la correspondencia entre el nombre de la pieza (según nomenclatura del chasis), el caso o combinación activa, y la magnitud evaluada (esfuerzo o deformación), (ver Figura 145). Con esta verificación se evitó mezclar resultados de casos distintos o de piezas diferentes dentro del proceso de consolidación.

Figura 144.Estructura del reporte por piezas y subensambles para consulta de resultados por componente.

Figura 145.Ejemplo de tabla de resultados en Report Preview para esfuerzo equivalente (von Mises) por componente.

Finalmente, el reporte fue exportado a formato Excel, generando hojas con tablas estructuradas por pieza y por resultado. (ver Figura 146). El archivo exportado conserva el encabezado de identificación (objeto, estado del resultado, método de scoping, tipo de resultado y valores extremos), lo cual se aprovechó para construir una base de datos maestra, se reorganizaron los valores exportados en una tabla única, en la que cada registro quedó asociado a la combinación de parámetros de diseño (perfil, espesor, masa de piloto) y a la pieza del chasis evaluada, almacenando por separado los resultados máximos de deformación y esfuerzo para cada caso operacional, (ver Figura 147). Esta tabulación permitió comparar configuraciones de manera consistente y preparar los filtros y criterios de aceptación utilizados en el análisis posterior.

Figura 146.Estructura típica del archivo Excel exportado desde ANSYS (encabezados y resultados extremos).

Figura 147.Ejemplo de tabulación consolidada de resultados para análisis comparativo (perfil–espesor–masa–pieza).

5.2.3. Esquema de análisis de datos y criterios de evaluación. Con los resultados ya consolidados en la base de datos, el análisis se estructuró mediante un flujo de decisión secuencial, cuyo propósito fue depurar configuraciones (perfil–espesor– masa de piloto) con base en criterios mecánicos de aceptación, priorizando la seguridad estructural y la coherencia con las condiciones de operación del prototipo, (ver Figura 148). El esquema aplicado parte de una depuración inicial en cargas estáticas y continúa con la evaluación de escenarios de dinámica operacionales, de forma que únicamente las configuraciones que cumplen los requisitos avanzan a la siguiente etapa.

Extracción y consolidación de resultados (ANSYS Mechanical → Excel).

Tabulación de datos por caso de carga. (Estáticos y dinámicos operacionales) Resultados de esfuerzos, por componente del chasis, para cada configuración (perfil– espesor, masa piloto). Cargas estáticas: 1. Peso propio (PP) . 2.Peso propio+70Kg (PP+70) Análisis de datos estáticos: Peso propio (PP) Criterio À¡‚¢™ÇÇ ≤ À‚ ¡ FS=1.25 Configuraciones descartadas.

Configuraciones que cumplen PP.

Con las configuraciones que cumplen, se realiza el análisis de datos estáticos: Peso propio + 70Kg (PP+70Kg) Criterio À¡‚¢™ÇǾ È ≤ À‚ FS=1.25 Configuraciones que cumplen PP+70Kg.

Con las configuraciones que cumplen, se realiza el análisis de dinámica operacional en frenado. Criterio À¡‚¢™|} ≤ À‚ ¡ FS=1.25 Configuraciones que cumplen.

PP+ Frenado.

Con las configuraciones que cumplen, se realiza el análisis de dinámica operacional en curva.

Criterio À¡‚¢−•˜| ≤ À‚ ¡ FS=1.0 Conjunto de configuraciones factibles (perfil–espesor) que satisfacen los criterios de resistencia para el rango de masas de piloto y el factor de seguridad adoptado.

Configuraciones seleccionadas para el diseño final.

Configuraciones descartadas.

Configuraciones descartadas.

Configuraciones descartadas.

PP: peso propio.

PP+70: peso propio + carga en arco antivuelco.

fre: frenado operacional. cur: curva operacional. Figura 148.Diagrama de flujo para depuración secuencial de perfiles según criterios estáticos y dinámicos operacionales.

En la primera fase se evalúan los resultados del caso Peso Propio (PP), utilizando como criterio principal el cumplimiento del límite de esfuerzo admisible con el factor de seguridad establecido para el material. Las configuraciones que no satisfacen este criterio se descartan en esta etapa, evitando propagar alternativas inviables a análisis más exigentes. Posteriormente, sobre el subconjunto que cumple, se analiza el caso Peso Propio + 70 kg (PP+70), aplicado en el arco antivuelco, dado que representa una condición adicional crítica asociada a exigencias de seguridad y verificación estructural.

Una vez superada la depuración estática, las configuraciones restantes se someten a los análisis dinámicos operacionales (frenado/curva, según corresponda). En esta fase, el criterio se basa nuevamente en la comparación entre el esfuerzo máximo obtenido en cada condición y el esfuerzo admisible, considerando el nivel de seguridad definido para el escenario de operación. Con ello se obtiene finalmente el conjunto de perfiles y espesores que, para cada masa de piloto, cumplen simultáneamente los requerimientos estáticos y operacionales, y que por tanto se consideran candidatos viables para el diseño final.

5.2.4. Verificación estática de configuraciones del chasis bajo peso propio (PP)

mediante criterio de esfuerzo admisible.

Una vez realizada la extracción y consolidación de resultados de ANSYS (Bloque 1 del diagrama, ver Figura 148), se procede a aplicar el criterio de aceptación estático para la condición de peso propio (PP), con el propósito de depurar el espacio de diseño antes de abordar el caso de la barra antivuelco y las cargas operacionales. Este procedimiento corresponde al Bloque 2 del diagrama de flujo (ver Figura 149), donde cada combinación perfil, espesor y masa del piloto se evalúa mediante el criterio a¥¦ ™zz ≤ f2Q , adoptando un factor de seguridad $e = 1.25.

Figura 149.Bloque 2 del diagrama (criterio Qfg™zz ≤ f2Q).

Para implementar este filtrado, los resultados por pieza exportados desde ANSYS se organizaron inicialmente en una hoja base de datos en Excel (ver Figura 150). A partir de esta base, se desarrolló una hoja de evaluación en la que se ingresan la masa del piloto, el esfuerzo del material y el factor de seguridad; con estos parámetros se calcula automáticamente f2Q y se clasifica cada configuración como “cumple/no cumple” (ver Figura 151). Finalmente, los resultados se sintetizaron en una matriz de decisión por espesor y masa, que permite identificar de forma directa las configuraciones descartadas y las viables bajo PP (ver Figura 152). En dicha matriz, las celdas marcadas con “x” corresponden a combinaciones que no satisfacen

a¥¦ ™zz ≤ f2Q , para la masa indicada, mientras que las celdas sin marca representan configuraciones que cumplen el criterio.

Figura 150.Estructura de la base de datos exportada en Excel (resultado por pieza / PP).

Figura 151.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” peso propio PP.

Figura 152.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis estático de peso propio (PP), en función del perfil, espesor y masa del piloto.

Como resultado global del filtrado estático, se identificaron 50 configuraciones descartadas y 52 configuraciones viables, las cuales continúan a la evaluación bajo peso propio + 70 kg aplicados en el arco antivuelco (PP+70) y posteriormente, a los casos operacionales dinámicos (frenado y curva). Esta depuración reduce el espacio de diseño y concentra el análisis subsiguiente en los perfiles con desempeño estructural aceptable en condición estática. Adicionalmente, la hoja de evaluación no solo determina el cumplimiento global, sino que también registra la condición crítica por configuración, identificando automáticamente la pieza del chasis en la que se presenta el esfuerzo máximo a¥¦ ™zz. Para garantizar trazabilidad en el análisis por componentes, se emplea la nomenclatura y segmentación del chasis mostrada en la Figura 153, con la cual se reporta de manera inequívoca el elemento crítico asociado a cada caso. Con las configuraciones aceptadas bajo PP y la pieza crítica identificada, a continuación, se presenta el análisis del escenario estático (PP+70), manteniendo el mismo criterio de verificación y el mismo esquema de trazabilidad por pieza.

Figura 153.Nomenclatura y segmentación del chasis para identificación de la pieza crítica.

5.2.5. Verificación estática de configuraciones del chasis bajo peso propio + 70 kg en

arco antivuelco (PP+70) mediante criterio de esfuerzo admisible.

Con el conjunto de configuraciones que superó la condición estática de peso propio (PP), se procede a verificar el comportamiento del chasis ante el segundo escenario estático exigente, la aplicación de una carga adicional equivalente a 70 kg sobre el arco antivuelco (PP+70). Este caso permite evaluar la reserva estructural del sistema ante una solicitación localizada en la estructura superior, y constituye un filtro previo indispensable antes de avanzar hacia los casos operacionales (frenado y curva), donde la respuesta está dominada por combinaciones inerciales y transferencia de carga.

El escenario (PP+70), se integra dentro del mismo marco de evaluación definido previamente, conservando el criterio de aceptación por esfuerzo admisible con FS=1.25, pero reemplazando la respuesta de referencia por el máximo esfuerzo obtenido bajo la condición

Qfg™zz¾ÉÊž•.

En términos prácticos, se retoman únicamente las configuraciones viables del filtrado (PP) y, para cada combinación (perfil–espesor–masa del piloto), se identifica el valor crítico de esfuerzo y su localización por pieza, manteniendo la trazabilidad a nivel de componente. La aplicación del criterio para (PP+70), se resume en el bloque correspondiente del diagrama de flujo (ver Figura 154). Los resultados del postproceso se consolidan en la hoja de evaluación, donde se preservan los mismos parámetros de entrada (masa del piloto, resistencia máxima del material y factor de seguridad) y se clasifica automáticamente cada configuración como “cumple/no cumple” frente al esfuerzo admisible (ver Figura 155). Posteriormente, las configuraciones aceptadas se sintetizan en una matriz de decisión por espesor y masa, lo que permite visualizar de forma directa el impacto del caso (PP+70), sobre el espacio de diseño (ver Figura 156). En dicha matriz, las celdas marcadas con “x” representan combinaciones que no satisfacen el criterio, Qfg™zz¾ÉÊ ≤ f2Q, mientras que las celdas sin marca corresponden a configuraciones que sí cumplen.

Figura 154.Bloque de decisión del análisis estático para el caso peso propio + 70 kg en arco antivuelco (PP+70).

Figura 155.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” bajo el caso PP+70.

Figura 156.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis estático PP+70 en función del perfil, espesor y masa del piloto.

Como resultado, al aplicar (PP+70) sobre el conjunto previamente depurado por (PP), se eliminan 18 configuraciones adicionales, reduciendo el conjunto de alternativas viables a 34 configuraciones. Este segundo filtrado estático concentra el análisis posterior en perfiles con desempeño estructural consistente tanto en condición de carga distribuida (PP) como ante una solicitación localizada en el arco antivuelco (PP+70), dejando el espacio de diseño preparado para la evaluación operacional en frenado y curva, donde se emplean las combinaciones de carga definidas en la sección de configuración del modelo.

5.2.6. Verificación dinámica operacional de configuraciones del chasis en frenado

(PP + desaceleración longitudinal) mediante criterio de esfuerzo admisible. Una vez depurado el espacio de diseño con los dos escenarios estáticos (PP y PP+70 kg), se procedió a la verificación bajo dinámica operacional en frenado, con el propósito de comprobar que las configuraciones persistentes mantienen un nivel de esfuerzo compatible con el criterio de diseño cuando se incorpora la desaceleración longitudinal. En coherencia con el diagrama de flujo (ver Figura 157), esta etapa evalúa el esfuerzo máximo del chasis para el caso (PP+Frenado), contrastándolo con el esfuerzo admisible f2Q ,definido a partir del material y el factor de seguridad adoptado ( $e = 1.25 ). Para ello, los resultados exportados se consolidaron en la hoja de evaluación (ver Figura 158), manteniendo la misma lógica de clasificación “cumple/no cumple” y la identificación automática de la pieza crítica asociada al máximo esfuerzo por configuración.

Figura 157.Bloque de decisión y criterio de aceptación para dinámica operacional en frenado PP+Frenado.

Figura 158.Hoja de evaluación para clasificación “cumple/no cumple” bajo el caso, PP+Frenado.

Los resultados del filtrado para frenado se resumen en la matriz de decisión por espesor y masa del piloto (ver Figura 159). En este caso no se registraron eliminaciones adicionales, todas las configuraciones que habían superado (PP) y (PP+70), también cumplieron el criterio bajo frenado. Este comportamiento es consistente con dos aspectos del procedimiento, el filtrado estático previo ya descartó los perfiles que producían máximos cercanos o superiores a

f2Q, de modo que el conjunto remanente queda con margen estructural; y la carga inercial de frenado, aplicada a nivel global como desaceleración equivalente y combinada con (PP), tiende a distribuirse en el entramado del chasis sin introducir una concentración local de esfuerzos tan severa como la inducida por el escenario estático con carga puntual sobre el arco antivuelco. En consecuencia, el subconjunto de configuraciones viables se conserva íntegro para el siguiente bloque del análisis operacional, correspondiente a la condición operacional en curva.

Figura 159.Matriz de configuraciones eliminadas/viables para el análisis dinámica operacional en frenado.

5.2.7. Análisis de dinámica operacional en curva (PP + aceleración lateral). Con el conjunto depurado tras las verificaciones estáticas (PP y PP+70) y la evaluación operacional en frenado, el análisis en curva se adopta como etapa de cierre del filtrado debido a que representa la condición operacional con mayor demanda lateral sobre el chasis y, por tanto, la que tiende a gobernar el esfuerzo máximo por componente. En esta fase se mantiene el mismo enfoque de verificación por esfuerzo admisible, evaluando para cada combinación (perfil–espesor–masa del piloto) el cumplimiento del criterio general a¥¦ ™-qO ≤ f2Q, con

f2Q, definido a partir del límite del material y el factor de seguridad seleccionado por el diseñador.

Figura 160.Bloque de decisión y criterio de aceptación para el análisis operacional en curva y selección del conjunto final de configuraciones.

A diferencia de los bloques previos donde el factor de seguridad se fijó para homogeneizar el descarte, en el caso de curva se incorporó una evaluación paramétrica del factor de seguridad (FS) dentro de la hoja de clasificación “cumple/no cumple”. Esta decisión

permite realizar un análisis de sensibilidad, un FS = 1.0, amplía el espacio de diseño y es útil como referencia liberal (exploratoria), FS = 1.25 se adopta como valor base razonable para operación con cargas variables pero moderadas, y FS = 1.5 representa una postura conservadora que reduce el conjunto de alternativas disponibles. En consecuencia, el sistema no solo determina si la configuración cumple, sino que también evidencia cómo cambia el conjunto factible al endurecer el criterio (ver Figura 161,Figura 162 y Figura 163).

Figura 161.Hoja de evaluación para curva: ejemplo con FS = 1.0 (criterio liberal) y masa del piloto de 50 kg; clasificación automática “cumple”.

Figura 162.Ejemplo de clasificación “cumple/no cumple” en curva con FS = 1.25 (masa del piloto de 50 kg): reducción del conjunto factible frente al caso FS = 1.0.

Figura 163.Ejemplo de clasificación “cumple/no cumple” en curva con FS = 1.50 (masa del piloto de 50 kg): depuración más estricta y disminución adicional de configuraciones viables.

Al fijar el factor de seguridad en FS = 1.25, la depuración final de configuraciones para el caso operacional en curva se resume en una matriz de decisión que consolida el resultado del criterio, a¥¦ --qO ≤ f2Q , para todas las combinaciones, perfil–espesor, y para el rango completo de masas del piloto. En dicha representación, las celdas en rojo corresponden a configuraciones eliminadas durante el análisis en curva (no satisfacen el criterio para la masa indicada), mientras que las celdas en azul identifican las configuraciones que permanecen viables bajo el mismo nivel de exigencia (FS = 1.25) (ver Figura 164).

Figura 164.Configuraciones óptimas del chasis por masa del piloto para el caso operacional en curva (FS = 1.25).

Como resultado cuantitativo de esta etapa, el análisis operacional en curva descartó 18 configuraciones adicionales, quedando un conjunto final de 16 configuraciones que satisfacen simultáneamente los criterios acumulados del proceso (cargas estáticas previas y evaluación operacional). Este resultado se presenta de manera más directa en una segunda matriz depurada, donde se listan únicamente las configuraciones óptimas por masa del piloto para FS = 1.25, permitiendo identificar con claridad las alternativas finales disponibles para el diseño y selección del chasis (ver Figura 165). Con esta depuración se cierra el capítulo de análisis

estructural bajo cargas estáticas y dinámicas operacionales, al quedar definido el conjunto de perfiles–espesores factibles.

Figura 165.Configuraciones óptimas del chasis por masa del piloto para el caso operacional en curva (FS = 1.25).

Como complemento a la matriz de aceptación, se habilitó un panel de visualización que permite interpretar el resultado no solo como “pasa/no pasa”, sino como tendencia estructural por componente. Para una pieza seleccionada, el sistema grafica el esfuerzo máximo en función de la masa del piloto, diferenciando perfiles y espesores, y permitiendo filtrar rápidamente la región del chasis de interés. Esta visualización aporta trazabilidad y lectura ingenieril, facilita identificar si el incremento de masa penaliza de forma más marcada un perfil/espesor específico y si el comportamiento es aproximadamente monótono o presenta cambios abruptos asociados a rigideces relativas del ensamble (ver Figura 166).

Con base en este bloque final, el conjunto de configuraciones que satisface el criterio

a¥¦ ™-qO ≤ f2Q, para el rango de masas del piloto y el FS adoptado constituye el conjunto factible para el diseño final. En otras palabras, la evaluación en curva opera como filtro decisivo, las configuraciones que permanecen tras este paso son las que, además de resistir las condiciones estáticas y el frenado, presentan desempeño estructural aceptable bajo la solicitación lateral operacional, quedando seleccionadas para la fase de definición final de geometría y parametrización del chasis.

Figura 166.Panel de análisis en Excel: gráfica dinámica del esfuerzo máximo por pieza con filtros (espesor y pieza) para el análisis operacional en curva. 5.3. Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente cuasi-estático. El objetivo de esta sección es verificar el cumplimiento del requisito normativo de intrusión/deformación máxima admisible de 100 mm en la zona frontal (criterio de seguridad para evitar interferencia con el sistema de pedales), bajo un escenario de impacto frontal a 25 km/h. Dado que el propósito es una verificación tipo “pasa/no pasa” respecto a la intrusión, se adopta una aproximación cuasi-estática equivalente, basada en energía, implementada en ANSYS Mechanical mediante la aplicación de una fuerza frontal equivalente. Un impacto frontal corresponde a un evento dinámico transitorio, caracterizado por contacto, variación temporal de la fuerza, efectos inerciales y posibles no linealidades geométricas. La simulación directa mediante “Explicit Dynamics”, exige incrementos de tiempo muy pequeños, definición robusta de contactos y malla local refinada en la zona de choque, lo cual incrementa significativamente el costo computacional y la sensibilidad numérica del modelo.

En el contexto del presente trabajo, el interés principal no es reconstruir la historia temporal completa del choque, sino verificar la intrusión frontal máxima frente al límite normativo. Por ello se utiliza un enfoque cuasi-estático equivalente, que permite evaluar la respuesta estructural con recursos computacionales reducidos y un procedimiento reproducible.

5.3.1. Principio trabajo–energía (base del método de fuerza equivalente)

La magnitud de la fuerza de impacto no se determina únicamente con la tercera ley de Newton (acción–reacción); dicha ley establece igualdad de fuerzas entre cuerpos durante el contacto, pero no fija su valor. Para obtener una carga equivalente se emplea la conservación de energía (principio trabajo–energía):

Ëž = 1

2 ·

· /0

(119)

Donde Ëžes la energía cinética disponible al impacto, la masa del sistema y / la velocidad de impacto. La energía se disipa principalmente como trabajo de deformación: Ì ≈Í $Æ #E

2

Ê

(120)

En una aproximación de primer orden, se reemplaza la fuerza variable ($Æ) por una fuerza promedio equivalente £$prom¤, sobre una distancia efectiva de aplastamiento (#): Ì ≈$prom ·# ≈Ëž ⇒$prom = Ëž #

(121)

Esta relación permite transformar una condición de impacto definida por velocidad en una carga estática equivalente aplicado al chasis.

5.3.1.1.

Determinación de la fuerza equivalente para
=  km/h.

Para el escenario de diseño más desfavorable en términos de energía (masa total máxima considerada), se adoptan los siguientes parámetros:

• Masa total máxima (ver Tabla 20):

= 214.42 kg • Velocidad de impacto:  / = 25 km/h = 6.94 m/s El valor de la energía cinética asociada al impacto resulta reemplazando en la ecuación (119):

Ëž = 1

2 · 214.42 kg · (6.94 m/s)0 = 5193.62 Ï

Para la conversión a fuerza equivalente promedio con el límite normativo, se tiene en cuenta que el reglamento establece que la intrusión máxima permitida hacia la zona de pedales es, #a¥¦ = 100 mm = 0.10 m.

Por tanto, la fuerza promedio equivalente asociada a disipar, (Ëž), en (#a¥¦), es: $prom = 5193.62 Ï

0.10

≈51936.2 N ≈51.936 kN En la implementación numérica se adoptó $ ≈51,9 kN (valor redondeado). Adicionalmente, para incorporar una reserva ante incertidumbres inherentes a la idealización cuasi-estática (variación real de fuerza, rigidez local y simplificaciones de contacto), se evaluó un caso conservador mediante un factor de seguridad FS= 1.5 $¶.Ð = $e ·  $prom = 1.5 · (51.936 kN) ≈77.5 kN

5.3.2. Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente  = . 

kN.

Para la simulación se empleó el chasis correspondiente a una configuración final representativa (perfil 35×35 mm, espesor 1.5 mm), considerada crítica dentro del conjunto de alternativas seleccionadas (ver Figura 165), La configuración del modelo sigue el procedimiento descrito en el apartado de carga estática peso propio (PP), adicionando una fuerza frontal equivalente aplicada en la punta del chasis en dirección(-X) (ver Figura 167)

Figura 167. Aplicación de la fuerza equivalente $ = 51.936 kN, en dirección – X. Bajo la aplicación de $ ≈51.9 kN, la deformación direccional en el eje X (intrusión frontal en sentido −³) alcanza un valor máximo de 49.697 mm (ver Figura 168).

Figura 168. Intrusión frontal: deformación direccional en X para $ ≈51.936 kN (49.697mm).

Comparando el valor de la deformación máxima con el valor límite permitido se tiene: Emax = 49.697 mm < 100 mm ⇒Cumple Por otra parte, la deformación total del conjunto estructural reporta un máximo global de Emax, total = 58.673 mm, localizado en una región posterior asociada a flexión global del

chasis (Figura 169). Este valor no contradice el criterio normativo, dado que la verificación reglamentaria se centra en la intrusión frontal hacia la zona de pedales.

Figura 169. Deformación total del chasis para $ ≈51.936 kN (58.673 mm).

5.3.3. Evaluación del impacto frontal mediante fuerza equivalente conservadora  =

.  kN (FS:1.5).

Al incrementar la carga a $ = 77.5 kN, la intrusión direccional aumenta (ver Figura 170), obteniéndose un desplazamiento máximo de 73.627mm.

Figura 170. Intrusión frontal: deformación direccional en X para 73.627 mm. Pieza frontal del chasis.

Comparando el valor de la deformación máxima (caso conservador) con el valor permitido por la competencia se tiene:

Emáx., con = 73.624 mm < 100 mm ⇒Cumple La deformación total global también aumenta, con un máximo de 87.981 mm, ubicado en la región trasera superior del chasis, nuevamente atribuible al comportamiento global del conjunto bajo carga frontal (ver Figura 171).

Figura 171.Deformación total del chasis para para para $ ≈77.5 kN (87.981 mm). En ambos casos evaluados, la intrusión frontal (medida mediante deformación direccional en el eje X) permanece por debajo del umbral de 100 mm. El caso con FS = 1.5, introduce margen adicional frente a incertidumbres de modelado y simplificaciones del enfoque equivalente. La deformación total global reporta el desplazamiento máximo en cualquier punto del chasis, el cual puede aparecer en la parte posterior por efectos de flexión global. Por esta razón, el parámetro normativo se evalúa específicamente en la región frontal. Este procedimiento no reproduce la historia temporal del impacto ni los picos dinámicos de fuerza; por tanto, no debe interpretarse como sustituto de un análisis explícito, si el objetivo

fuera predecir aceleraciones, tiempos de contacto o máximos locales transitorios. Sin embargo, resulta adecuado para la finalidad del estudio, que es verificar el cumplimiento de un límite de intrusión geométrica con una aproximación conservadora y de menor costo computacional. En síntesis, este capítulo permitió verificar el comportamiento estructural del chasis bajo cargas estáticas y dinámicas operacionales, dando cumplimiento al objetivo específico 2 del trabajo propuesto.

6. Evaluación aerodinámica.

Este capítulo desarrolla la evaluación aerodinámica de la carrocería del vehículo prototipo mediante metodología CFD, con el fin de cuantificar su resistencia al avance y verificar si el comportamiento global es coherente con una geometría tipo gota (teardrop), seleccionada como base del diseño. En particular, el objetivo del análisis CFD es obtener la fuerza de arrastre ($2) y, a partir de ella, calcular el coeficiente de arrastre (32), empleando como área de referencia el área frontal del prototipo diseñado £*N¤ determinada en SolidWorks (ver Figura 172).

Figura 172. Modelo final CAD del vehículo prototipo con carrocería y detalles externos. Bajo la hipótesis de flujo externo equivalente a un túnel de viento, se adopta como condición de operación una velocidad representativa del vehículo, K = 25 km/h, utilizada como velocidad del aire incidente. Con esta configuración se analiza la magnitud global de arrastre, el valor de (32), la distribución cualitativa de presión y velocidad alrededor de la carrocería, identificando zonas de mayor resistencia aerodinámica y regiones de aceleración del flujo que condicionan el desempeño.

6.1. Preparación del modelo CFD.

6.1.1. Geometría de referencia, limpieza y reparación en SpaceClaim (modelo

“cerrado” para CFD) La geometría inicialmente considerada corresponde al modelo final de carrocería, el cual incluye elementos y detalles reales como perforaciones frontales y laterales, componentes asociados al sistema de dirección, espejos, tornillería externa, ruedas tipo rin de radios y salida del escape (ver Figura 172). Sin embargo, varios de estos detalles introducen discontinuidades geométricas y escalas pequeñas que en CFD, incrementan de forma significativa el costo computacional y la sensibilidad numérica (malla extremadamente fina local, riesgo de celdas distorsionadas y problemas de convergencia), sin aportar información determinante para la estimación global de $2 y 32. Por esta razón, antes de la simulación se realiza una limpieza y simplificación controlada del modelo.

La preparación geométrica se ejecuta en ANSYS SpaceClaim, eliminando detalles que no aportan al campo de flujo global (por ejemplo: pequeños redondeos, micro-orificios irrelevantes, ranuras finas y elementos externos de fijación), y corrigiendo discontinuidades. El criterio principal de esta etapa fue garantizar un sólido externo “watertight” (cerrado), condición necesaria para poder generar el dominio de fluido y mallar sin fallos. En particular, se realizó el sellado de aberturas y huecos que impedían consolidar el cuerpo como una única geometría apta para CFD, manteniendo la forma envolvente principal de la carrocería (volumen y curvaturas dominantes). El resultado es una geometría simplificada que conserva la intención aerodinámica del diseño, pero reduce la complejidad local. (ver Figura 173).

Figura 173.Geometría simplificada de la carrocería utilizada para CFD (modelo cerrado y apto para mallado).

Una vez preparada la geometría, el flujo de trabajo se implementa en ANSYS Workbench empleando el sistema de análisis Fluid Flow (CFX), desde donde se gestiona la geometría (SpaceClaim), mallado, configuración física del caso y solución. 6.1.2. Importación de la geometría y consolidación del sólido. El análisis aerodinámico se implementó en ANSYS Workbench empleando el sistema Fluid Flow (CFX), desde donde se gestiona de forma integrada la geometría, el mallado, la configuración física y la solución del caso (ver Figura 174).

Figura 174.Selección del sistema Fluid Flow (CFX) y creación de geometría en DesignModeler desde ANSYS Workbench.

A partir de la geometría final de la carrocería, se creó un nuevo entorno de geometría en Design Modeler para importar el modelo CAD y establecer una representación adecuada para CFD (ver Figura 175).

Figura 175.Importación de la geometría del vehículo en DesignModeler (estado inicial). En esta etapa, el modelo se consolidó como un único sólido (single part), agrupando los cuerpos necesarios en una sola entidad geométrica. Esta simplificación es necesaria para garantizar continuidad geométrica y evitar particiones internas que no aportan al campo de flujo, dado que el interés del estudio se centra en la interacción fluido–carrocería y en la escala macroscópica del vehículo (ver Figura 176).

Figura 176.Geometría consolidada como un único sólido para el preprocesamiento CFD.

6.1.3. Definición del volumen de control (dominio computacional). Con el fin de representar la simulación como un túnel de viento virtual, se construyó un dominio fluido mediante la herramienta “Enclosure”, definiendo un volumen de control tipo caja alrededor del vehículo. Las dimensiones del dominio se establecieron para disponer de un tramo suficiente aguas arriba y aguas abajo que reduzca la influencia de las fronteras numéricas sobre la carrocería, y permita el desarrollo del flujo alrededor del vehículo. En este caso, las dimensiones empleadas fueron: +X = 3 m, −X = 2 m, +Y = 1.5 m, −Y = 1×10⁻⁵ m, +Z = 1 m y −Z = 1 m, según se observa en el panel de parámetros del Enclosure. (ver Figura 177).

Figura 177.Definición del volumen de control mediante “Enclosure” y parámetros geométricos del dominio.

Adicionalmente, se definió la cara inferior del dominio prácticamente en contacto con las ruedas del vehículo, de modo que el volumen de control represente el efecto del flujo en la zona inferior de la carrocería (underbody), el cual puede influir en la distribución de presión y en la resistencia aerodinámica (ver Figura 178).

Figura 178.Ubicación del piso del dominio en proximidad a las ruedas para representar el flujo por debajo del vehículo.

6.1.4. Generación del dominio fluido y nombramiento de fronteras. Una vez definido el volumen de control, se generó el dominio fluido, realizando la sustracción del volumen ocupado por el vehículo dentro del Enclosure (operación tipo “restar/suprimir el sólido”), con el objetivo de obtener una cavidad con la forma externa de la carrocería. Esta cavidad corresponde al espacio por el cual circulará el fluido durante la simulación (ver Figura 179).

Figura 179.Generación del dominio fluido mediante sustracción del volumen del vehículo (cavidad aerodinámica).

Posteriormente se definieron y nombraron las fronteras del dominio para su uso en la etapa de configuración física (Setup):

• Entrada (Inlet): Cara frontal del dominio, correspondiente a la sección por donde ingresa el aire hacia el vehículo (ver Figura 180).

Figura 180.Identificación de la cara de entrada del flujo (Inlet) en el volumen de control. • Salida (Outlet): Cara posterior del dominio, por donde se evacúa el flujo (ver Figura 181).

Figura 181.Identificación de la cara de salida del flujo (Outlet) en el volumen de control. • Aberturas (Openings): Paredes laterales y cara superior del volumen de control, consideradas como fronteras abiertas al ambiente para permitir un desarrollo realista del flujo sin imponer condiciones rígidas de pared (ver Figura 182).

Figura 182. Definición de aberturas laterales y superiores como fronteras abiertas (Openings).

• Paredes (Walls): Superficies de la cavidad asociadas a la carrocería y el piso del dominio, que representan las regiones en contacto directo con el fluido y donde se evaluará la distribución de presión y esfuerzos aerodinámicos. (ver Figura 183).

Figura 183.Definición de paredes: superficie del vehículo (cavidad) y piso del dominio (Walls).

Con esta definición, el modelo queda preparado para el proceso de mallado, asegurando que el dominio fluido y sus condiciones de contorno queden correctamente identificados antes de pasar a la discretización numérica.

Una vez completada la preparación geométrica (consolidación del sólido, definición del volumen de control, generación del dominio fluido y nombramiento de fronteras), el caso queda listo para la discretización (malla) dentro del flujo de trabajo de ANSYS Workbench. 6.1.5. Generación de malla del dominio fluido.

Una vez definido el volumen de control y sustraída la geometría del vehículo para obtener la cavidad interna, se procede a la generación de la malla del dominio fluido. En primer lugar, se verificó que el modelo final correspondiera a un único sólido, el cual representa el volumen por donde circulará el aire; por esta razón, en las propiedades del cuerpo se asignó el tipo “Fluid”, tal como se muestra en la Figura 184.

Figura 184. Asignación del sólido como “Fluid” Posteriormente, desde el módulo Mesh, se generó el mallado del dominio. De manera predeterminada, el software propone un tamaño global de elemento cercano a 500 mm; sin embargo, esta discretización resultó demasiado gruesa para describir con robustez la geometría del vehículo y mantener una convergencia estable del solver. Se evaluaron tamaños de malla menores y se evidenció que, a partir de cierto valor, la fuerza de arrastre no presentó variaciones apreciables, aunque el tiempo de solución aumentó significativamente. En consecuencia, se

adoptó un tamaño global de 100 mm como el mínimo refinamiento que garantiza estabilidad numérica y representación geométrica, sin incurrir en sobrecosto computacional innecesario (ver Figura 185).

Figura 185.Vista general del mallado del dominio.

Finalmente, al inspeccionar la discretización mediante cortes de sección, se evidenció que la malla presenta mayor refinamiento en la región cercana a la carrocería, lo cual es coherente con la necesidad de capturar con mayor detalle los gradientes de velocidad y presión en el entorno inmediato del vehículo. Esta diferencia de tamaño de elementos puede observarse en la Figura 186, donde se aprecia el refinamiento local alrededor del automóvil respecto al resto del volumen.

Figura 186.Corte/sección del mallado mostrando refinamiento alrededor del vehículo.

6.1.6. Configuración del dominio y condiciones de frontera en ANSYS CFX (Setup). Una vez definido el volumen de control y generada la cavidad correspondiente al vehículo (dominio fluido), se procede a configurar el caso en el módulo “Setup” de ANSYS CFX, donde se establecen el tipo de análisis, las propiedades del fluido y las condiciones de frontera que representan el ensayo tipo túnel de viento. (ver Figura 187)

Figura 187.Sistema Fluid Flow (CFX) en ANSYS Workbench y acceso al módulo Setup. En primer lugar, se selecciona un análisis en régimen estacionario (Steady State), dado que el objetivo del estudio es estimar la fuerza de arrastre aerodinámica y posteriormente el coeficiente (32) bajo una condición de operación constante a la velocidad de diseño del vehículo (ver Figura 188).

Figura 188.Selección del tipo de análisis: régimen estacionario (Steady State) en CFX.

Posteriormente, en “Default Domain” se definen las propiedades del fluido. Para el presente caso se emplea aire a 25 °C y una presión de referencia asociada a condiciones ambientales de 1 atm, de modo que la densidad y, por ende, la resistencia aerodinámica calculada, sean coherentes con un escenario estándar de prueba. Adicionalmente, el dominio se mantiene estacionario (sin movimiento del marco de referencia), consistente con la aproximación de túnel de viento. (ver Figura 189).

Figura 189.Definición del dominio fluido (Default Domain): aire a 25 °C y presión de referencia 1 atm.

Definido el dominio, se establecen las condiciones de frontera sobre las superficies previamente nombradas:

• Entrada (Inlet): Se asigna una condición de velocidad normal con magnitud de 25 km/h,

representando la velocidad relativa del aire frente al vehículo. Esta condición se aplica sobre la cara frontal del volumen de control y se mantiene el régimen sub-sónico (ver Figura 190).

Figura 190.Condición de frontera de entrada (Inlet): Velocidad normal de 25 km/h.

• Salida (Outlet): En la cara posterior del dominio se define una condición de salida tipo

Outlet con presión estática relativa igual a 0 Pa, equivalente a descargar hacia el ambiente y evitando imponer restricciones artificiales al desarrollo de la estela (ver Figura 191).

Figura 191.Condición de frontera de salida (Outlet): Presión estática relativa 0 Pa.

• Aberturas al ambiente (Opening): Las caras laterales y superior del dominio se modelan

como Opening con presión relativa de 0 Pa, permitiendo entrada/salida de flujo según lo requiera la solución y reduciendo reflexiones numéricas en los contornos (ver Figura 192).

Figura 192.Condición de frontera tipo Opening en caras laterales/superior: presión relativa 0 Pa.

• Paredes (Wall): Finalmente, se asignó condición de pared a la superficie externa de la

carrocería y al piso del dominio computacional. Para este estudio se empleó la opción “No- Slip Wall” (el fluido se pega a la pared (carro y piso)) con pared lisa (Smooth Wall) y sin imponer velocidad de pared (Wall Velocity desactivado), de modo que el modelo capture la formación de capa límite y las pérdidas viscosas asociadas al flujo adherido tanto sobre el vehículo como sobre el suelo. Esta configuración permite representar de forma más física la interacción fluido–superficie y, por tanto, estimar el arrastre total como combinación de arrastre por presión (forma) y arrastre por fricción (cortante), manteniendo como variable de interés principal la distribución de presiones y las regiones de estancamiento coherentes con una geometría tipo “gota” (ver Figura 193).

Figura 193.Condición de pared (Wall): superficies del vehículo y piso con opción No Slip Wall.

Con estas definiciones, el caso queda completamente configurado en términos de dominio, modelo estacionario y fronteras de entrada/salida/aberturas/paredes, quedando listo para la etapa de solución y postproceso (ver Figura 194).

Figura 194.Vista general del dominio con fronteras definidas y orientación del flujo. 6.2. Simulación aerodinámica.

Una vez completada la etapa de preparación del modelo CFD, se procede a la ejecución numérica del caso en ANSYS CFX. En esta fase, el solver resuelve de manera iterativa las ecuaciones que gobiernan el flujo dentro del dominio discretizado, bajo el régimen estacionario

(Steady State), hasta alcanzar un estado de convergencia que garantice que las variables del campo (presión y velocidad) y las magnitudes globales de interés (en particular, la fuerza aerodinámica de arrastre) se estabilizan numéricamente (ver Figura 195).

Figura 195.Selección del módulo Solution en Workbench.

La convergencia del cálculo se verifica mediante el seguimiento de los residuales RMS y de la finalización exitosa del proceso de solución reportada por el solver, lo cual confirma que el sistema alcanzó una solución estable para las condiciones de frontera establecidas. En la práctica, el proceso se desarrolla hasta que las curvas de residuales muestran una tendencia decreciente y se mantiene un comportamiento estable en las iteraciones finales, indicando que el flujo ha alcanzado un estado estacionario numéricamente consistente (ver Figura 196). Con la solución convergida, se continúa con el postproceso e interpretación de los resultados, presentando la distribución de presión estática, el análisis del campo de velocidad y la formación de estela, y la obtención de la fuerza de arrastre.

Figura 196.Historia de residuales/monitor de convergencia y reporte de finalización del solver CFX.

6.2.1. Postproceso e interpretación de resultados CFD (Campos de velocidad y

presión).

El propósito de este capítulo, es identificar y describir los fenómenos de flujo dominantes alrededor del vehículo a partir de los campos calculados, con énfasis en la distribución de velocidad y presión, por ser las variables base para caracterizar el comportamiento aerodinámico.

El análisis se desarrolla mediante contornos y planos de corte representativos en vistas frontal, lateral, trasera y global, los cuales permiten evidenciar la interacción del flujo con la geometría, la presencia de zonas de estancamiento, regiones de aceleración/desaceleración y la formación de estela aguas abajo. Asimismo, se examina la presión estática, asociada a la

distribución de cargas sobre la superficie y a la contribución por presión al arrastre, y se complementa con la visualización de presión total (o de estancamiento) para apoyar la interpretación del campo de flujo.

El análisis se presenta bajo las condiciones de operación y las simplificaciones numéricas adoptadas en el modelo.

6.2.1.1.

Distribución de presión y regiones críticas en el análisis CFD (ANSYS

CFX).

Se interpreta el campo de presión obtenido en ANSYS CFX para la carrocería del vehículo tipo prototipo bajo un flujo incidente uniforme, con el fin de identificar zonas críticas asociadas a estancamiento, aceleración del flujo, gradientes de presión y formación de estela. Para el postproceso se analizan dos variables complementarias:

1. Presión estática (Pressure): Corresponde a la presión termodinámica local del fluido y es

la magnitud que actúa directamente sobre las superficies. Su análisis permite localizar regiones de sobrepresión (impacto o frenado del flujo sobre el cuerpo) y regiones de depresión o succión (aceleración del flujo sobre superficies curvas y/o presencia de baja presión en la zona de estela).

2. Presión total (Total Pressure) o presión de estancamiento: Representa la energía

mecánica del flujo por unidad de volumen e incluye el aporte estático y cinético, de forma que, idealmente, tÊ = t + Ó1

2 · 4 · K0Ô

(122)

En un flujo real con viscosidad y turbulencia, (tÊ), disminuye en regiones con pérdidas irreversibles (fricción, separación y mezcla), por lo que esta variable es útil para identificar zonas donde el flujo pierde energía, especialmente en la capa límite y en la estela (wake). Debe considerarse que el modelo incorpora un piso fijo, lo cual favorece el desarrollo de capa límite sobre el suelo e influye en el campo de presiones cerca de la parte inferior del vehículo y en el entorno de las ruedas. En consecuencia, las regiones próximas al piso deben interpretarse teniendo en cuenta esta condición de frontera.

Para la lectura de valores se debe tener en cuenta que, en los mapas de “Pressure Contour”, la barra de colores representa la presión estática local en (tf), (habitualmente mostrada como presión relativa respecto a la referencia del caso). La interpretación cualitativa general es:

• Rojo/naranja: Sobrepresión alta, típica de zonas de estancamiento donde el flujo reduce su velocidad y la presión aumenta.+5.47 × 10¶Pa +8.12 × 10¶Pa. • Amarillo: Sobrepresión moderada, asociada a regiones cercanas al frente o a zonas de compresión del flujo sin separación marcada, aprox. +2.82 × 10¶Pa. • Verde claro–verde: Presión cercana a referencia, aprox. +1.71Pa −2.48 × 10¶Pa • Verde oscuro–verde azul: Depresión moderada, asociada a aceleración del flujo sobre la carrocería (succión aerodinámica) y/o curvaturas que inducen caída de presión, aprox. −5.13 × 10¶Pa −1.04 × 100Pa.

• Azul: Depresión alta, aprox. −1.31 × 100Pa −1.84 × 100Pa.

6.2.1.1.1.

Presión estática (Vista global del dominio).

En la Figura 197, se presenta el contorno de presión estática para el caso de flujo incidente a 25 km/h. Se observa que, en la mayor parte del volumen de control, el campo de presión permanece cercano al valor de referencia (tonos predominantes verde–amarillo), lo cual indica que el dominio está correctamente dimensionado y que no se inducen gradientes artificiales lejos del vehículo. Las variaciones más relevantes se concentran en el entorno inmediato de la carrocería y en la vecindad del piso, donde la presencia del cuerpo y la condición de pared generan perturbaciones locales del flujo.

Figura 197.Presión estática (Vista global del dominio de la presión estática). En términos de magnitud, la escala mostrada en la figura se encuentra en el orden de 10¶–100 Pa (aprox. desde −1.84 × 100 Pahasta +8.12 × 10¶ Pa), coherente con un régimen de baja velocidad. De manera global, esta vista confirma que las regiones de interés aerodinámico (sobrepresión en zonas de impacto/estancamiento y depresión asociada a aceleración del flujo y/o estela aguas abajo) quedan localizadas alrededor del vehículo,

validando la consistencia del montaje CFD para el análisis posterior en vistas localizadas y planos de corte.

6.2.1.1.2.

Presión estática (Vista local de la carrocería y ruedas frontales). La Figura 198, muestra la distribución de presión estática sobre la superficie del vehículo y su interacción con el piso del dominio. En la mayor parte de la carrocería predominan tonos verdes, indicando presiones cercanas a la referencia y gradientes moderados, coherentes con una geometría de transición suave tipo “gota”.

En la región frontal (nariz/cara de ataque) se identifica la zona de sobrepresión asociada al frenado local del flujo (estancamiento parcial). Para este caso, el valor reportado en la nariz es aproximadamente 29.54 Pa, mientras que en las superficies frontales de las ruedas delanteras se registran valores del orden de 28.82 Pa. De forma consistente, el carenado de la rueda trasera también muestra sobrepresión moderada, con un valor aproximado de 24.35 Pa, evidenciando que dichas superficies actúan como zonas de interacción directa con el flujo incidente. Por otra parte, se observa que la cresta superior de la carrocería permanece en rangos cercanos a la referencia (zonas verdes), lo cual sugiere ausencia de una succión marcada en ese tramo para la condición de operación evaluada. En términos de lectura aerodinámica, este patrón indica que la carrocería evita incrementos abruptos de presión adversa en la parte superior, favoreciendo la permanencia de un flujo estable y guiado sobre la superficie En la zona posterior de la carrocería se aprecia un cambio del patrón de presión respecto a la región media del cuerpo. En particular, alrededor del conjunto trasero (volumen de cierre donde se integra el sistema posterior) se observan áreas en tonos amarillo–verde, que evidencian gradientes locales de presión asociados a la geometría no completamente continua en esa

sección (transiciones, aristas y cambios de sección). Este comportamiento es relevante porque la parte posterior es la región donde el flujo tiende a perder capacidad de recuperación de presión y donde se origina el déficit de presión que alimenta la estela. Aunque en esta vista no se representa completamente la estela aguas abajo (lo cual se analiza con mayor claridad mediante presión total y campo de velocidades en los planos longitudinales), la distribución superficial sugiere que la región posterior concentra parte del aporte al arrastre de forma, debido a que el flujo debe adaptarse a una geometría de salida menos gradual que la ideal “gota” y, por tanto, es más propensa a inducir separación o una recuperación de presión menos eficiente.

Figura 198.Presión estática (Vista local de la carrocería y ruedas frontales). Con lo anterior, el análisis de presión estática permite ubicar las zonas de mayor carga por presión y anticipar la región posterior como área crítica; por ello, en el siguiente apartado se evalúa la presión total para caracterizar pérdidas y estela.

6.2.1.1.3.

Presión total (Presión de estancamiento, Vista lateral: distribución a lo largo de la carrocería).

Figura 199.Contorno de presión total en plano longitudinal XZY + líneas de corriente La Figura 199, presenta el contorno de presión total (tÊ), en una vista lateral del dominio, acompañado por líneas de corriente. En CFD, (tÊ), se interpreta como una medida de la “energía mecánica” del flujo por unidad de volumen en cada punto (suma del aporte de presión estática y del aporte asociado a la velocidad). Si el aire pudiera frenarse idealmente hasta velocidad cero sin disipación, ese valor se mantendría; sin embargo, en un flujo real, (tÊ),disminuye cuando parte de esa energía se consume para vencer efectos viscosos y turbulentos del movimiento del aire.

En el flujo libre aguas arriba (zona previa al vehículo), el campo aparece relativamente uniforme (tonos verdes–amarillo), lo cual confirma que la condición de entrada es estable y que el dominio no introduce perturbaciones importantes antes de interactuar con la carrocería.

• Región frontal: El flujo antes de rodear la carrocería es constante y al aproximarse a la

nariz, las líneas de corriente se desvían para rodear el cuerpo. Esta zona corresponde al inicio de la interacción flujo–vehículo, el aire reduce su componente de velocidad normal

a la superficie y cambia de dirección. En términos físicos, el vehículo obliga al flujo a modificar su trayectoria, y esa reorganización impone un intercambio local entre velocidad y presión (lo que ya se ve claramente en presión estática en las figuras anteriores). En presión total, el interés aquí no es “dónde sube”, sino observar que el flujo todavía conserva un nivel de (tÊ) cercano al del flujo libre, porque aún no se ha formado una región extendida de disipación aguas abajo.

• Parte superior: El guiado del flujo sobre la curvatura principal o sobre la superficie

superior, se muestra en forma de líneas de corriente continuas y pegadas a la geometría durante un tramo amplio, lo cual indica que el aire logra seguir la forma de la carrocería sin desprenderse de manera temprana, tal que el flujo se mantiene ordenado y no se aprecia, en esta vista, una zona grande de recirculación justo después de la cresta. Esto es consistente con el propósito geométrico tipo gota, conducir el flujo suavemente para evitar que se desprenda bruscamente.

• Zona posterior: El fenómeno principal de esta figura aparece detrás del vehículo, donde

las líneas de corriente dejan de seguir una trayectoria paralela y empiezan a abrirse y a mostrar un patrón menos uniforme. Esa región posterior es la estela (wake) y se define como el volumen de aire que queda inmediatamente aguas abajo del cuerpo con dos características clave:

o Velocidad menor que la del flujo libre: El aire que pasó muy cerca de la superficie del vehículo y del piso, se frena por efectos viscosos; por eso, al salir hacia la parte posterior, una porción del flujo queda con menor velocidad que el aire que viaja por fuera.

o Mezcla entre dos corrientes de distinta velocidad: En el borde de la estela coexisten, una corriente externa más rápida (flujo libre que rodeó el vehículo), y una corriente interna más lenta (aire frenado cerca de paredes y alrededor de ruedas/carenados). Al encontrarse estas dos corrientes, aparece una zona de fuerte gradiente de velocidad, que induce vórtices y turbulencia. Esa turbulencia genera una mezcla (mezcla de aire rápido con aire lento) hasta que el perfil de velocidades se va homogeneizando aguas abajo. Ese proceso (aire rápido + aire lento + turbulencia) implica que parte de la energía mecánica inicial del flujo se transforma en movimiento fluctuante y en disipación viscosa; por eso, en la estela se observa un déficit de presión total (tonos más fríos respecto al flujo libre). En términos de interpretación, la mancha de (tÊ) menor, detrás del vehículo, es evidencia directa de pérdidas de energía del flujo producidas por la estela. Cuanto más extensa y más intensa sea esa región de (tÊ), mayor es el costo aerodinámico del cuerpo, porque el vehículo deja una huella de flujo menos energético que el ambiente.

• Influencia del piso: En este caso, la condición “No Slip Wall” significa que el aire en

contacto con el piso y con la superficie del vehículo tiene velocidad relativa cero en la pared. Eso genera, inevitablemente, una capa límite, que es una región delgada cerca de la pared donde la velocidad del aire pasa de cero en la superficie a aproximadamente la velocidad del flujo externo al alejarse. Por ello, en la zona inferior (vehículo–piso) el flujo tiende a ser más sensible y a mostrar mayor distorsión de líneas de corriente: el aire se frena más cerca del suelo, y esa franja de aire más lento alimenta la parte inferior de la estela. En otras palabras, el piso contribuye a que la estela tenga también un componente inferior,

porque el aire cercano al suelo llega a la región posterior con menor energía y luego se mezcla con el flujo más rápido que pasa por arriba.

Observando detalladamente la Figura 199, en la parte posterior, muestra que el fenómeno aerodinámico dominante del caso (wake), no es una anomalía en el flujo libre, sino la formación de una estela posterior donde conviven aire rápido y aire frenado, generando turbulencia y un déficit de presión total aguas abajo; esta interpretación se complementa en el siguiente apartado con el análisis del campo de velocidad longitudinal, que permite visualizar con mayor detalle la magnitud y extensión de dicha estela.

6.2.1.2.

Distribución de la velocidad longitudinal y formación de estela en el análisis CFD.

En esta sección se analiza el campo de velocidad calculado en ANSYS CFX para un flujo incidente de 25 km/h (6.94 m/s). La variable postprocesada corresponde a “Velocity u”, definida como la componente longitudinal de la velocidad en el eje "³" del sistema de coordenadas del modelo. En consecuencia, los contornos presentados no representan la magnitud total ∣KÖ⃗∣, sino únicamente cuánto se mueve el aire en la dirección longitudinal. Dado que en el modelo el flujo entra alineado con el eje longitudinal, la velocidad del flujo libre (lejos del vehículo) se identifica por valores de (Ø) cercanos a la velocidad impuesta en la entrada. En este caso, y según la convención del eje adoptada en el modelo, dicha dirección aparece con Ø < 0 m/s; por tanto, valores negativos representan el flujo avanzando en el sentido principal de entrada–salida, mientras que:

valores de Ø ≈0 m/s indican frenado fuerte del flujo (por ejemplo, cerca de superficies sólidas donde la velocidad relativa del aire tiende a cero), y valores de Ø > 0 m/s indican

retroceso local del flujo en "³", es decir, una región donde el aire se mueve momentáneamente en contra del sentido principal; esto suele ocurrir aguas abajo del vehículo, dentro de la estela (zona posterior de flujo perturbado).

Adicionalmente, el modelo incorpora piso y carrocería como pared “No–Slip”, lo que significa que el aire en contacto con estas superficies tiene velocidad relativa nula. En la práctica, esto genera una región cercana a las paredes donde el flujo pasa de “casi cero” a “flujo libre” a medida que se aleja de la superficie; esta condición afecta principalmente la zona inferior (alrededor del piso y ruedas) y contribuye al patrón de velocidades que alimenta la estela.

Para facilitar la lectura, el campo de velocidad se analiza en tres vistas: frontal, lateral y trasera, y finalmente se presenta una vista global del dominio para sintetizar los fenómenos observados.

Lectura de la escala:

• Azules intensos: Flujo longitudinal alto en el sentido principal (aceleraciones locales), (≈

−10 a −8.7 m/s).

• Azules–verdes: Flujo libre o ligeramente desacelerado, (≈ −7.4 a −4.9 m/s).

• Verdes–amarillos: Desaceleración marcada, (≈ −3.6 a −1.0 m/s).

• Amarillo cercano a 0: Flujo casi detenido en dirección ³(típico cerca de paredes/zonas de

frenado), (≈ −1 a 0 m/s).

• Naranja/rojo: Retroceso local del flujo (indicio de estela/recirculación aguas abajo), (Ø >

0).

6.2.1.2.1.

Análisis frontal del campo de velocidad longitudinal (Velocity u). La Figura 200 presenta el contorno de “Velocity u” en vista frontal. Esta vista es útil para verificar dos aspectos: La coherencia del campo de velocidades respecto a la condición “No–Slip” en carrocería y piso, y la simetría global del flujo en el plano frontal bajo un viento incidente uniforme.

Figura 200. Campo de velocidad longitudinal (vista frontal).

En primer lugar, sobre la superficie del vehículo (carrocería y ruedas) se observan valores de (Ø) cercanos a cero (tonos amarillos/verde claro en la escala usada). Este comportamiento es consistente con la condición “No–Slip”. En una pared no–slip, el aire no se desliza respecto a la superficie, de modo que la componente longitudinal "Ø" tiende a anularse en la pared. Es decir, el contorno confirma que el modelo está imponiendo correctamente la condición física de “velocidad relativa nula” en el contacto aire–superficie. En segundo lugar, al alejarse de la carrocería hacia el dominio exterior, el flujo debe recuperar valores cercanos al flujo libre (componente longitudinal aproximadamente constante

en el sentido principal). Aunque esta vista frontal enfatiza principalmente las superficies y el plano de visualización, el patrón general indica que el frenado fuerte queda concentrado en la vecindad inmediata del vehículo (donde Ø →0), mientras que lejos del cuerpo la componente longitudinal se mantiene en el rango característico del flujo impuesto. En síntesis, la vista frontal confirma, el frenado del flujo en contacto con carrocería, ruedas y piso por la condición no–slip, y la coherencia del campo de velocidad impuesto; en los apartados siguientes se analiza la vista lateral y trasera, donde se caracteriza explícitamente la formación de estela y las regiones de posible retroceso local del flujo.

6.2.1.2.2.

Análisis lateral del campo de velocidad y líneas de corriente.

En la Figura 201, se muestra el contorno de velocidad longitudinal, es decir, la componente de la velocidad del aire en el eje principal de avance (eje X del modelo), junto con líneas de corriente que representan la trayectoria instantánea del flujo.

Figura 201. Contorno de velocidad longitudinal y líneas de corriente en el plano longitudinal (vista lateral).

En la zona frontal del vehículo (cara de ataque), se observa el fenómeno típico de frenado del flujo por impacto contra el cuerpo (región de estancamiento), las líneas de corriente llegan al frente, la velocidad longitudinal disminuye cerca del punto de impacto, y el flujo se redistribuye hacia arriba y hacia abajo para rodear la carrocería. En la Figura 201, esa redistribución ocurre de forma ordenada (líneas limpias y sin ruptura inmediata), lo cual sugiere que no hay separación temprana dominante en el frente bajo estas condiciones. Sobre la superficie superior (desde la zona frontal hacia la cresta del techo) las líneas de corriente aparecen más juntas y ordenadas, esta concentración indica que el flujo es guiado por la curvatura, el aire se pega al contorno (sigue la forma) y mantiene una dirección longitudinal dominante. En este tramo, el comportamiento es coherente con una carrocería tipo “gota”, donde la intención geométrica es conducir el flujo sin cambios bruscos que obliguen al aire a separarse de la superficie.

A lo largo del piso, las líneas de corriente se mantienen prácticamente paralelas y con una coloración mayormente verde en la zona inferior del dominio. Esto indica que, en el plano mostrado, el aire bajo el vehículo se desplaza con una componente longitudinal menor (|u| más baja) que la del flujo libre, pero sin evidencias de separación fuerte (no se aprecia un “abanico” caótico ni inversión marcada de líneas en esa franja). Es importante notar que la capa límite del piso (la franja extremadamente delgada donde el aire llega a velocidad casi cero justo sobre la pared por efecto viscoso) no necesariamente se distingue en esta Figura 201, porque el plano de visualización y la escala del contorno están dominados por el flujo del volumen; por eso, lo que se aprecia es más bien el flujo externo cercano al piso, ordenado y ligeramente desacelerado respecto al flujo libre.

Un rasgo local claramente visible es la zona azul/verdoso alrededor del carenado/volumen frontal inferior (protector de la rueda/componente inferior), allí, las líneas de corriente se curvan y se comprimen, y el contorno cambia hacia tonos de mayor magnitud de velocidad longitudinal (más negativo, azul/verdoso). Esto se interpreta como una aceleración local del flujo causada por dos efectos geométricos que sí se ven en la figura; el aire es “guiado” para rodear el volumen inferior, y se crea un paso más estrecho entre la geometría y el piso, forzando al flujo a pasar por una región más confinada, lo cual incrementa localmente la velocidad en esa dirección.

Finalmente, la estela (wake) debe leerse en relación directa con la cola del vehículo, en la parte posterior, las líneas de corriente dejan de cerrarse inmediatamente detrás del cuerpo y se observa una región donde el flujo tarda en volver al patrón uniforme del dominio. En la Figura 201, la estela se manifiesta como una zona posterior donde las líneas se abren y el contorno mantiene valores de velocidad longitudinal más bajos que los del flujo libre, indicando que el aire sale recuperándose después de rodear la carrocería. El hecho de que no se observe una gran región de inversión (u > 0) ni un desorden intenso en la vista lateral sugiere que, para esta geometría tipo gota y a 25 km/h, la estela es relativamente contenida (lo cual es coherente con un diseño que busca minimizar pérdidas por separación). En términos aerodinámicos, una estela más corta/ordenada implica, en general, menor penalización de arrastre por presión en la parte posterior, porque el flujo logra reconectar su patrón con menos déficit aguas abajo. En resumen, la figura evidencia, un frente con redistribución ordenada del flujo (estancamiento sin separación temprana dominante), una aceleración local clara en el entorno del carenado inferior, y una estela posterior presente, pero sin señales fuertes de recirculación masiva en esta vista, consistente con la intención geométrica de una carrocería tipo gota.

6.2.1.2.3.

Análisis trasero del campo de velocidad longitudinal (estructura de la estela) En la Figura 202, se presenta el contorno de la componente longitudinal de la velocidad en una vista trasera del dominio. Esta vista permite evaluar cómo sale el flujo detrás de la carrocería y, especialmente, si existe una zona de estela caracterizada por reducción significativa de la velocidad longitudinal y/o recirculación (regiones donde el flujo local se devuelve en el eje X).

En primer lugar, se observa que el campo de velocidad en la sección mostrada es mayoritariamente uniforme y no presenta manchas extensas con cambios bruscos de color. Este comportamiento indica que, en el plano de visualización y a esta escala, el flujo que atraviesa la sección trasera conserva una componente longitudinal relativamente estable, sin evidencias de una estela ancha dominada por zonas de fuerte desaceleración.

Un aspecto importante en esta figura es la ausencia de regiones amplias en tonos cálidos (rojo/naranja). De acuerdo con la escala, estos tonos corresponderían a valores de velocidad positivos (flujo longitudinal en sentido contrario al flujo principal), lo cual sería un indicador directo de recirculación o “backflow” en la estela. Al no observarse una zona posterior extensa con esa firma de u > 0, se infiere que no aparece una burbuja de recirculación grande detrás del vehículo bajo las condiciones evaluadas (25 km/h, dominio y fronteras definidos). Adicionalmente, la distribución alrededor de las ruedas y de la parte inferior no muestra una asimetría marcada en esta vista, lo que sugiere que el flujo aguas abajo no está siendo dominado por vórtices laterales intensos.

La vista trasera del campo de velocidad sugiere que la estela longitudinal generada por la carrocería es contenida y que, para este caso, no se evidencian regiones extensas de

recirculación detrás del vehículo. Esta respuesta es consistente con la intención aerodinámica de una geometría tipo gota, donde se busca que el flujo se mantenga lo más adherido posible y que la recuperación aguas abajo ocurra con una perturbación reducida.

Figura 202.Campo de velocidad longitudinal (vista trasera).

En conclusión, las tres vistas confirman un patrón coherente con una carrocería de tipo “gota”, flujo ordenado aguas arriba, aceleración guiada sobre la curvatura superior, desaceleración cercana al piso por condición de pared, y una estela posterior identificable pero controlada, que será clave al momento de relacionar estos campos con el cálculo de fuerza de arrastre y (32).

6.2.2. Cálculo de la fuerza de arrastre y del coeficiente de arrastre

.

En este apartado se cuantifica el arrastre aerodinámico del vehículo bajo las condiciones del caso CFD (flujo incidente uniforme de 25 km/h) y, a partir de ese resultado, se calcula el coeficiente de arrastre (32). Para ello se siguen dos pasos: Extraer del postproceso la fuerza de

arrastre (componente en el eje longitudinal del avance) y calcular el área frontal de referencia (*N) en CAD para aplicar la definición estándar de (32). El valor de (32) obtenido permite ubicar el diseño dentro de un rango típico de comportamiento aerodinámico y sirve como base para discutir su impacto energético a velocidad de operación de competencia.

6.2.2.1.

Obtención de la fuerza de arrastre en ANSYS CFX (postproceso).

A partir de la solución convergida, se emplea la herramienta “Function Calculator” para integrar la fuerza aerodinámica sobre la superficie del vehículo. En la Figura 203, se muestra el cálculo realizado, donde se obtiene una fuerza longitudinal de $Ù = −5.86604k .

Figura 203.Cálculo de fuerza aerodinámica longitudinal mediante “Function Calculator” (ANSYS CFX–Post).

El signo negativo se debe a la convención del sistema de referencia, la fuerza aparece con dirección opuesta al sentido positivo del eje ³ (el flujo empuja el vehículo en sentido contrario al avance). Para el cálculo de (32) se usa la magnitud de la fuerza de arrastre: ∣$Ù ∣= 5.86604k

6.2.2.2.

Determinación del área frontal de referencia  en SolidWorks.

Para obtener el área frontal (*N), se utiliza el modelo CAD del vehículo en SolidWorks. Primero se toma como referencia la vista frontal del vehículo (Figura 204). Luego se genera un plano frontal y se dibuja un croquis que reproduce la silueta frontal efectiva (Figura 205). A partir de dicho croquis se realiza una extrusión auxiliar únicamente con el fin de poder consultar sus propiedades físicas y leer el área proyectada (Figura 206). El resultado obtenido fue:

*N = 1.2047 m0

Figura 204. Vista frontal del vehículo utilizada como referencia para el área frontal £*N¤.

Figura 205. Croquis de la silueta frontal del vehículo sobre el plano de referencia.

Figura 206. Propiedades físicas del sólido extruido: área frontal equivalente *N.

6.2.2.3.

Cálculo del coeficiente de arrastre

.

Con la fuerza de arrastre ($Ù), el área frontal (*N), y las condiciones del aire del caso (4 a 1 atm y 25 °C), haciendo referencia de la ecuación ( 3), se calcula (32) con la expresión: $Ù = 1

2 4  · 32 ·A· /0

(123)

Despejando 32:

3Ù =

2 · $Ù

4 · *  · /0

(124)

Donde:

•

4 = 1.18

ÛÜ aÝ • K = 25 Ûa Þ = 6.944 Q

7

• *N = 1.2047m0 • $Ù = 5.86604N (magnitud) Sustituyendo:

3Ù =

2 · 5.86604 N

1.18 kg

m’ · 1,2047m 0 · P6.94

: R

0 = 0.1714

El valor obtenido (32 ≈0.17) se ubica en un rango aerodinámicamente favorable cuando se contrasta con referencias típicas de geometrías y vehículos convencionales mostradas en la Figura 36, (automóviles de calle usualmente alrededor de 32 ∼0.30–0.45, mientras que geometrías poco aerodinámicas pueden superar 0.6). En consecuencia, para las condiciones de operación evaluadas (25 km/h, dominio tipo “túnel de viento” y la configuración de fronteras adoptadas), la carrocería propuesta muestra un comportamiento consistente con una forma de baja resistencia, lo cual respalda el objetivo del diseño orientado a reducir pérdidas energéticas asociadas al arrastre durante la marcha.

Para vincular el resultado con desempeño energético, se estimó el costo aerodinámico a la velocidad de operación mediante la potencia asociada al arrastre: tÙ = $Ù ·K ≈(5.87N) P6.944

: R ≈41 W Esto indica que, a 25 km/h, el vehículo requiere del orden de decenas de vatios únicamente para vencer el arrastre aerodinámico bajo las condiciones simuladas (equivalente a un gasto energético aproximado de $Ù ⋅1 km ≈5.87 kJ, es decir ≈1.63 Wh/km). En el contexto de Shell Eco-marathon, donde pequeñas diferencias de demanda energética se reflejan directamente en el consumo específico, estos resultados justifican el uso de CFD como herramienta de verificación y refinamiento, el postproceso permite ubicar con claridad las regiones donde se originan las mayores pérdidas por estela y gradientes de presión, orientando mejoras geométricas localizadas (transiciones, cierre de estela y detalles externos) sin alterar el concepto aerodinámico general de la carrocería.

La evaluación aerodinámica mediante CFD permitió caracterizar el comportamiento del flujo alrededor de la carrocería y cuantificar el arrastre bajo las condiciones de operación definidas, dando cumplimiento al objetivo específico 4.

7. Metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de

un automóvil tipo prototipo.

El propósito de este capítulo es consolidar una metodología reproducible para el diseño paramétrico integrado del chasis y la carrocería de un vehículo tipo prototipo orientado a pruebas de eficiencia energética, donde el desempeño final depende de la coherencia entre, la geometría paramétrica en CAD, verificación por cálculos de dinámica vehicular, evaluación estructural CAE bajo escenarios operacionales y de seguridad, y evaluación aerodinámica CFD de la carrocería.

La metodología se formula como un proceso por etapas con ciclos de iteración. Su carácter paramétrico implica que el diseño no se define como una única geometría fija, sino como una familia de configuraciones generadas por variables, por ejemplo, dimensiones de perfil, espesores, masa total/piloto, etc., que luego son depuradas con criterios de aceptación. En términos prácticos, el proceso queda alineado con el recorrido desarrollado en los capítulos técnicos del trabajo, modelado y parametrización CAD del chasis y carrocería, cálculos de dinámica vehicular, análisis estructural con casos de carga, y evaluación aerodinámica CFD con cálculo de arrastre.

7.1. Entradas del proceso y definición del espacio paramétrico. La metodología parte de un conjunto de entradas que deben fijarse desde el inicio para evitar iteraciones improductivas, requisitos y restricciones del proyecto, reglamento de competencia, límites dimensionales, condiciones de seguridad, masa del piloto, velocidad objetivo.

• Arquitectura del vehículo y subsistemas: Configuración general (número de

ruedas, ubicación de piloto, tren motriz, dirección, frenos, etc.) y restricciones geométricas derivadas del ensamble e interferencias.

• Variables paramétricas (diseño): Parámetros que gobiernan la generación

automática de variantes de chasis y carrocería (secciones, espesores, distancias clave, alturas, anchos, batalla, holguras funcionales, etc.).

• Criterios de evaluación: Métricas de aceptación estructural (esfuerzo),

dinámica (adherencia, frenado, vuelco), y aerodinámica (arrastre, estela, coherencia del flujo).

En esta etapa es crítico fijar la lógica de parametrización, qué parámetros son libres (explorables) y cuáles se consideran fijos (por norma, empaquetamiento o manufactura). Esta definición establece el espacio de diseño que luego se somete a un barrido paramétrico mediante CAE/CFD y análisis de datos.

7.2. Etapas de la metodología propuesta

7.2.1. Etapa A: Diseño CAD paramétrico del chasis y del ensamble funcional. Se desarrolla el chasis en CAD y se asegura que el modelo sea ensamblable y funcional mediante la integración progresiva de subsistemas (piso estructural, asiento, conjunto ruedatransmisión, base motor, tanque, sistemas eléctricos/electrónico, dirección, pedales, ensamble final). El objetivo de esta etapa es garantizar que el chasis paramétrico controle interfaces (puntos de montaje, holguras, rutas, apoyos) que más adelante condicionan cargas y restricciones del modelo CAE. Posteriormente se implementa la parametrización, se definen dimensiones controladoras, relaciones geométricas y reglas de actualización para generar variantes sin reconstrucción manual del modelo.

7.2.2. Etapa B: Modelado paramétrico de la carrocería.

Simultáneamente al desarrollo del chasis paramétrico, se modela la carrocería con enfoque, se modela la carrocería con enfoque modular/paramétrico, asegurando compatibilidad con el chasis y con el empaquetamiento del piloto y subsistemas. El objetivo es que la carrocería pueda adaptarse a cambios del chasis sin perder continuidad geométrica ni invadir zonas funcionales.

7.2.3. Etapa C: Cálculos de dinámica vehicular para cargas y criterios operacionales. Se realizan cálculos de dinámica vehicular para cuantificar cargas representativas y verificar consistencia funcional, aceleración y resistencias (rodadura y arrastre), tracción disponible y criterio de arranque, tiempo a velocidad objetivo, transferencia de carga, adherencia/patinaje, levantamiento del eje delantero; además de dinámica en curva (aceleración lateral, adherencia lateral, criterio cuasi-estático de vuelco) y dinámica de frenado (desaceleración requerida, límite por adherencia, reparto, transferencia longitudinal, criterio de no bloqueo y selección de freno). Esta etapa cumple dos funciones metodológicas:

• Define las magnitudes de carga que alimentan los casos CAE.

• Establece criterios (de adherencia, estabilidad y frenado) que acotan el diseño

antes de simular.

7.2.4. Etapa D: Preparación del modelo CAE del chasis (limpieza, contorno y

convergencia).

Se adapta el CAD para análisis estructural (simplificación, idealizaciones, definición del modelo mecánico), se definen casos de carga y condiciones de contorno operacionales, restricciones y apoyos (representación de ruedas), y se establecen solicitudes de resultados por componente y/o automatización. Luego se realiza un estudio de convergencia de malla, región

crítica, barrido, métricas, criterio de convergencia y selección de malla final aplicable al chasis completo.

7.2.5. Etapa E: Barrido paramétrico y verificación estructural bajo cargas estáticas y

dinámicas.

Con el modelo CAE estabilizado (malla final y configuración consistente), se ejecuta el conjunto de simulaciones requerido por el barrido paramétrico. Posteriormente se realiza la extracción/consolidación y un esquema de análisis de datos con criterios de evaluación para:

• Verificación estática bajo peso propio.

• Verificación estática bajo peso propio + carga adicional representativa.

• Verificación dinámica operacional en frenado.

• Verificación dinámica operacional en curva.

La lógica metodológica aquí es filtrar el espacio paramétrico, cada condición elimina configuraciones que no cumplen, hasta obtener un conjunto reducido de candidatos.

7.2.6. Etapa F: Evaluación de impacto frontal (método cuasi-estático por fuerza

equivalente).

Se incorpora una evaluación de seguridad simplificada mediante el principio trabajo– energía para obtener una fuerza equivalente a una condición de impacto a velocidad objetivo, y se verifica el chasis bajo esa fuerza equivalente (incluyendo escenarios conservadores con factor de seguridad).

7.2.7. Etapa G: Preparación CFD de la carrocería (geometría, dominio y malla). Se prepara la geometría para CFD (reparación/cierre), se importa y consolida el sólido, se define el volumen de control (dominio), se genera el dominio fluido y se nombran fronteras; luego se genera la malla del dominio fluido.

7.2.8. Etapa H: Configuración CFD (Setup), simulación y postproceso. Se configuran los modelos y condiciones de frontera, se ejecuta la simulación, y se postprocesan campos de presión y velocidad (incluyendo interpretación de regiones críticas, aceleración/desaceleración del flujo y estructura de estela).

7.2.9. Etapa I: Obtención del arrastre y cálculo de

.

Con el postproceso, se obtiene la fuerza de arrastre, se determina el área frontal de referencia en CAD y se calcula el coeficiente de arrastre 32. 7.2.10. Etapa J: Integración de resultados y selección del diseño paramétrico final. Finalmente, se integran los resultados estructurales y aerodinámicos para:

• Seleccionar el conjunto de parámetros que satisface criterios de resistencia y

seguridad.

• Verificar coherencia dinámica (frenado, curva, estabilidad).

• Confirmar desempeño aerodinámico aceptable (arrastre y estructura de estela

coherentes con el objetivo del vehículo).

Esta etapa cierra el ciclo paramétrico, el diseño final no es un único modelo, sino una plantilla paramétrica que, al variar entradas (por ejemplo, masa del piloto o selección de perfil), produce automáticamente una configuración que ya está validada dentro del dominio de estudio.

La metodología propuesta formaliza un enfoque integrado y paramétrico para el desarrollo de un vehículo prototipo, donde el CAD no se trata como un modelo estático, sino como un generador de variantes controladas por parámetros. El proceso se estructura en etapas verificables (dinámica, CAE y CFD,) y se soporta en tabulación y filtrado para transformar

múltiples simulaciones en decisiones de diseño trazables (ver Figura 207). De este modo, el objetivo de obtener un diseño paramétrico final se materializa como un conjunto de reglas y criterios que permiten reproducir el diseño para distintas condiciones de operación, manteniendo coherencia estructural y aerodinámica dentro del dominio de análisis planteado.

Figura 207. Metodología para el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un automóvil tipo prototipo Inicio A. Definir requisitos del proyecto y restricciones.

B. Definir variables paramétricas (chasis + carrocería).

C. Modelar CAD paramétrico del

chasis + integrar subsistemas D. Modelar CAD paramétrico de carrocería E. Cálculos de dinámica vehicular (aceleración, curva, frenado) → cargas y criterios F. Preparar CAE del chasis (simplificación + contactos + resultados) G. Convergencia de malla (malla final) H. Barrido paramétrico CAE (casos estáticos y dinámicos)

I. Tabulación y filtrado por

criterios (esfuerzo admisible / FS; servicio; etc.)

J. Impacto frontal por fuerza equivalente (cuasi-estático). ¿Cumple criterios estructurales?

Si No K. Preparar CFD carrocería (cierre, dominio, malla).

L. Setup CFD + simulación

Ajuste/Refuerzo del chasis ¿Cumple seguridad?

No Ajuste/Refuerzo del chasis M. Postproceso (presión, velocidad, estela) N. Calcular $Ù, *N y 32 ¿Desempeño aerodinámico aceptable?

Ajustar geometría carrocería Si No O. Integración final (CAE + CFD + dinámica) selección del diseño paramétrico final. Fin Si

8. Conclusiones.

En el presente trabajo se desarrolló el diseño paramétrico del chasis y la carrocería de un vehículo tipo prototipo para la competencia Shell Eco-marathon, integrando herramientas CAD/CAE/CFD y un esquema de evaluación sustentado en criterios estructurales y aerodinámicos. A partir de un modelo paramétrico y modular, se consolidó un flujo de análisis replicable, útil para reducir el espacio de diseño, identificar configuraciones viables y justificar técnicamente el diseño final en términos de esfuerzo, deformación e interacción fluido– carrocería.

Se desarrolló un prototipo virtual paramétrico del chasis conservando una geometría estructural única y parametrizando la sección transversal (perfil y espesor), de modo que los cambios de configuración pudieran evaluarse de forma sistemática sin reconstruir el ensamble completo.

Se construyó un prototipo virtual paramétrico del chasis conservando una geometría estructural única y parametrizando la sección transversal (perfil y espesor), permitiendo evaluar cambios de configuración sin reconstruir el ensamble completo. El diseño conceptual consolidó una arquitectura tipo prototipo coherente con la competencia, con chasis multitubular tipo cercha, material Al 6061-T6 y decisiones de integración funcional de subsistemas (motor, dirección, frenos y transmisión).

La carrocería se modeló con un enfoque paramétrico y modular, facilitando ajustes geométricos controlados y compatibilidad con la variación dimensional del chasis. Este modularidad reduce el esfuerzo de rediseño ante cambios de perfil/espesor y soporta iteraciones futuras sobre la envolvente aerodinámica.

El análisis estructural se organizó como un proceso de depuración secuencial (estático y dinámico operacional), aplicando el criterio de aceptación por esfuerzo Qfg ≤ f2Q, con FS = 1.25, esto permitió transformar resultados CAE por componente en una decisión de diseño clara (cumple/no cumple) por configuración.

El filtrado progresivo fue efectivo para reducir el espacio de diseño, de 102 configuraciones se llegó a 16 viables, evidenciando que el caso de dinámica operacional en curva gobierna la depuración final al inducir los estados más exigentes dentro de los escenarios considerados. Como resultado, se obtuvo un conjunto de configuraciones recomendadas (perfil–espesor–masa del piloto) parametrizadas por masa del piloto, de modo que para cada valor evaluado (50 a 100 kg) se dispone de una configuración de perfil y espesor que mantiene el cumplimiento estructural.

La trazabilidad por pieza, permitió reconocer componentes recurrentemente críticos. Las columnas SRD y SRI (soportes de rotación derecha/izquierda), aparecen como elementos relevantes por su rol estructural asociado a la transmisión de esfuerzos desde la interfaz rueda– dirección hacia el chasis, lo cual orienta criterios de refuerzo local y control de uniones para futuras optimizaciones.

El estudio de convergencia de malla justificó la selección de una malla final de 3 mm, mostrando que el refinamiento adicional a 2 mm introduce variaciones pequeñas (≈0.234% en esfuerzo y ≈0.085% en deformación), equilibrando precisión numérica y costo computacional. La evaluación del impacto frontal mediante una fuerza equivalente cuasi-estática permitió verificar el cumplimiento del requisito de intrusión máxima de 100 mm en la zona frontal. Este enfoque presenta un bajo costo computacional, por lo que resulta adecuado cuando

el objetivo es una verificación de cumplimiento tipo “pasa/no pasa”. En los casos evaluados (incluyendo un escenario conservador con factor de seguridad), la intrusión frontal en la dirección longitudinal se mantuvo por debajo del umbral. Asimismo, se confirmó que las deformaciones globales máximas en regiones posteriores, asociadas a flexión global del chasis, no comprometen el criterio específico de intrusión definido para la zona de pedales. La simulación CFD, permitió caracterizar el campo de presión y velocidad alrededor de la carrocería y verificar un patrón de flujo coherente con una geometría tipo “gota”, flujo guiado sobre la curvatura superior y una estela posterior identificable, sin evidencias dominantes de desprendimiento temprano a lo largo de gran parte de la carrocería. Con el postproceso se obtuvo el valor de la fuerza de arrastre ($fOO7oOi ≈5.89k ) y, a partir de la geometría frontal de referencia, se estimó el coeficiente de arrastre (32 ≈0.17) bajo las condiciones de operación (25 km/h), está magnitud obtenida, es consistente con el objetivo de mantener bajas las pérdidas energéticas durante la prueba, y permite cuantificar el costo aerodinámico del vehículo, mediante la potencia asociada al arrastre. La potencia aerodinámica, es del orden de decenas de vatios (≈ 41 W), lo cual es un resultado relevante para un prototipo orientado a eficiencia energética.

Se estableció una metodología general basada en el flujo real del proyecto (CAD → CAE → extracción → filtrado secuencial → selección final → CFD → síntesis), integrando criterios verificables y automatización de evaluación.

En conjunto, los resultados confirman que el enfoque paramétrico aplicado al chasis y la carrocería acelera la exploración del diseño y permite justificar cuantitativamente decisiones de selección mediante criterios estructurales y aerodinámicos, dejando una ruta metodológica transferible para desarrollos futuros.

En términos de cumplimiento normativo, el diseño paramétrico desarrollado se mantuvo alineado con los requerimientos técnicos de la competencia Shell Eco-marathon, considerados en el proyecto. Las configuraciones finales seleccionadas cumplen con los requisitos evaluados de la normativa y ofrecen una base técnicamente justificable para su fabricación y validación experimental.

Durante el desarrollo del diseño paramétrico y su verificación mediante herramientas CAE/CFD, se presentaron dificultades asociadas principalmente a la gestión de datos, la robustez del modelado paramétrico y la configuración numérica de los análisis, propias de un flujo de trabajo iterativo y multidisciplinar. El proyecto implicó el manejo de un volumen elevado de información (del orden de más de 100.000 datos entre combinaciones de masa– perfil–espesor, resultados por pieza y casos de carga), lo cual exigió estructurar adecuadamente la base de datos en Excel mediante tablas dinámicas, filtros, gráficos y fórmulas, para evitar errores de consolidación y permitir comparaciones consistentes entre configuraciones. Este aspecto demandó un esfuerzo significativo de depuración y estandarización de nomenclaturas para preservar la trazabilidad por pieza y por caso de carga.

La parametrización en SolidWorks, presentó retos relacionados con la dependencia entre variables, la organización de archivos y el mantenimiento de referencias geométricas. En particular, en la parametrización de la carrocería se evidenció que, al modificar dimensiones clave, podían perderse referencias de planos o croquis, lo que generaba reprocesos y obligaba a reforzar la estrategia de modelado para mantener estabilidad paramétrica. El uso de ANSYS Workbench/Mechanical y el entorno CFD (CFX), implicó una curva de aprendizaje elevada, debido a la cantidad de decisiones que condicionan la calidad del resultado, definición de contactos y conexiones, asignación correcta de cargas y restricciones,

selección de parámetros de solución, y criterios de convergencia. Adicionalmente, la interpretación de resultados exige criterio de ingeniería para distinguir entre respuestas físicamente razonables y efectos derivados de idealizaciones del modelo (mallado, simplificaciones geométricas o condiciones de frontera). Por ello, el proceso requirió iteración, verificación cruzada y acompañamiento técnico para asegurar consistencia en los análisis. Se evidenció una limitación relevante asociada al requerimiento de capacidad computacional para ejecutar simulaciones CAE/CFD de manera eficiente. La cantidad de casos evaluados, el tamaño del modelo y la necesidad de mallados suficientemente representativos incrementaron el consumo de CPU, memoria RAM y almacenamiento, generando periodos de cálculo prolongados y, en algunos escenarios, ralentización general del sistema durante el postproceso y la exportación de resultados.

9. Recomendaciones.

Las recomendaciones que se presentan a continuación se derivan de las decisiones metodológicas, los resultados de los análisis CAE/CFD y las lecciones aprendidas durante el desarrollo del diseño paramétrico del chasis y la carrocería del vehículo tipo prototipo para la Shell Eco-Marathon. Su propósito es orientar futuras iteraciones del proyecto y servir como guía replicable para trabajos similares, mejorando la robustez del modelo paramétrico, la eficiencia computacional y la trazabilidad del proceso de verificación. Se debe delimitar el nivel de detalle del ensamble CAD antes de parametrizar, es decir, definir explícitamente el objetivo del modelo paramétrico (validación geométrica, integración de subsistemas o análisis CAE) y, con base en ello, establecer un nivel de detalle coherente. En particular, si el modelo se usará principalmente para análisis estructural y aerodinámico, es recomendable evitar modelar elementos de detalle fino (tornillería completa, arandelas, pequeños redondeos o accesorios) que incrementan el peso computacional del CAD y dificultan la robustez de la parametrización, sin aportar de forma proporcional a la precisión del resultado global.

Acotar el espacio de diseño con criterios previos y evidencia de rango razonable de perfiles, dado que en el estudio se analizaron 102 configuraciones y finalmente se obtuvieron 16 viables, se recomienda definir un rango inicial de perfiles y espesores apoyado en, antecedentes de chasis similares, estimaciones preliminares de rigidez/resistencia, y márgenes controlados por encima y por debajo del rango esperado. Esto reduce iteraciones que se ven venir (por ejemplo, perfiles demasiado pequeños) y concentra el esfuerzo computacional en configuraciones con probabilidad real de cumplir.

Implementar desde el inicio la parametrización multi-variable y la automatización de barridos en CAE. Se recomienda estructurar los análisis en ANSYS desde etapas tempranas con parametrización simultánea de variables clave (masa del piloto, perfil, espesor y casos de carga) y automatizar la extracción de resultados por componente. Esta práctica reduce drásticamente el reproceso, acelera la comparación entre configuraciones y facilita la depuración secuencial (cumple/no cumple) que demostró ser efectiva para reducir el espacio de diseño.

Se recomienda mantener un procedimiento formal de convergencia de malla para seleccionar el tamaño final, justificando el balance precisión–costo computacional. El enfoque aplicado (selección de malla final por variación porcentual pequeña entre refinamientos) es replicable y debería conservarse como práctica estándar, ya que evita que los resultados dependan de una elección arbitraria del mallado.

En futuras investigaciones, profundizar el CFD como una línea específica y separada de optimización aerodinámica. Se recomienda desarrollar un estudio dedicado exclusivamente a aerodinámica que incluya, sensibilidad a mallado cerca de pared, evaluación de condiciones más realistas del entorno (piso móvil y rotación de ruedas si se considera pertinente), y comparación de alternativas geométricas de carrocería.

10.

Futuros trabajos.

A partir de los resultados obtenidos en el diseño paramétrico del chasis y la carrocería, y considerando las idealizaciones necesarias en CAD/CAE/CFD, se identifican líneas de continuidad que permitirían aumentar la validez física del modelo, ampliar el alcance de los análisis y optimizar el prototipo con mayor precisión. En particular, el proyecto deja establecida una base metodológica y un conjunto de configuraciones viables, pero abre oportunidades claras para profundizar en, validación experimental, mayor fidelidad numérica en la respuesta estructural y de impacto, optimización aerodinámica y automatización avanzada del flujo CAE para acelerar iteraciones futuras.

Validación experimental, se recomienda fabricar al menos una de las configuraciones finales seleccionadas y realizar ensayos físicos controlados para validar la respuesta obtenida por CAD/CAE, comparando mediciones experimentales (desplazamientos y, cuando sea posible, esfuerzos/deformaciones) con los resultados numéricos. Esta validación permitiría cuantificar el error simulación–experimento y, de ser necesario, calibrar y actualizar el modelo mediante el ajuste de parámetros (por ejemplo, rigideces equivalentes de uniones y condiciones de frontera), fortaleciendo el criterio de verificación tipo “pasa/no pasa” con evidencia empírica.

Como extensión directa del desempeño estructural, se propone ejecutar pruebas de rigidez torsional del chasis, ya que este parámetro resume la capacidad del chasis para resistir cargas que inducen torsión (típicas de maniobras combinadas y excitaciones del terreno). Este trabajo permitiría, obtener una métrica global (rigidez torsional) para comparar configuraciones, correlacionar resultados de CAE con un indicador mecánico de referencia.

En el presente trabajo, las conexiones y uniones suelen idealizarse para mantener un flujo de simulación estable y reproducible. Como trabajo futuro, se recomienda incorporar un modelado más realista de uniones y contactos no lineales (soldaduras, rigidizadores, remaches o uniones atornilladas).

Se propone extender el análisis dinámico operacional incorporando fenómenos que no se representan de forma completa cuando se aplican aceleraciones equivalentes como condición global. En particular, transferencia lateral de carga en curva, transferencia longitudinal en frenado y efectos asociados a adherencia rueda–suelo.

Aunque el enfoque cuasi–estático por fuerza equivalente es apropiado para un criterio de intrusión “pasa/no pasa”, un trabajo futuro de alta prioridad consiste en realizar el impacto frontal mediante dinámica explícita. Esto permitiría, obtener la historia temporal completa (fuerza–tiempo, desplazamiento–tiempo), identificar picos de carga y efectos inerciales, evaluar contacto y evolución del daño/deformación de manera más realista, y comparar directamente la intrusión con el límite normativo bajo un evento transitorio.

Se recomienda profundizar el CFD implementando en condiciones más cercanas a un túnel de viento automotriz, piso móvil (para representar la velocidad relativa del suelo), ruedas en rotación, y, de ser posible, refinamiento de malla cerca de pared orientado a capturar de forma óptima el gradiente de velocidad próximo a la superficie. Adicionalmente, se propone convertir esta línea en un estudio de optimización, comparar variantes paramétricas de carrocería mediante un diseño de experimentos (DOE) y seleccionar geometrías con menor estela y menor arrastre.

Automatización del postproceso y depuración. Se propone como trabajo futuro desarrollar un flujo automatizado para consolidar resultados de ANSYS por configuración y por componente, aplicar criterios “cumple/no cumple” y generar reportes comparativos. Esto reduciría la dependencia de manejo manual en Excel, aumentaría la trazabilidad y permitiría ampliar el número de casos analizados.

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[92] CURA, “CURA – Formula SRL.” Accessed: Jan. 13, 2026. [Online]. Available: https://www.rideformula.com/products/mtb-brakes/cura/ [93] “Design and Development of a prototype Vehicle for Shell Eco-Marathon.” [94] P. C. CHINCHILIMA DUCHI and H. I. RODRÍGUEZ SÁNCHEZ, “‘REDISEÑO DEL

CHASIS Y LA CARROCERÍA DE UN PROTOTIPO PARA LA COMPETENCIA ECO

SHELL MARATHON,’” Riobamba, 2019.

[95] J. Nevado and F. J. Velasco, “UNIVERSIDAD CARLOS III PROYECTO FINAL DE CARRERA Diseño de chasis prototipo para Shell Eco Marathon.” [96] GABRIAN, “Aluminio 6061: Conozca Sus Propiedades y Usos - Gabrian.” Accessed: Aug. 24, 2025. [Online]. Available: https://www.gabrian.com/es/aluminio-6061-conozcasus-propiedades-y-usos/

12.

Anexos.

Anexo A.

Tabla 48. Ficha Técnica Preliminar del Prototipo – Categoría Prototype. Art.

Parámetro Especificación

20

Peso del conductor.

m≥ 50.0 kg.

39

Dimensiones

a) La altura máxima ≤ 1000mm.

b) El ancho de vía del vehículo ≥ 500 mm.

c) La relación entre la altura y el ancho de vía ≤ 1.25.

d) La distancia entre ejes del vehículo ≥ 1000mm.

e) El ancho máximo total del vehículo ≤ 1300mm.

f) La longitud total máxima ≤ 3500mm.

g) El peso máximo del vehículo. sin el Conductor ≤

140 kg.

25

Diseño de vehículos.

Zona deformable ≤ 100 mm.

a) Todos los vehículos deben tener piso y marco

sólidos.

26

Barra antivuelco.

c) El chasis del vehículo debe estar equipado con una

barra antivuelco que se extienda 50mm.

d) Resistencia mínima 700 N.

27

Aislamiento sistema de energía y propulsión.

a) Mamparo rígido separación de los sistemas

de propulsión y almacenamiento de energía del vehículo del del conductor.

34

Embrague y Transmisión.

b) Todos los vehículos con motores de

combustión interna deben estar equipados con un sistema de embrague.

25

Diseño de vehículos.

Tener 3 o 4 ruedas en movimiento que estén en contacto constante con la carretera.

41

Neumáticos. Ruedas.

a) Se permiten todo tipo de neumáticos y ruedas.

b) Se puede utilizar cualquier tipo de llanta.

43

Sistema de frenos.

a) Los vehículos deberán contar con dos sistemas de

frenado hidráulico. uno por eje.

i. Los frenos delanteros deben tener un pedal de un solo

pie que controle las ruedas delanteras. ii. El(los) freno(s) trasero(s) debe(n) tener una acción de palanca única unida al volante o un solo pedal.

42

Sistema de dirección.

a) Solo se permite la dirección de las ruedas delanteras.

c) El radio de giro debe ser de ≤ 8m.

Art.

Parámetro Especificación

61

Tanques de combustible (vehículos ICE)

a) El vehículo debe tener algún tipo de tanque:

Prototipo: 30. 100 o 250 cc

c) El montaje del tanque debe estar vertical accesible y

de cero grados.

d) El depósito de combustible debe estar separado desde

la parte superior al menos 50 mm por debajo de la barra antivuelco.

28

Visibilidad

a) El Conductor debe tener un arco directo de visibilidad

al frente a 90° a cada lado del eje longitudinal del vehículo.

b) El vehículo debe estar equipado con un espejo

retrovisor a cada lado del vehículo.

30

Acceso de vehículos

a) salida del conducto ≤ 10 segundos.

b) Los vehículos deben tener una abertura suficientemente grande para la cabina.

c) El habitáculo del conductor deberá disponer de un

único mecanismo de apertura por puerta.

35

Sistema de escape

a) Los gases de escape deben evacuarse fuera de la

carrocería del vehículo.

b) Los tubos de escape no deben extenderse más allá de

la parte trasera o lateral de la carrocería del vehículo

Anexo B.

Tabla 49. Modificaciones implementadas en el motor Honda GX-35 para uso en Shell Eco- Marathon (UTP).

Subsistema Modificación / intervención Descripción técnica Propósito / efecto esperado Alimentación Conversión a inyección electrónica multipunto Sustitución del sistema original por inyección; implementación de inyector calibrado para etanol; control mediante ECU programable.

Mejorar control de mezcla aire– combustible. estabilidad de operación y eficiencia térmica.

Gestión electrónica Instrumentación y control ECU Integración de sensores (TPS. MAP y sonda de oxígeno) y configuración/ajuste en ECU. Corrección de mezcla en diferentes condiciones. mejor respuesta y repetibilidad del ajuste.

Combustible Adaptación para etanol anhidro Configuración del sistema para operar con etanol anhidro como combustible principal (incluye calibraciones y compatibilidad de inyección).

Aprovechar mayor octanaje del etanol y viabilizar la estrategia de alta eficiencia del prototipo.

Conjunto pistón–cámara Incremento de relación de compresión Modificación geométrica del pistón para elevar la relación de compresión respecto al valor original (≈8:1).

Aumentar eficiencia térmica y potencial de par/potencia con etanol (alto octanaje).

Encendido Encendido electrónico gobernado por

ECU

Encendido controlado por la ECU; bobina/bujías adaptadas según requerimientos del combustible y calibración.

Mejor sincronización del encendido y combustión más estable con etanol.

Admisión y combustión Optimización de flujo Pulido/ajuste de cámara de combustión y conductos de admisión (según documentación del proyecto).

Mejorar llenado.

homogeneidad de mezcla y calidad de combustión.

Escape Rediseño para reducir contrapresión Modificación del escape para disminuir contrapresión y favorecer evacuación de gases. Mejorar respiración del motor y estabilidad operativa.

Lubricación Se mantiene el sistema original Sistema por salpicadura sin cambios reportados.

Mantener simplicidad y bajo peso del conjunto. Nota: [67]

Anexo C.

Tabla 50.Tipo de chasis y metodología para definir la geometría usadas en la competencia

SEM.

No.

Título del proyecto/tesis/artículo Tipo de chasis usadas Metodología para definir geometría del chasis

1

“The design process of the chassis of a prototype” [7]. Multitubular No aplica/ Geometría definida.

2

“Design fabrication and testing of a prototype vehicle chassis for paper 4” [69]. Multitubular + cercha No aplica/ Geometría definida.

3

“Análisis estático y dinámico para un chasis Shell Eco- Marathon” [9].

Multitubular + cercha No aplica/ Geometría definida.

4

“Diseño y manufactura de un chasis para el prototipo de competencia Shell Eco- Marathon” [6].

Multitubular Metodología benchmarking. la cual tiene como propósito imitar o considerar varias ideas de equipos que obtuvieron un buen desempeño durante la competencia.

5

“Diseño y construcción de un chasis liviano para un prototipo eléctrico monoplaza” [10].

Multitubular + cercha No aplica/ Geometría definida.

6

“Diseño y construcción de un prototipo de vehículo híbrido ecológico para movilidad urbana en la ciudad de riobamba mediante el uso del software

CAD. CAM. CAE” [11].

Multitubular + cercha

No aplica/ Geometría definida.

7

“Diseño y construcción de un vehículo con motor de combustión interna mediante el análisis caer para la competencia Shell Eco-Marathon” [12].

Multitubular + cercha

Metodología basada en las medidas antropométricas del conductor y las reglas de la competencia.

8

"Design and development of a prototype vehicle for shell Eco-marathon." [93].

Multitubular + cercha Análisis de 6 clases de chasis que realizan los autores.

9

“Design and analysis of Composite Chassis for Shell Eco Marathon Prototype Monocasco Método basado según lo que albergar el carro en su interior.

No.

Título del proyecto/tesis/artículo Tipo de chasis usadas Metodología para definir geometría del chasis Vehicle 2016 using Finite Element Analysis” [68].

10

“Rediseño del chasis y la carrocería de un prototipo para la competencia Eco Shell Marathon”[94].

Multitubular + cercha No aplica/ Geometría definida.

11

“Diseño de chasis prototipo para Shell Eco Marathon” [95].

Multitubular + cercha No aplica/ Geometría definida.

Anexo D.

Tabla 51. Criterios. métodos y tipo de material usados en diseño de chasis para la competencia SEM.

Referencia Criterios principales Método aplicado Material seleccionado “The design process of the chassis of a prototype” [7].

Resistencia-peso.

seguridad. durabilidad Comparación entre aleaciones de Al 6063-0.6063-T1.6063- T5 y 6063-T6.

Aluminio 6063-T6 “Design fabrication and testing of a prototype vehicle chassis for paper 4” [69].

Resistencia.

costo. facilidad de montaje Procedimiento de Charles y Crane. analizando 3 clases de materiales Aleación de Al. Aleación de Mg. Acero dulce y titanio.

Aluminio

6061

“Análisis estático y dinámico para un chasis Shell Eco-Marathon” [9].

No especifica Selección directa Aluminio 6061-T6 “Diseño y manufactura de un chasis para el prototipo de competencia Shell Eco- Marathon” [6].

Análisis de materiales previos Benchmarking de proyectos exitosos Aluminio 6005-T6 “Diseño y construcción de un chasis liviano para un prototipo eléctrico monoplaza” [10].

Densidad.

costo características mecánicas.

Estudio densidad vs precio con CES EduPack de tres materiales. Fibra de carbono. acero de bajo carbono y aluminio.

Aluminio 6063-T5 “Diseño y construcción de un prototipo de vehículo híbrido ecológico para movilidad urbana en la ciudad de riobamba mediante el uso del software

CAD. CAM. CAE”

[11].

Propiedades físicas Comparación de tubos estructurales vs mecánicos Tubo estructural “Diseño y construcción de un vehículo con motor de combustión interna mediante el análisis caer para la competencia Shell Eco- Marathon” [12].

Costo.

manufactura.

propiedades mecánicas Estudio de frecuencias + matriz de decisión Aluminio 6063-T5

Referencia Criterios principales Método aplicado Material seleccionado "Design and development of a prototype vehicle for shell Eco-marathon."

[93].

Resistencia.

disponibilidad. precio No especifica metodología (solo criterios) No especifica “Design and analysis of Composite Chassis for Shell Eco Marathon Prototype Vehicle 2016 using Finite Element Analysis” [68].

Resistencia a tensión.

flexión y torsión.

Matriz comparativa de refuerzos.

Fibra de carbono + Nomex.

“Rediseño del chasis y la carrocería de un prototipo para la competencia Eco Shell Marathon”[94].

Disponibilidad. costo y características físicas.

Matriz de decisión Aluminio 6063-T5 “Diseño de chasis prototipo para Shell Eco Marathon” [95].

No especifica Selección directa Aluminio 6082-T6

Anexo E.

Propiedades del Arminio 6061-T6 [96]

Anexo F.

Tabla 52. Análisis comparativo de la sección transversal del material. Título del Proyecto/Tesis/Artículo ¿Criterio de selección?

Metodología/Criterio aplicado Dimensiones adoptadas The design process of the chassis of a prototype [16] No Sección transversal sin criterio técnico definido Tubo cuadrado 25×25×4 mm Design fabrication and testing of a prototype vehicle chassis [17] No Sección transversal sin criterio técnico definido Tubo cuadrado espesor 3 mm Análisis estático y dinámico para un chasis Shell Eco-Marathon [18] Sí Selección de tubos circulares mediante análisis modal de 39 referencias Tubo circular Ø 1½” × 1.65 mm Diseño y manufactura de un chasis para el prototipo de competencia Shell Eco-Marathon [19] Sí Selección de perfiles tubulares según propiedades geométricas y resistencia bajo compresión. torsión y flexión Tubo cuadrado 1” × 1.8 mm Diseño y construcción de un chasis liviano para un prototipo eléctrico monopatín [20] Sí Matriz de decisión comparando tubo cuadrado vs circular Tubo cuadrado 1¼” × 1.1 mm Diseño y construcción de un prototipo de vehículo híbrido ecológico [21] No Selección sin criterios técnicos claros Tubos cuadrados

25.4 mm y 31.75

mm × 2 mm Diseño y construcción de un vehículo con motor de combustión interna [22] Sí Selección según catálogo de proveedor local Tubo cuadrado 1¼” × 1.1 mm Design and development of a prototype vehicle for Shell Ecomarathon [23] No No hay criterio técnico; planos muestran sección rectangular Sección rectangular Design and analysis of Composite Chassis for Shell Eco-Marathon Prototype [24] No No aplica (chasis monocasco) – Rediseño del chasis y la carrocería de un prototipo Eco- Shell Marathon [25] No Sección transversal definida sin criterios de diseño – Diseño de chasis prototipo para Shell Eco-Marathon [26] No Sección sin criterio técnico Tubo circular Ø

31.7 mm × 1.62

mm

Anexo G.

Perfiles normalizados de Aluminio 6061-T6 [70].

Anexo I.

Tabla 53. Resumen diseño conceptual del vehículo prototipo Shell Eco-Marathon.

Elemento Decisión de diseño Justificación técnica Configuración general.

Tipo triciclo (dos ruedas delanteras direccionales. una trasera motriz).

Proporciona mayor estabilidad en curva y frenado. Permite una cola aerodinámica más estilizada (forma de gota).

Geometría de la carrocería.

Tipo gota de agua. con nariz semiesférica y cola afilada. Minimiza el coeficiente de arrastre. Favorece gradiente de presión estable y estela reducida. maximizando la eficiencia energética.

Material de la carrocería.

Fibra de vidrio (GFRP) laminada con resina poliéster/viniléster.

Mejor relación costo/beneficio. Buena resistencia específica. ductilidad ante impactos. fácil fabricación y reparación.

Motor y transmisión.

Motor Honda GX-35 ubicado en la parte trasera. acoplado directamente a la rueda trasera motriz.

Reduce peso y complejidad al no requerir diferencial. Aprovecha el estrechamiento de la geometría tipo gota. Mejora el centrado de masas al ubicar motor y combustible juntos. Tanque de combustible.

Instalado en la parte trasera. próximo al motor.

Cumple normativa Shell Eco- Marathon. Minimiza longitud de tuberías y riesgos de fugas. Posición del piloto.

Sentado en la parte delantera. semi-reclinado.

Permite ubicarlo en la zona más ancha de la carrocería. reduciendo el área frontal expuesta y mejorando la penetración aerodinámica. Sistemas de freno.

Pedal de freno para las dos ruedas delanteras. Manigueta en el manubrio para la rueda trasera.

Cumple normativa de doble circuito de frenado. Proporciona mayor seguridad y control independiente. Dirección.

Mecánica convencional sobre ruedas delanteras.

Simplifica el sistema. garantizando precisión y confiabilidad. Compatible con la geometría triciclo.

Anexo J.

Selección del reductor axial planetario Neugart y la transmisión por correa síncrona (PowerGrip® GT3).

Datos de entrada:

• Potencia máxima estimada del motor: to = 0.389 kW (0.5219 HP).

• Velocidad del motor: ,QHoHO = 5350 rpm.

• Velocidad objetivo del vehículo: / = 25 km/h = 6.94 m/s.

• Radio efectivo de la rueda motriz: 1iNi-oFsH = 0.31 m.

• Par máximo estimado +QHoHO = 0.7772k

@ 4350 rpm

Cálculo de la potencia de diseño:

• Selección del factor de servicio: El factor de servicio se tomó de la Figura 208

de Service Factors for PowerGrip® synchronous belt drives [83]. Para el elemento motriz se seleccionó la categoría “Engines: Single Cylinder Internal Combustion” (motor Honda GX-35 monocilíndrico) y. para el régimen de operación. “Intermittent Service (Up to 8 hours daily or seasonal)”. coherente con la duración de operación del vehículo en la Shell Eco-Marathon. Como referencia de tipo de carga conducida. se adoptó el grupo de maquinaria de carga intermitente media-pesada ã7= 1.8.

Figura 208.Factor de servicio [83].

• Potencia de diseño:

t2 = to · ã7

(125)

t2 = 0.3892kW · 1.8 = 0.7167kW =0.962 HP

• Selección de paso de la correa: Con t2 = 0.7167 kW (0.962 HP) y , =

5350 rpm. se consultó la guía Potencia–rpm de Gates (Figura 209) [83]. El

punto de operación se ubica en la zona correspondiente a paso 5 mm. por lo que sería técnicamente admisible. Sin embargo. debido a las pulsaciones torsionales asociadas a un motor monocilíndrico y para aumentar el margen de capacidad y vida útil. se seleccionó de forma conservadora el paso 8 mm (PowerGrip® GT3 8M). que ofrece mayor capacidad por diente y mejor condición de engrane (Figura 209) [83].

Figura 209. Selección del paso para las correas PowerGrip GT HTD PowerGrip ® [83].

Cálculo de la relación de transmisión. selección de poleas y correa:

• Velocidad angular del eje conducido (rueda motriz): se consideró la

condición de velocidad lineal máxima de 25 km/h (6.944 m/s) y el radio efectivo de la rueda trasera de 1iNi-oFsH = 0.31 m. A partir de la expresión:

• =

/ 1iNi-oFsH

(126)

• = 6.944

/:

0.31

= 22.4:™¶ ,Oqi2f = 22.4:™¶ · 60 2v = 213.9 rpm

• Cálculo de la relación de transmisión:

; = y-Hj2q-oHO y-Hj2q-F2H

(127)

; = 5350 rpm

213.9 rpm = 25.011

Esto implica que se necesita una relación de transmisión de 25:1. lo cual es demasiado alto para una sola etapa de correa síncrona (por tamaño extremo de la polea conducida y problemas de envolvente y dientes engranados). Según esto se necesita una reducción adicional (planetario/caja o múltiples etapas).

Selección del reductor planetario.

Dado que la relación total requerida ;oHo ≈25: 1. no es conveniente de implementar únicamente con una etapa por correa (por implicar relaciones de poleas y diámetros poco compatibles con el empaquetamiento). para este trabajo se adopta un reductor planetario coaxial de una etapa. Esta arquitectura permite concentrar la mayor parte de la reducción en un volumen compacto. mantener alineación coaxial y rigidez en el tren motriz. y dejar a la etapa por correa una relación moderada con componentes comerciales. Esta clase de engranajes reducen velocidad y aumentan par. ideadas para aplicaciones industriales que exigen alta potencia en poco espacio. como robótica. automatización. vehículos eléctricos y maquinaria pesada. La relación total se descompone como:

;oHofn = ;Oi2q-oHO · ;-HOOif

(128)

Con el objetivo de obtener ;oHofn ≈25. se selecciona un reductor Neugart serie PLE. tamaño PLE040. de 1 etapa con ;Oi2q-oHO = 10: 1 (ver Figura 210) [84]. En consecuencia. la relación requerida para la etapa por correa resulta:

;-HOOif = ;oHofn ;Oi2q-oHO = 25

10 = 2.5

(129)

Figura 210. Neugart PLE– par nominal de salida +0 en función de la relación de transmisión. Según la Figura 210. de capacidad del fabricante. para PLE040 con ; = 10. el par nominal de salida reportado es +Oi2q-oHO = 5k ..Adicionalmente. las dimensiones físicas del reductor (diámetro de carcasa. diámetros de centrado y eje. longitudes y patrón de fijación) se resumen a partir del plano y datos dimensionales del catálogo (ver Figura 211). y se emplean como base para el modelado CAD y el diseño de soportes. alineación de ejes y ubicación de la polea conductora a la salida del reductor.

Figura 211. Neugart PLE040–dimensiones principales geométricas (datos dimensionales del catálogo).

• Relación de transmisión requerida en la etapa por correa

Definida la relación total objetivo del tren motriz ;oHo ≈25: 1y seleccionada la etapa planetaria con ;Oi2q-oHO = 10: 1. la relación de transmisión requerida para la etapa por correa se obtiene directamente por despeje de la ecuación (129). la relación total: ;-HOOif = ;oHofn ;Oi2q-oHO = 25

10 = 2.5

Con ;-HOOif = 2.5: 1. definida como relación objetivo de la etapa final. se procede a la selección de poleas y correa. identificando en el catálogo Gates [83]. que cumpla dicha relación y sea compatible con la integración del conjunto reductor–rueda.

Selección de las poleas (PowerGrip® GT3. paso 8M).

Con la relación objetivo de la etapa por correa definida como ;“ino ≈2.5: 1 . se seleccionan poleas dentadas y una correa sincronizada de la familia PowerGrip® GT3. paso 8 mm (8M). empleando la Drive Selection Table del fabricante (ver Figura 212).

Figura 212. Tabal de selección de transmisión [83].

En la Figura 212. se identifican diferentes combinaciones disponibles que aproximan a la relación de transmisión de la correa (;-HOOif) al valor objetivo. Se elige la combinación Z¶ = 28 y Z0 = 72. asociada a una relación ;-HOOif = 2.571. junto con una correa comercial 1280- 8MGT (160 dientes) y una distancia entre centros de 17.18” (436.372mm). Aunque el objetivo teórico es ;-HOOif = 2.5 (para obtener ;oHo = 10 · 2.5 = 25). en la práctica la selección está definida por combinaciones comerciales de dientes. longitudes normalizadas de correa y distancias entre centros. Por eso es válido y común seleccionar la combinación comercial más cercana que además sea compatible con el diseño. El catálogo entrega combinaciones específicas (por ejemplo 28/72. 32/80. 36/90). Aunque 32/80 o 36/90 producen ; = 2.5. implican poleas de mayor diámetro (más masa e inercia) y pueden exigir otra correa y distancia entre centros. afectando el empaquetamiento y soportes. La opción 28/72 es una combinación estándar y compacta. El impacto cinemático es pequeño y conservador. ya que La diferencia relativa entre 2.571 y 2.5 es de un Δ=2.84%. Con el reductor ;Oi2q-oHO = 10. la relación total pasa de 25 a

25.71. Eso reduce la velocidad máxima teórica del vehículo aproximadamente en el mismo

porcentaje y aumenta el par en rueda en ~2.8%. lo cual es conservador para cumplir velocidad objetivo/reglamentaria y útil para mejorar la respuesta durante el arranque. Chequeo el diámetro mínimo recomendado para la potencia y velocidad de entrada.

Se verifican las dimensiones de las poleas en la tabla de especificaciones Gates Figura 213. La polea conductora de 28 dientes posee un diámetro exterior de 2.75 in. la cual cumple con el criterio de diámetro mínimo recomendado menor o igual a 2.0 in para motores de hasta

0.75 HP a 2081 RPM (ver Figura 214). La polea conducida de 72 dientes tiene un diámetro

exterior de 7.22 in. adecuado para la configuración seleccionada.

Figura 213.Dimensiones de las poleas [83].

Figura 214. Diámetros exteriores mínimos recomendados de las poleas dentadas para motores eléctricos de propósito general [81].

Chequeo de la velocidad lineal de la correa.

“La velocidad para las poleas de Gates no debe exceder los 6500 ft/min (1981 m/min) debido a las fuerzas centrífugas excesivas que se colocan en una rueda dentada” [81]. La velocidad lineal de la correa se verifica usando la siguiente ecuación: K = t2 · •F

3.82

(130)

Donde:

K : Es la velocidad de la correa (ft/min) t2: Es el paso diametral de la polea más rápida (pulgadas). 2.807 in. •F: Es la velocidad angular del eje más rápido (rpm). 2084 RPM. K = 2.807 in · 2084 RPM

3.82

= 1511.573 ft min Este valor se encuentra por debajo del límite máximo recomendado por Gates de 6500 ft/min. cumpliendo con el criterio de velocidad segura de operación. Selección del ancho de la correa.

Para esta selección es necesario revisar que la potencia ajustada (tf2m ) sea mayor que la potencia de diseño (t2 ) sin riesgo de sobrecarga. Para esto se debe calcular la potencia ajustada (tf2m ) de la siguiente manera:

tf2m = tOfo · 3ê

(131)

Donde:

tf2m: Potencia ajustada para la correa.

tOfo: Potencia nominal de la correa.

3ê : Factor de corrección.

El valor del factor de corrección se selecciona usando la Figura 215. donde buscamos la referencia de la correa 1280-8MGT 160 Teeth y 3ê: 1.1.

Figura 215. Factor de corrección [81].

El valor de la Potencia nominal de la correa. se encuentra en la Figura 216. Donde se ubica en la parte superior el número de dientes de la polea conductora 28 dientes. y se busca de forma vertical el valor de la velocidad angular de esta polea 2081 RPM. dado que los valores que se encuentran en la tabla son de 2000 RPM y 2400 RPM se realiza la interpolación de la Potencia nominal. la cual es de tOfo: 8.53 ë . Reemplazando estos valores en la ecuación (131) obtenemos: tf2m = 8.53 ë · 1.1 = 9.383 ë Comparando el valor de tf2m = 9838 ë con el valor de la t2 =0.962 Hp. se observa que tf2m≫t2. por ende. una correa de ancho 12 mm resulta adecuada para transmitir la potencia de diseño sin riesgo de sobrecarga.

Figura 216. Potencia nominal de la correa [81].