apostila - interação entre veículo e via
DESCRIPTION
Apostila com os elementos básicos de interação veículo - viaTRANSCRIPT
•
••
••
••••
UNIVERSIDADE DE SÃO PAULO -
USP
•
<}CPTM
PROGRAMA DE EDUCAÇÃO CONTINUADA- PECE
•• INTERAÇÃO VEíCULO -VIA
•••
ProfDr. ROBERTO SPINOLA BARBOSA
•Coordenador do
Programa: Paulo Patullo
••••
São Paulo - SP
• 2014
•
•RSB PECE-CPTM 2014
•
•DINÂMICA VEICULAR 1
••••••••
DINÂMICA VEICULAR•
VERTICAL
•••••
Roberto Spinola Barbosa
•••••
São Paulo, 2014
RSB PECI!·CPTM 2014
•
••
•
••••
DINÂMICA VEICULAR
Simulação & Experimentação
•2 •
"Todos acreditam nos resultados experimentais , menos quem realizou as medidas"
"Ninguém acredita nos resultados numéricos das simulações, exceto quem fez os modelos"...
•1. Introdução •
O estudo do comportamento dinâmico de veículos inicia-se pelo desenvolvimento de modelos
simplificados de representação. Em geral três tipos de modelos simplificados são utilizados para
o estudo do comportamento do veículo:
•• Modelo da Dinâmica Longitudinal;
• Modelo da Dinâmica Vertical;
• Modelo da Dinâmica Lateral.
Estes modelos (em geral com um grau de liberdade) têm finalidade especifica e permitem
investigar o comportamento de apenas alguns aspectos do comportamento dinâmico do veículo.
Considerando um número maior de graus de liberdades (por exemplo : dois GL) o mesmo
enfoque mostrado permite elaborar modelos mais completos, que produzem resultados mais
amplos. Os modelos completos tridimensionais de veículos (MBS) podem ser utilizados para
estudos completos de desempenho veicular.
Na engenharia automotiva o termo NVH (noise/vibrationlharshness) tem sido muito mencionadoe corresponde ao estudo das vibrações do veículo em três faixas distintas:
• Ruído audível (noise)- vibrações elevadas entre 25 e 20.000 Hz
• Oscilação do veículo- Ride (vibration)- vibrações de baixa freqüência entre 1 e 25Hz
• Rumor (harshness)- vibrações entre 25 e 100Hz
••
•••
••••
•••••
DINÂMICA VEICULAR 3
•Para cada tipo de problema, um modelo específico deve ser utilizado em função da faixa de
freqüência de cada aspecto tratado. Para oscilação do veículo o modelo de corpo rígido (baixa
frequência) e suspensão flexível podem ser utilizados. Para freqüências médias (harshness) a
suspensão primária, componentes do conjunto propulsor (power-train) e pneu, devem ser
. considerados. Para frequências altas (noise) detalhes de contato do pneu e solo, vibrações de
• motor, escamento, passagem aerodinâmica do ar, etc, devem ser considerados.
As oscilações que os passageiros de um veículo estão submetidos dependem da resposta
dinâmica do veiculo (características da suspensão e massa do corpo) e da freqüência de excitação
da via. Esta freqüência de excitação depende do comprimento de onda das irregularidades do
pavimento e da velocidade de tráfego do veículo. A expressão que correlaciona estes efeitos é
dada por:
V = λ * F•(1)
onde F é a freqüência de excitação, Â.. o comprimento de onda e V a velocidade de trafego do
veículo. Pode-se iniciar os estudos de dinâmica veículos com um modelo simples de um grau de
liberdade vertical com excitação pela base. Desta forma no domínio da frequencia é possível
identificar as acelerações do veículo devido ao comprimento de onda das irregularidades e
quantificar o conforto (norma ISO 2631).
Os requisitos de empresas operadoras é que o sistema transporte tenha as seguintes
características:
•• Trens rápidos;
•• Veículos confortáveis;• Sistema seguro.
•
R.SB PECI! - CPTM 2014
t e
D ll o IF•
•••
••
••
•
DINÂMICA VEICULAR
2. Modos de Movimento
•4 ••
••:i
Um veículo considerado como um corpo rígido, possui 6 graus de liberdade para se movimentar •(3 translações e três rotações):
• Avanço -Movimento de translação na direção longitudinal do veículo (surge);
• Deriva- Movimento de translação na direção lateral do veículo (sway);
• Galope- Movimento de translação na direção vertical do veículo (bounce);
• Rolagem - Movimento de rotação na direção longitudinal do veículo (roll);
• Arfagem- Movimento de rotação na direção lateral do veículo (pitch); •• Guinada - Movimento de rotação na direção vertical do veículo (yaw). •
Balanço (Roll)
Galope (Bounce) Arfagem (Pitch)
Balanço Lateral
LowerSway=o , )o IF Inferior
Lateral + RoU Di ( aw)
Balanço Lateral
Superior UpperSway= •
Lateral (Sway)Lateral- Ron
MODOS DE MOVIMENTO DO CARRO
••Figura 1-Modos de Movimento do Veículo
RSB
••
2014
•
••
v
•••
•DINÂMICA VEICULAR 5
••• 3. Modelo Vertical com excitação pela base.
• O veículo pode ter seus movimentos verticais representados por um modelo simplificado de um
sistema mecânico do tipo massa/mola/amortecedor de um grau de liberdade com excitação pela
base. A Figura 2 mostra uma representação gráfica desta proposição. A excitação pela base
corresponde a irregUlaridade da via que pode simplificadamente ser descrita por uma função
• periódica .
• zm
••• X
••
Figura 2 - Veículo excitado pela base
A equação diferencial de segunda ordem do sistema mecânico massa/mola /amortecedor c.QDl..._
excitação imposta na base é descrita por:
• mx+c(i-ü)+k(x-u) =o ou mx+ci+kx=cü+ku (2)
••••
RSB PECE - CPTM 2014
•
x+-x=
•
•
••
•
•DINÂMICA VEICULAR 6 ••
•4. Sistema Massa-Mola ••
Um sistema mecânico simplificado de um grau de liberdade do tipo massa-mola, tem equação de
movimento obtida pelos teoremas da mecânica (TMB e/ou TMA) e descrita por uma equação
diferencial ordinária (ODE) de segnnda ordem do tipo:
•m i (t)+k x(t)=F(t) ou
.. k F
m m
onde (1) 2
= k/m é a freqüência natural não amortecida.
(3)
•••
Considerando o sistema massa-mola homogêneo, ou seja, sem forçamento externo (F = 0), a
resposta livre para condições inicias diferentes de zero será harmônica e a solução analítica da
equação homogênea pode ser obtida por uma função periódica: •x(t) = A cos((!) t +çS)
Tomando as derivadas de ordem superior da função periódica tem-se:
(4)
•(5)
Substituindo segnnda derivada na equação deferencial homogênea e considerando as condições
•inicais de o= O para to = 0:
i+!_x = 0 -A(J) 2 cos((J)f+ )+!_Acos((J)f+ ) = 0
m m
[m B(!)
(6) •7)
.•RSB
PECB - CPTM
(
2014
. e••
••
2
••
•• DINÂMICA VEICULAR 7
•• Agora considerando a equação homogênea pode ser obtida alternativamente por uma soma de
• senos e co-senos de diferentes magnitudes do tipo:
• x(t) =A sen(fl)t)+B cos({i)t) (8)
• Obtem-se a derivadas de ordem superior do somatório como:
•x(t) = A fl) cos({i)t)- B {i)sen({i) t) (9)
•Considerando as condições iniciais de t0 =O; x{t0 ) = x0 ; V(t0 ) = V0 x(w) = O e V(ta) = O
utilizadas nas duas equações anteriores para to = 0:
• x(t) =A sen(fl)f) +B cos(fl)f) x0 = x(t0 ) = B B =
x0
(10)
• x(t) = A fl) cos({i)t)- B fl) sen(fl)t)
A=Vafl)
(11)
• onde as constantes dependem das condições iniciais (C!) de posição e velocidade , sendo B = Xo e
• A = Vo I fl).
• x(t) = -V0 fl)Sen(fl)t)-x 0
fl)
•• 5. Sistema Amortecido
•
COS(fl)t) (12)
Para um sistema mecânico do tipo mássa, mola e amortecedor, a equação diferencial de
movimento para o sistema com forçamento externo resulta em:
•mx (t)+ cx(t)+k x(t)=F (t) (13)
• ou alternativamente:
RSB PI!CI! • CPTM 2014
l•
•
14••c
•
••
•
DINÂMICA VEICULAR
•8 •
•.. c . k Fx =--x- -x+ -
m m m
x..
= -2 Ç
OJ x.-OJ
2 x+
F-
n nm
onde t; = c
= ------== 15 •ccr 2-J;;k
onde ç (zeta) é o fator de amortecimento ç = c /(2mOJn) , úJ n é a freqüência natural não
amortecida e a>d é a freqüência amortecida obtida de md = mn)I-t;2 •
Considerando novamente a solução analítica do sistema homogêneo, obtém-se a reposta
amortecida descrita por um decaimento exponencial (parte real) e uma oscilação de frequência m
n·
•16 .•.IIas constantes C1 e C2 dependem das condições iniciais. :.
6. Resposta Forçada Harmônica
•Um sistema submetido à ação de uma força externa harmônica tem resposta sintonizada com
aquela freqüência de excitação. Para um sistema mecânico do tipo massa/mola, a equação
diferencial de movimento para o sistema com forçamento externo resulta em:
•mx (t)+kx(t)=F(t)
0
17
••Considerando a força descrita por F(t) =
F
senm1t obtem-se:
•x = --x+----=-- •
•I
.. k Fo senm1t
m m
RSB PECE-CPTM
18
2014
•
•• DINÂMICA VEICULAR 9
••solução particular (xb) com características do forçamento externo (freqüência natural ):
• 19
X 0 = A sen m t +B cos OJ t e xb = C sen OJ1t 20
• cuja solução é obtida por derivação sucessiva e substituição na primeira equação:
••••
•-mm;csenm1t+kCsenm1t = senm1t 21
• com solução permanente (xa) relacionada com o próprio sistema (freqüência natural n) somada à
Para uma excitação de freqüência variável haverá um valor para o qual a resposta do sistema
aumenta a sua amplitude (ressonância). Pode-se desenhar a Curva de Resposta em Freqüência
que caracteriza este fenômeno. Para sistemas não lineares ou com excitação randômica em geral
não é possível obter solução analítica da equação diferencial e um método numérico de
integração pode ser utilizado .
•
••
• 1. Tipos de excitação
•• O sistema mecânica pode estar sujeito a diferentes tipos de excitação:
• • harmônica;• Periódica (conjunto harmônico);
• Excitação aplicada na base;
• randômica (curta duração -impulso ou impacto, degrau ou pulso longa duração);
• • Não periódica, etc.
• A excitação harmônica aplicada ao corpo é caracterizada por uma função do tipo:
•RSB I'ECE-CPTM 20 14
•
•
•
•
••
•
•••
DINÂMICA VEICULAR
onde Fo é a amplitude da variação e m.r a sua freqüência.
•10 ••22 •
••
A excitação aplicada na base é caracterizada em geral por deslocamento (u(t)) e deve ser
conhecida a função temporal de seu movimento e respectiva derivada :
mx+c(x-u)+k(x-u)=F(t) mx+cx+kx=cu+ku+F(t)
onde Fo é a amplitude da variação e m.r a sua freqüência.
23
••
A excitação periódica é caracterizada por uma função repetitiva com período propno de
repetição. Um conjunto de funções harmônicas pode caracterizar uma função periódica composta
pelo somatório de funções periódicas (técnica de Fourier): •24 •
onde Fi é a amplitude da variação da componente i do somatório, 01fi a sua freqüência e tA a fase.
eNos casos de excitação não periódica como a excitação aleatória ou excitação de curta duração o
sistema será submetido a um impulso ou impacto. A resposta de um sistema com este tipo de
entrada é obtido por um processo de integração numérica. No caso de não haver variação
significativa da posição o impacto corresponde a uma mudança da velocidade. A implementação
desta função no processo de integração numérica deve ser realizada pela troca do estado do
sistema (mudança da velocidade sem mudança da posição). No caso de uma excitação randômica
de longa duração o sistema será submetido a uma variação suave da entrada. Excitação do tipo
rampa ou degrau são formas usuais para excitação do sistema.
••
RSB PECE·CPTM
2014
•
0
z
•
•• DINÂMICA VEICULAR 11
•• 8. Excitação pela Base
• A excitação imposta na base corresponde a um deslocamento (geometria da via) descrito por
• uma função hannônica periódica do tipo:
• (25)
• u(t) = U sin(2tr Vt I
Â)
(26)
• Considerando que me = 21r V I Â obtêm-se a função temporal da excitação geométrica da via e
• sua derivada temporal:
• (27)
•v x(t) = Vt + Xo
m7t
• (x) = U0 sin (x + Xo)
•• X
u
u(t) = U0 sin (IDe t + 9)
u(t) = U0 sin (2 7t V I À.)
• Ve ículo excitado pela base
•Figura 3 -Sistema excitado pela base
• substituindo este valor de ex-citação de entrada, e sua derivada, na equação diferencial de
movimento do sistema tem-se:
••
RSB PECE - CP1M 2014
•
••
•
•••
DINÂMICA VEICULAR
lembrando que: m2 = k m; e c = 2 (;m
•12 ••
(28) •••
(29) •Tomando o princípio de superposição de sistemas lineares, a solução final corresponde à soma
:Ida solução transitória e a solução permanente, fornecendo uma expressão da resposta vertical do •sistema (X) em função da amplitude da excitação (u0) e da razão entre a freqüência de excitação
e a freqüência natural amortecido do sistema:
(30)
••
9. Avaliação da Resposta em Frequência
•A métrica atual para avaliação de resposta em freqüência para movimentos verticais tem sido a •utilização da função de transferência da aceleração vertical sobre a excitação pela base. Esta
função permite identificar a magnificação das acelerações do veiculo (conforto) para diferentes
freqüências de excitação (segundo ISO 2631).
A Resposta em Frequência (RF) do sistema excitado pela base é obtida pela transformada de
Laplace da equação diferencial em x e u para condições iniciais nulas: •mx+c(x-ú)+k(x-u) = F(t) ---+ mx+c x+k X= cú
+ku
+cs+k)X(s
)
=(cs+k)U(
s)
RSB PllCE - CPThf
(31)
(32)
2014
:•r•
• .....
•
•• DINÂMICA VEICULAR 13
••
Portanto obtem-se a função de resposta em frequência X(s) para a entrada U(s) como:
•••••
• TR
•••••••••••
X(s) _ cs+k
U(s)- ms2 +cs+k
·w . - ':- ·. ., ·.....
'-....-1i::o,. ·' .....
Figura 4 - Curva de Resposta em Frequência
(33)
• RSB
I'ECI!· CI'TM 2014
0
•
•
••
••
DINÂMICA VEICULAR
1o. Modelo Vertical com 2GL
•14 ••
••••
Uma descrição mais detalhada do sistema veicular incluindo a suspensão (truque) requer a
inclusão de mais um corpo e portanto um grau de liberdade adicional. Neste caso os movimentos
dos corpos do sistema ficam acoplados devido a suspensão e ocorrem os modos de movimento. •v x(t) =V t + X
••••
X
verculo2GL Excitado pela base
•Figura 5 -Modelo com dois graus de liberdade ••
A resolução do sistema de equações diferenciais com dois graus de liberdade com excitação pela
base é:
M1 i\ +c1 (z1 -z2 )+k 1 (z1 -z2 )=F1
M2 z2 + c2 (z2 -ü) + k2 (z2 -u)-c1 (z1 -z2 )- k1 (z1 -z2 )
= O
RSB
(34) •(35) •
2014 •
••••••••
•
••
•• DINÂMICA VEICULAR 15
••
Considerando a descrição no espaço de estados {x}= [z1 z2 1 z2 f e {u }= [u uf a
representação matricial é descrita por :
{x} = [A] {x} + [B] {u}
{y}= [c]{x}+ [D]{u}(36)
(37)
Da solução do auto problema da matriz [A] é possível obter os auto-valores, que são as
frequências naturais dos modos de vibrar e os auto-vetores que descrevem a forma de
movimentos dos modos. Utilizando-se a transformada de Laplace no domínio s, as duas
equações acima podem ser rescritas da forma:
s {X}(s) = [A] {X}(s) + [B] {U}(s)
•{Y}(s) = [C] {X}(s) + [D] {U}(s)
• realizando algumas manipulações obtém-se a relação entre a saída y e a entrada
u.
(38)
(39)
• (s[I]-[AD{x}Cs) =
•{x}Cs) = (s[I]-[AJr
••
[B] {U}(s)
1[B]
{u}Cs)
(40)
(41)
(42)
{Y}(s) = [c] (s [I)-[AJr1[B] {U}(s) +[D]{U}(s)
Deseja-se conhecer as características do sistema para uma determinada entrada Portanto, é
conveniente conhecer a função G(s) que é a relação entre a saída e a entrada. Como em geral para
• sistemas mecânicos a matriz D é nula obtém-se:
• (43)
•RSB PECE-CPTM 2014
10
-2 l ! 1 i i i ! i i i ! ! i i ! ! ! ! ! ! ! I I ! !
•
•
••
•
DINÂMICA VEICULAR
••16 ••
Para este estudo foram utilizadas a curva de resposta em freqüência (Gráfico de Bode) do fator •de ampliação (Receptância) do estado observado y em função da entrada u. Transformando sem
ifíJ, é possível avaliar a função Giro nas freqüência de interesse. Para tanto, faz-se uma varredura
na faixa de freqüência de interesse deste estudo e calcula-se a resposta do sistema.
Um gráfico típico com modulo da função Giro , e fase em função da freqüência da entrada, é apresentado abaixo. •
•I
Diagrama de Bode (Carro) •1 1 :
1 •102 r----,,--r-,-.-,,, ,, ,r.-----r., --i,_,i_,!_,,,, , ;r, ----,,,--r,-;1-; -,rTT!!
cu ;:.:.1, 1.:! w
.' na bi 1i ds!:
i :!
:D
1
ampi;1= Q
t .O
1
U1 4
t
i i,'
1oo t-----it--+--i--t-i""' ·"·!;·""·f1-:-Y-"l··---····-i· ······t····-t--r-r!·-t-l·t--··----·····1··--···-r- ··-·1··--1·-·t··t··t··lo. i i i i i I : : 'l i ·i i f i ! i i
o:: 1o -4 -r-rTrrTI-rr---·-,--r-··-·rrr!-I··r·r-·---· ·i---·-··---,---i·-r-rrl1o-1
1oo 1o 11o2
Freqüência (Hz)
•••••
Figura 6 - Gráfico de Bode Típico (Receptância e Fase)
••••
RSB PECE -
CPTM
2
014
.•il,
•
•
•
•:I••• I•e '
•••••••••••••••••
• t -,
Dinâmica Lateral 1
FU.NDAMENTOS DA DINÂMICA LATERAL .
SEGURANÇA EM VEÍCULO METRO-FERROVIÁRIO
Roberto Spinola Barbosa
••
Abril de 2014
RSB Dinâmica Lateral 2014
•
•
•
•
••
••
••
•Dinâmica Lateral 2 ••
•1 INTRODUÇÃO
O fenômeno de descarrilamento é decorrente dos esforços no contato roda/trilho e está •diretamente ligada ao comportamento dinâmico do veículo e influenciada pela geometria e
irregularidade da via férrea.
No contato roda/trilho, o esforço predominante é o vertical devido ao peso próprio do veículo.·
Este valor oscila em tomo da carga média à medida que o veiculo se movimento sobre as
irregularidades da via. Adicionalmente a mudança de trajetória devido ao direcionamento numa
inscrição · em curvas produz esforços laterais. Devido a imperfeições geométricas da curva
também há oscilação desta solicitação. A relação entre a força lateral e a força vertical,
conhecido como VVrepresenta um indicador da segurança contra o descarrilamento. •A origem das solicitações lateral no contato está ligada ao direcionamento do veículo seja ela
sobre um trecho em tangente imperfeito ou sobre a trajetória circular de uma curva que exige
força lateral centrípeta para garantir a trajetória prescrita. A reação centrífuga é proporcional ao
quadrado da velocidade e ao raio da curva e age sobre o centro de gravidade do veículo.
•As solicitações de regime (quase-estáticas) permitem avaliar a distribuição de esforços no
contato. A relação entre as forças que produz o índice VV do veículo deve ser mantida o mais •baixo possível para maximizar a segurança do veículo em tráfego.
••2 FUNDAMENTOS •O fundamento básico para estudo da segurança do veículo em tráfego, esta calcada na •observação da relação entre as cargas desenvolvidas pela roda quando em contato com o trilho.
A carga estática vertical (Jl) devido ao peso próprio do veículo em conjunto com forças laterais
•RSB Dinâmica lateral 2014
Dinâmica Lateral 3
(L) oriundas do processo de direcionamento do veículo produz valor de VV que devem ser
comparados com o limite de segurança.
Este limite é estabelecido pela fórmula proposta por NADAL (1908) e expressa por:
L _ tan(b")- p V-
1+ptan(8)
(1)
Esta expressão é bastante conhecida no me1o ferroviário e traz um indicador objetivo da
segurança contra o descarrilamento de veículos metro-ferroviários. Este formula é valida para a
seção da via que contem o rodeiro e depende exclusivamente do formato do perfil da roda e do
perfil do trilho e do coeficiente de atrito entre a superficie, como pode ser observado na equação
1. Um formula que leva em consideração o ângulo de ataque do rodeiro e, portanto mais geral,
pode ser obtida em Barbosa 2004 [1].
Características geométricas de construção do veículo (propriedade inerciais, altura do baricentro,
tipo do truque, bitola, etc.) afetam as solicitações. A variação das solicitações ou fatores
dinâmicos, magníficam as cargas laterais e verticais desenvolvidas no contato roda-trilho e
discriminam a tendência ao descarrilamento.
RSB Dinâmica l.ateral 2014
e
•
•
•Dinâmica Lateral 4 •
2.1 Inscrição em Curvas
e•Para que o veículo descreva uma tràjetória circular de uma curva, deve haver sobre ele a ação de
forças centrípetas compatíveis com a trajetória prescrita. Estas forças são produzidas pelas rodas
que direcionam os movimento do veículo, conforme apresentado na Figura 1. Como reação, o
baricentro do veículo que tende a se manter em linha reta produz a reação fictícia centrífuga. No
regime de curva circular em velocidade constante as forças ativas nas rodas devem ser
proporcionais a massa vezes a aceleração centrípeta.
n Lo= mt
VtR
2 /2R
Vt •Ç1t--,--- -----------------------------
n--
I ' LT = mt Vt 2
/2R
'',,,',,_ R
(l)
,',,
',,,Curva circular
circular
n
t
I I I
"-,,'"-,,_-Curva espiral ,,
''
setransição •
tangente TS
Figura 1-Inscrição em curva circular
•
A aceleração tangencial expressa em um referencial intrínseco solidário ao corpo com versores •ortogonais tangencial t e normal ii, alinhados com o corpo do veículo é dado por: •RSB Dinâmica Lateral 2014
(5)
Dinâmica Lateral 5
(2)
Para um veículo trafegando em velocidade tangencial constante (at = 0), no trecho de curva
circular, vale a relação Vt = QR, e a parcela correspondente a aceleração normal é dado por:
2
ã=OÀ[0A(G-O)]=Ríl2 ii= Vt iiR (3)
Considerando o veículo de m sa total mt, simétrico com baricentro no meio do comprimento
e aplicando o Teorema de Movimentação do Baricentro (TMB), obtêm-se:
(4)
onde Fc é a força centrípeta necessária para descrever a trajetória circular. Se não houver
aceleração angular (ÕJz ), nem força longitudinal, as forças nos eixos são idênticas:
2L =, = mt Vt
D LPf 2 R
Quando a via tem superelevação, uma proJeçao desta força será combinada coma a ação
gravitacional, formando uma componente na direção lateral. Adota-se raio R positivo quando a
curva produz uma variação do vetor tangente no sentido anti-horário no sentido considerado
(portanto uma curva à esquerda, conforme apresentado na Figura 1).
2.2 Solicitação Lateral
A reação centrifuga não compensada em v1a circular com superelevação, dá origem às
solicitações laterais no veículo quando este inscreve uma curva de raio R com velocidade
constante (vt) e superelevação "se",conforme mostrado na Figura 2.
RSB Dinâmica Lateral 2014
•
e
Dinâmica Lateral 6 •
Vt2
=me(--cosf3- g sen/3)
R(6)
Considerando uma seção da via coincidente com um eixo do veículo, a ação centrípeta
desenvolvida no contato é composta da forças lateral em cada roda do eixo (interna e externa à
curva) e a projeção da força longitudinal, de forma que:
F9 = me*((Vf IR)*sen (3 + g*cos
(3) Fc= me*((Vf I R)*cos (3- g*sen
(3) Ac = (Vf I R)*cos·(3- g*sen (3
Fc = Le + Li + Lpro.tong
(7) •e
•
sen (3 = se I 2b
Raio da Curva R ••
Figura 2 - Disposição do Veiculo em Curva
Neste caso considera-se a massa me como sendo a massa sobre o eixo ou massa total dividido
pelo número de eixos do veículo (me= mt 14). Considera-se também que a força longitudinal
projetada na direção lateral seja distribuída de forma uniforme entre os eixos. •
RSB Dinâmica Lateral2014
(11)
Dinâmica Lateral 7
2.3 Solicitação Vertical
A força peso devido à carga transportada pelo veículo produz a reação vertical (V) no contato. A
projeção no plano inclinado da via CP) adicionada da força centrifuga não compensada dá origem
às solicitações verticais Ve,i de cada roda do veículo,. quando este inscreve uma curva de raio R
com velocidade de translação constante (Jit).
Vt2
Fg =me(g cosP+--senp)R (8)
Considerando o movimento de rolagem longitudinal do veículo o teorema do momento angular
(TMA) permite afirmar que para o regime quasi-estático a aceleração angular áix é nula.
Considerando o pólo em O no nível do topo do boleto do trilho, os momentos externos são
devido à força centrípeta Fc , as componentes verticais Ve e V; e a projeção da força
longitudinal no engate em cada eixo:
(G-O)1\ Fc +(e-O)1\ +(i- O)1\ V; +(d-O)1\ Fproj.long I 4 = o
(9)
(10)
dV=F: hca_p . heng C 2b pro; .long 8b
A força vertical V desenvolvida no contato de cada roda (Ve e Vi) é composta pela projeção da
metade da força peso por eixo me e o momento da reação centrífuga da curva (transferência de
carga ou load transfer) e a projeção da força longitudinal. A contribuição é de forma positiva ou
negativa, dependendo da altura do baricentro do vagão (hco), altura do engate (heng) e da bitola
considerada (2b), resultando em:
Fg =( +dV)+(V;-dV) (12)
V.,,, = me(g cos P +
2
sen P)/2 ± (Fc hca /2b) +(FproJ.Iong h.,g 18b)
(13) •
RSB Oinimica Lateral 2014
••
•
•
Dinâmica Lateral 8
v . = me [(g ± Vt2 hcG J cos fJ ± ( Vt2 + hcG gJ sen fJJ + Fproj.long heng (14)e,z 2 R 2b R 2b 4 2b
Portanto a carga normal ao plano da via é função da massa do veículo, do quadrado da
velocidade de translação do veículo vr' da altura do baricentro em relação ao plano da via hac,
do raio da curva R, da bitola 2b da via, da aceleração da gravidade e do ângulo. de inclinação da
via P (devido a superelevação se). Caso existam forças longitudinais em curva a projeção na
direção lateral contribui em cada eixo e depende da altura da linha de centro do engate heng· eO termo (hcG I 2b) é conhecido como índice de esbeltez do veículo.
3 INSCRIÇÃO DA CURVA DE TRANSIÇÃO
Durante a inscrição da curva, em geral, há um trecho de raio variável (trecho de transição). Neste
trecho há aceleração angular da caixa do vagão para assumir a velocidade angular de regime da
curva circular. Neste trecho, portanto ocorre uma força lateral adicional aquele da aceleração
centrípeta da curva circular.
Considere o veículo de dois eixos com velocidade de translação constante Vt,inscrevendo uma
curva de raio R com trecho de transição espiral de comprimento L.
Portanto na curva circular o valor da força centrípeta será Fc= mt VrI R e durante a transição
haverá variação da força lateral (em função do raio variável). Considerando o vagão simétrico
com baricentro no meio do comprimento, devido à aceleração angular requerida obtêm-se:
(15)
2
L = mt Vt +MD 2 R (16)
RSB Dinâmica lateral 2014
Dinâmica Lateral 9
Vt
Çt--------------------------------------).- ú)
1I )('', R 2 n regimeI ', LT = mVt I 2RI ' .
Ir
:\
.'
',,I ',,
',. Curva circular
trecho
trecho
f ',''', '::'',',,, circular
tangente Curva espiral
---).
n
dpp ffI
ITSI
setrecho de transição
Figura 3 -Inscrição em Curva de Transição
Para o trecho de transição, o veículo sofrerá aceleração angular até atingir a velocidade angular
de regime (trecho de curva circular) igual à velocidade angular de inscrição da curva (co = íl). Considerando que a aceleração angular tenha um valor constante durante o trecho de transição
espiral a integral no intervalo de tempo dt = ds!V para um valor de velocidade angular de ro =
VVR e comprimento de transição de L resulta em:
Vt2
OJ=--LR
RSB Dinâmica Lateral
-1 JL
OJds=V
-t
Vt 0 R(17)
(18)
201-4
•
Dinâmica Lateral
Curvatura
10
, tan k = 1 I L Rc
1/RcCurva circular
trecho tangente
L trecho circula
r
trecho de transição
trecho tangente
s •
Figura 4 - Curvatura do trecho de transição
Considerando um trecho de transição em espiral com variação linear da curvatura (clothoide)
com taxa de variação de k e raio máximo da curva de transição de Rc idêntico à curva circular,
conforme apresentado na Figura 4, obtêm-se que:
tan(k) 1=-- ou L= 1 (19)LRc; tan(k)Rc
Utilizando o teorema do momento angular (TMA) para o pólo coincidente com o baricentro do
veículo obtêm-se:
Vt2
JG -=(2flL)dpp/2LR
(20)
(21) •(22) •
Desta forma o acréscimo de força lateral (± L\L) devido à curva de transição em cada truque
resulta em:
ôL = Vt2 _!_ JG ouR Ldpp
ôL = Vt2 Jo
tan(k)RcR dpp
(23)
RSB Oinâ Lateral
2014
2
)
2
Dinâmica Lateral 11
Lo = (mt + !_g_J Vt2 dppL R
(24)
Portanto no rodeiro dianteiro além da força centrípeta haverá wna contribuição devido ao
momento de inércia do veículo de massa total mt e distância entre prato de pião dos truques de
dpp. Preservando-se a força lateral centrípeta total do veículo na curva, resulta para cada truque:
(25)
A variação percentual de força lateral em cada truque devido à ação de inscrição em curva de
transição é obtida por:
8=1002
JG %dppLmt (26)
Lembrando apenas que a formulação apresentada considera como hipótese o caso de transição
linear sem oscilações (ou movimento de inscrição quasi-estático ).
Exemplo: Determinar a força lateral em cada truque necessária para inscrever uma curva de
transição espiral linear (clothoide) com velocidade constante de 60 km/h (Jit = 16.6 m/s2
comprimento de transição de 50 metros para uma curva circular de raio de 300 metros.
Dados do veículo: massa mt = 80.000 kg, Ia= 0.6 x 106 kg m2
e dpp = 6 metros.
LDT =(mt ± J Vt
= (40.000±2.000) 16 672 = (40.000±2.000)*0,926 (27)
'· 2 dppL R 300
Lo= 38.892N e LT= 35.188N e ô=5% (28)
Note que no sistema Internacional de Unidades (SI) o valor de força tem wtidade em Newton e a
velocidade deve ser expressa em metros por segundo. Neste exemplo não há superelevação na
curva.
RSB Dinâmica Lateral
2014
I
•Dinâmica Lateral 12
4 DETERMINAÇÃO DO ÍNDICE DE SEGURANÇA
O índice de segurança contra o descarrilamento é obtido pela razão entre a força lateral e a força
vertical no contato. Quando este índice se aproxima do limite a probabilidade de descarrilamento . eé grande. Este limite é determinado pela formula de NADAL que considera geometria dos perfis
e o coeficiente de atrito. Quando a via possui superelevação de P a formula para a força
centrípeta é para cada eixo (me =mt I 4):
Vt2 ·
F;; =me(-cosp-g senfJ)R (29)
Considerando o acréscimo da força lateral em cada truque devido à aceleração angular durante a
curva de transição de comprimento L ou taxa de variação tan(k) para raio final da transição de
Rc:
Vt2
1 JGM=---- ou
R L dpp (30)
Note que o acréscimo de força lateral devido a inscrição da curva de transição tem sinal que é
função de tan(k). Ou seja na inscrição de uma curva de transição de inclinação tan(k) (portanto
comprimento L) com raio fmal Rc, há acréscimo de carga lateral e na saída da curva há
decréscimo. •Para o eixo dianteiro de um veículo de quatro rodas, a soma das cargas laterais por roda (Le e Li)
é dada pelo termo centrífugo do eixo e o acréscimo de força lateral na curva de transição:
eLe+Li=me -VctosfJ-gsenfJ J +( Vt1_JQ_
)
(31)
2 2
(R R Ldpp
RSB Dinâmica lateral 2014
2
2
2
Dinâmica Lateral 13
A carga vertical da roda externa é dada por:
Ve=me -g+V-
t-hcG-J cosfJ+ ( Vt- hcGg J senfJ]
2 2
[((32)
2 R2b R 2b
Considerando a hipótese que apenas a roda externa contribui com a força lateral (em · alguns
casos a roda interna produz força lateral que prejudica a segurança) a relação de forças resulta
em:
(-Vctosf3-gsenf3J +
(Vt
I Ja J
Le R R L dppme (33)2
Ve = (g Vt hca J cosfJ+ ( Vt -hca J senfJ
2R2b R2b
O termo J0 I (dpp me) corresponde a Lv2
1 (3 dpp) para o baricentro na metade do
comprimento Lv do vagão com distribuição simétrica da massa total m. Chamando de
aceleração centrípeta (ac) o termo I R e índice de esbeltez (ez) o valor hco 12b, tem-se:
(34)
RSB Dinâmica Lateral 2014
DINÂMICA VEICULAR 1
•DINÂMICA VEICULAR
ESTABILIDADE LATERAL
Roberto Spinola Barbosa
•
•
São Paulo, 2014
&SB PECE-CPTM2014
DINÂMICA VEICULAR 2
1. Introdução
Em sistemas metro-ferroviários de alta velocidade que é o caso do Trem de Alta Velocidade
(TAV) o sistema de direcionamento convencional roda-trilho possui instabilidade lateral que
depende da velocidade. O rodeiro ferroviário é dotado de rodas cônicas que, além de suportar a
carga vertical, garante a centralidade em vias retas e permite realizar a inscrição em curvas. Esta
propriedade entretanto impõe ao rodeiro um movimento natural lateral próprio com comprimento
de onda definido. Em função da velocidade de tráfego do veículo, este movimento repetitivo,
resulta em freqüência natural própria conhecido como huntting ou lacet (Barbosa, 1999).
As forças de contato roda/trilho são função das propriedades de contato do par de rolamento e
depende dos escorregamentos e são inversamente proporcionais à velocidade. Desta forma o
termo da equação diferencial, associados à primeira derivada que descreve o movimento do
rodeiro é dependente da velocidade. Para velocidades elevadas o fator de amortecimento pode se
anular (ou ficar negativo), correspondendo a uma situação de instabilidade. Este limite possui
freqüência e comprimento de onda próprio (Barbosa, 2004 e 2005).
Considere um rodeiro trafegando um uma via reta conforme mostrado na Figura 1. Tomando um
referencial fixo no rodeiro, em movimento de velocidade de translação constante V, a projeção
da velocidade na direção lateral é função do ângulo de direção 'I'(yaw) sendo determinado por:
(1)
que para pequenos ângulos resulta em:
(2)
Quando o rodeiro se desloca lateralmente a conicidade faz com que as velocidades nos pontos de
contato de cada roda fiquem diferentes produzindo torque restitutivo. Supondo que não haja
escorregamento a velocidade angular de direção "«fr será função do deslocamento lateral y.
RSB PECE - CPTM
2014
o--------
\,_
v-· ..
Vo = ro
p
-----
y
•
I
DINÂMICA VEICULAR 3
+,--
_....
I\ L\bo X
l .. t lf/
y v\ I
' _.J
Figura 1-Atitude do rodeiro
Para rodas de raio nominal r0 e conicidade À tem-se para cada roda (esquerda e direita), durante
wn deslocamento lateral y do rodeiro (Barbosa, 1996), conforme apresentado na Figura 2:
(3)
•..)
-----------
y myL V0 =o I
ro = ro- Â.y
Z X •Figura 2 -Velocidades de translação
•
RSB PECE - CPTM 2014
- v2-
DINÂMICA VEICULAR 4
Utilizando a expressão de campo de velocidade pode-se determinar a velocidade em cada ponto
de contato na roda (esquerda e direita) em função da velocidade angular de rotação do rodeiro (m
y):
(4)
my (rE- ro)= -bo rfr(5)
(6)
como mY = V Ir 0 e rE = r0 +Á
y
rfr=mY (rE-
ro)
bo
(7)
(8)
Para uma trajetória qualquer (por exemplo: uma curva circular de raio R) a aceleração expressa
em um sistema de coordenadas intrínsecas (triedro de Frenet)
(9)
Considerando a velocidade constante (V= V, áJ = O e OJ = V/R) e o contato de rolamento puro
(não há escorregamento) e um referencial inercial fixo (ao= 0):
a=---uR
que resulta apenas na aceleração transversal:
(10)
.. v2y=--
R
.. v2 oou y+-=
R(11)
RSB PECE-CPTM 201<4
DINÂMICA VEICULAR 5
O raio de curvatura descrito pelo rodeio cônico é expresso pela relação geométrica apresentada
na Figura 3:
ro =.Á . y (12)R bo
ou
1 .Â.y-=--R boro
(13)
•I
R
ro = ro- Â.y
-----
v
OJy
l re = ro + Â.y
..--_X
,. y V0 = ro
OJy
re > ro Ve = re OJy
Figura 3 -Inscrição do rodeiro na curva
Realizando a substituição na equação anterior:
(14)
A resolução da equação diferencial de segunda ordem descrita para o movimento lateral do
rodeiro é obtida pela hipótese de movimento oscilatório harmônico da forma:
y = Asen(mt+B)
Derivando a expressão duas vezes em relação ao tempo, obtêm-
se:
RSB
(15)
2014
DINÂMICA VEICULAR 6
y = Am cos (m t +B)
y = -Am2 sen(mt+B)
Substituindo na equação diferencial do sistema, obtêm-se:
2V 2
-m2 A sen (m t +(})+--Asen (m t +(})= O
boro
(16)
(17)
(18)
dividindo os termos da expressão anterior por A sen (m t + 0), obtêm-se a freqüência natural de
movimento do sistema (em radianos por segundo):
(19)
Como a freqüência circular é m = 2nFn e o comprimento da onda é dado por T = V I Fn (em Hz
e metros), tem-se:
(20)
Como na condição inicial em to = O tem-se:
Yo = A sen {m to +B) ou Yo = A sen B ou A = Yo I sen B (21)
Como a relação entre o comprimento de arco {} e o comprimento de onda T vale {} = 21t x I L ,
resulta em
(22)
RSB PECB-CPTM 2014
7DINÂMICA VEICULAR
y y = A sen 2 1t x I T
e
e-•
X
e= ro t
e T e
•Figura 4 -Movimento periódico harmônico -Portanto o movimento de· oscilação lateral (movimento de hunting ou lacet segundo Klingel,
•e1883) de rolamento puro é cinemático (depende apenas das dimensões), hannônico, não
amortecido é função da distância (x) conforme - expressão anterior.
T
Modo Angular do Rodeiro
•Figura 5 -Movimento oscilatório lateral do rodeiro (Iacet ou hunting)
A aceleração lateral máxima fica definida por:
PECE-CPTM
(23)
•2014
•
DINÂMICA VEICULAR 8
Portanto a força lateral máxima resulta em:
Fy =m.Ymax (24)
Exemplo: Determine o comprimento de onda do movimento de oscilação lateral livre para
um rodeiro de raio nominal ro, via com bitola 2h0 , com perfil de conicidade da pista de
rolamento darodaÃ..
Resolução: da fórmula geral têm-se que:
Usando valores numéricos de: r0 = 0,45 m; 2b0 = 1,435 m; Â. = 1/20; resulta em comprimento
de onda de T = 15,96 metros.
A freqüência para 80 km/h (22,22 m/s) será de 1,39 Hz. Para uma conicidade de Â. = 1/40 resulta
T = 22,58 metros e 0,98 Hz.
(r0 = 0,482 m; 2b0 = 1,6 m; .Ã.= 1/20; T= 17,45 metros e 1,27 Hz) e
(r0 = 0,42 m; 2b0 = 1,0 m; .Â. = 1/20; T= 12,87 metros e 1,72 Hz).
RSB PECE-CPTM 2014
e•
DINÂMICA VEICULAR 9
2. Caso Real
No caso real a conicidade da roda não é linear, a folga lateral é limitada e o movimento fica
contido até o encosto do flange da roda na face lateral do boleto do trilho. Nesta situação o
comprimento de onda do movimento fica reduzido (T* < T) transformando o movimento
harmônico em um zig-zag (hunting, lacet) conforme mostrado na Figura 6. e
•T
//IIII
III
III I
//
T* T*< T
Figura 6 -Movimento lateral não linear
•
••
•RSB PECE - CPTM 2014
e
•e
DINÂMICA VEICULAR 10
3. Modos Laterais de Movimento do Veículo
O veículo completo seja ele carro de passageiros, vagão ou locomotiva, é composto de
diversas partes interligadas. Cada grau de liberdade tem movimento relacionado aos outros
devido aos vínculos de interligação que resulta em modos de movimentos acoplados. Como
um veículo é composto em geral de uma caixa e dois truques, estes elementos descrevem os
modos principais .
I e Considerando os movimento da caixa, dois modos ficam evidentes:
I •I • • Modo angular da caixa (truques em oposição de fase), conforme apresentado na Figura 7
• Modo lateral da caixa (truques em fase), conforme apresentado na Figura 8
T
LModo Angular do Carro
Figura 7- Movimento de Angular da Caixa (Truque em oposição de fase)
e Cada modo possui comprimento de onda próprio e intensidade que é função dos amortecimentos
modais daquele modo.
•
•RSB PECE-CPTM
el
2014
e
e
-
e
•
•
e
•
eDINÂMICA VEICULAR 11
e T
ee
LModo Lateral do Carro
•eFigura 8 -Movimento de Lateral da Caixa (truques em fase)
•eConsiderando os movimentos dos truques em relação a caixa, mais dois modos ficam evidentes:
O primeiro corresponde ao deslocamento lateral dos truques em oposição de fase, conforme eapresentado na Figura 9. O segundo, correspondente aos movimentos de deslocamento lateral edos truques em fase, conforme apresentado na Figura 1 O
e
T
•
LModo Lateral dos Truques
Figura 9 -Deslocamento lateral dos truque em oposição de fase
RSB PECii-CPTM2014
e
DINÂMICA VEICULAR 12
T
e ee
e- L
Modo Lateral dos Truques
Figura 10 -Deslocamento lateral dos truque em fase
Outros modos devido aos movimentos dos truques podem estar presentes, mas apenas os
principais foram apresentados.
e e e
RSB PECE-CPTM 2014
-
e•e
DINÂMICA VEICULAR 13
4. Referências Bibliográficas
e[1] Barbosa R. S. (2005) Safety Criterion for Railway Vehicle Derailment. Proceedings of the
gth Intemational Heavy Haul Conference, Intemational Heavy Haul Association - IHHA, epp. 477-484, Sponsored by CVRD, Rio de Janeiro, Brasil. e
[2] Barbosa, R. S. (2004) A 3D Contact Force Safety Criterion for Flange Derailment of a
Railway Wheel". Joumal ofVehicle System Dynamics, 2004, Vol. 42, n° 5, pp. 289-300.
[3] Barbosa, R. S. (1999) Aplicação de Sistemas Multicorpos n Dinâmica de Veículos
Guiados. Tese de Doutorado na Universidade de São Paulo, São Paulo, Brasil, pp. 273.
[4] Barbosa, R. S., Costa, A., (1996) Dinâmica do Rodeiro Ferroviário, Revista Brasileira de
Ciências Mecânicas- ABCM, v. 18, n. 4, p. 318-329.
[5] Klingel, (1883) Uber den Lauf der Eisenbahnwagen auf gerader Bahn. Organ Fortsch
Eisenb-wes 38, pp. 113-123.
RSB PECE-CPTM2014