I. INTRODUCCIÓN
Un vehículo de tracción humana (VTH) se define como cualquier vehículo impulsado exclusivamente por la fuerza muscular del ser humano. Los diseños de estos varían según la función y el objetivo que se pretenda. Han sido utilizados como una alternativa de transporte en todo el mundo, debido a los problemas de movilidad que se están generando en los diferentes países. Existen diferentes tipos de VTH, entre los que se encuentran las bicicletas reclinadas o recumbent, cuyo diseño varía entre dos y cuatro ruedas, son vehículos en los que la posición del conductor se encuentra inclinada hacia atrás y los pedales están al frente, lo que se traduce en una mejora en la ergonomía respecto a una bicicleta convencional de dos ruedas.
El componente principal de un VTH tipo recumbent es el chasis, el cual, desde el punto de vista de la ingeniería, representa el elemento con mayor complejidad al momento de determinar las pautas en el diseño. Las características más importantes del chasis son el peso y la rigidez [1]. La rigidez viene ligada con la estabilidad, pues resulta indeseable alguna deformación en cualquier parte del chasis, ya que puede poner en riesgo la manejabilidad del vehículo. También deben tenerse en cuenta otros requisitos: la fiabilidad, los costes, la ergonomía, y la comodidad. Sin embargo, no existe una norma particular que permita estandarizar el diseño.
El proceso de manufactura de este tipo de vehículos no está dentro de los procesos productivos de la ciudad de Montería, hasta el momento solo se fabrican bicicletas convencionales, por lo que es necesario implementar una metodología de diseño que permita la inclusión del VTH tipo recumbent a la industria local, de forma competitiva desde el punto de vista comercial, para que pueda ser considerada como medio de transporte alternativo. Es aquí donde el diseño para manufactura y ensamble juega un papel fundamental como estrategia para realizar la planificación del proceso de construcción y ensamble en la etapa de diseño, y de acuerdo con lo indicado por Barbosa [2]: “al crear un nuevo producto, la metodología DFMA debe aplicarse en una etapa temprana del diseño del proyecto para identificar las necesidades que debe cumplir el producto. Además, a través de la reducción en la cantidad de piezas en un ensamblaje se produce un efecto de bola de nieve en la reducción de costos, debido a que los dibujos, especificaciones y proveedores adicionales ya no son necesarios, adicionalmente, se elimina el inventario. Todos estos factores tienen un efecto importante en los gastos generales, que, en muchos casos, constituyen la mayor proporción del costo total del producto [3].
La metodología DFMA parte desde el diseño para ensamblaje (DFA); es una metodología estructurada para el análisis del diseño conceptual, o existente para la simplificación del proceso de diseño y de ensamblaje; esta es considerada una pieza clave del diseño para la manufactura (DFM) [4]. Por lo general, el proceso de ensamble/desensamble representa al menos un tercio del costo del producto [3]. A través de DFM se facilita la manufactura del conjunto de piezas que conforman el producto antes del ensamble [3], este busca la integración de criterios de manufactura en el proceso de diseño del producto [5]. Por otro lado, los módulos de ensamblaje disponibles de software de CAD en 3D y su enfoque específico al modelado de ensambles, tienen una fuerte influencia en cómo los productos están diseñados [6].
Un ejemplo de este tipo de ensamblaje se encuentra en [7], quienes diseñaron un VTH como medio de transporte alternativo en la India. Concluyeron que el diseño podría ser considerado para producción en masa, con el fin de reemplazar vehículos de combustión interna, lo que contribuye a la sostenibilidad ambiental debido a que son considerados amigables con el ambiente, de fácil mantenimiento y alto desempeño.
Actualmente, existen varias empresas dedicadas al diseño y fabricación de VTH tipo recumbent. En Alemania, la empresa VELOMO fabrica trike veloces, de bajo peso, estables y ergonómicos [8]. En Estados Unidos, la empresa CATRIKE fabrica su modelo CATRIKE 700 con chasis hecho en aluminio, el cual le permite tener un bajo peso y una mayor velocidad, tanto así que es nombrado como el trike urbano más rápido [9].
II. METODOLOGÍA
De acuerdo con la metodología propuesta por Boothroyd y Dewhurs [3], ilustrada en la Fig. 2, la aplicación de la metodología DFMA parte de un diseño conceptual que debe responder a la necesidad de hacer una mejora en cuanto a fabricación, funcionalidad y ensamble de un diseño inicial. Para este trabajo, consiste en el diseño del chasis de un VTH construido por estudiantes de la Universidad de Córdoba en el año 2014, y al que se denomina VTHR-1, el cual se ilustra en la Fig. 1. Por medio de una herramienta de diseño asistido por computadora (CAD), proporcionada por SolidWorks®, se realizarán los respectivos ajustes y cálculos estructurales.
A. Diseño conceptual
En esta etapa se definieron los parámetros geométricos más importantes que el diseño del chasis debe considerar. Estos se determinan por el diseño de la red de ciclo rutas de la cuidad de Montería, en donde el vehículo solo debe ocupar un carril de la misma. De igual manera, la altura del vehículo debe ser suficiente para evitar que la cadena o el chasis toquen el suelo en terreno irregular. La geometría del tren delantero se determinó por los ángulos relativos de la suspensión, como son: camber (σ), caster (γ), y kingpin (θ), mostrados en la Fig. 3. De acuerdo con estudios previos de ergonomía, se definió la geometría de la silla, y la longitud del chasis se determinó por el espacio que ocupa el piloto.
El proceso de diseño se validó mediante análisis de elementos finitos (FEA) realizado en SolidWorks 2015®, el cual tuvo como objetivo determinar las dimensiones óptimas de los elementos estructurales del chasis, a través de una herramienta llamada “estudio de diseño”, en los sectores donde el chasis presentó los mayores esfuerzos. En este estudio se usaron los datos de un análisis estático inicial como datos de entrada para el estudio, de tal manera que el factor de seguridad (FDS) respecto al límite de fluencia fuese mayor o igual a 1,4 con la menor relación costo/peso posible; la masa máxima del chasis se estableció en 10kg; posteriormente, se seleccionó el perfil con la mejor relación entre peso-FDS-costo, y finalmente, con un análisis de fatiga en la zona donde se presentaron los mayores esfuerzos de Von Mises, se calculó la vida útil del chasis. El proceso está ilustrado en el diagrama de flujo Fig. 4.
Las fuerzas involucradas en el análisis son aquellas producidas por impactos con irregularidades en el terreno; se tomó como modelo un resalto de reducción de velocidad, en un terreno plano y en donde las llantas delanteras chocan con el mismo simultáneamente, como se ilustra en la Fig. 5 tomada del trabajo realizado por Buitrago [10].
Adicionalmente, se tuvieron en cuenta las fuerza por volcamiento lateral de acuerdo con la normativa de seguridad establecida por la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos (ASME) [11], como se ilustra en la Fig. 6.
B. Fuerzas de impacto por irregularidades del terreno
La Fig. 7 muestra el diagrama de cuerpo libre utilizado para el cálculo de la distribución de peso (K) en el tren delantero, necesaria para obtener las fuerzas ocasionadas por las irregularidades del terreno. El peso del conductor/vehículo (WR) se concentró en el centro de masa (C), a una altura (YT) sobre el suelo. WR produjo las reacciones R1 y R2 en la suspensión frontal y trasera, respectivamente. Con la relación R1/R2 se calculó la distribución del peso (K) en el tren delantero del vehículo. Este resultado permitió el cálculo de la fuerza de impacto en cada tren. En la Fig. 7 (b) se muestra que la reacción R1 se divide en dos, y se transmite desde el suelo hacia la estructura del chasis.
La coordenada del centro de masa (X T , Y T ) de la fuerza WR y la distribución de peso se determinó en SolidWorks® 2015. La fuerza de impacto ocasionada por las irregularidades fueron transformadas en fuerzas estáticas equivalentes Fe y Fe’, las cuales están aplicadas como las reacciones R1 y R2, respectivamente; a través del comando “masa remota” en SolidWorks®, se usaron las Ec. 1, Ec. 2, Ec. 3 y Ec. 4 acorde con el modelo propuesto por Buitrago [10] para hallar dichas fuerzas estáticas equivalentes. Se tuvo en cuenta la geometría de las irregularidades [12], la velocidad horizontal del VTH (Vx) y la distribución de peso en el tren delantero y trasero. Se tomó Vx = 20 km/h porque es la máxima velocidad de circulación en terreno urbano [12].
Donde:
Vx: Velocidad horizontal del vehículo
Vy: Velocidad vertical del vehículo
a y: Aceleración vertical
h: Altura del punto de contacto inicial llanta/resalto
(: Ángulo entre el punto de contacto llanta/resalto y el suelo
C. Volcamiento lateral
Se utilizó 1330 N como fuerza de volcamiento con base en las exigencias de diseño de VTH propuestas por la ASME [11]. Esta fuerza se aplicó horizontalmente a un costado de la barra antivuelco a la altura de los hombros, como se ilustra en la Fig. 6.
D. DFA
En este trabajo el DFA estuvo enfocado a reducir el número de partes móviles que conforman el sistema de transmisión de potencia mediante modificaciones a la geometría del chasis, en donde se tomó como base de comparación el diseño del VTHR-1
E. DFM
El DFM del diseño del chasis estuvo enfocado a reducir el costo y complejidad del proceso de manufactura mediante la disminución del número de cortes, dobleces y longitud del cordón de soladura, para lo cual se realizó una cotización de los precios de cada proceso de manufactura en la ciudad de Montería.
Otro factor que estuvo determinado por el DFM, fue la reducción de la cantidad de material para la construcción del vehículo, para disminuir el peso de la estructura y reducir el costo. El material se seleccionó de acuerdo con las propiedades mecánicas del mismo y con su disponibilidad en la ciudad de Montería.
F. Prototipo
Una vez integrada la validación del diseño con el DFMA, se propuso el prototipo final del chasis con las mejoras en cuanto a peso, complejidad y costo de manufactura, y se calculó la reducción para cada uno teniendo en cuenta la Ec. 5.
III. RESULTADOS Y DISCUSIONES
A. Diseño conceptual
El VTH se diseñó para conductores con estaturas entre 1,60 y 1,90 m, un peso máximo de 90 kg y un ancho máximo de los hombros de 0,70 m para que el vehículo solo ocupe un carril de la ciclo-ruta, el ancho máximo del tren delantero fue de 0,54 m. La altura entre el punto más bajo del vehículo y el suelo se estableció en 0,18 m, donde la altura promedio de las irregularidades fue 0,11 m. La longitud total y la distancia entre centros de los trenes delantero y trasero se determinaron en 1,80 m y 1m, respectivamente. Los valores de σ, γ, y θ se muestran en la Tabla I , donde se comparan con los valores del VTHR-1.
El ángulo de inclinación del espaldar de la silla fue establecido en 120° para minimizar el recargo en la columna y mejorar el confort del conductor [13]; el ancho del asiento fue 0,35 m de acuerdo con la norma DIN 33.402 (1981), y un largo de 0,3 m, de tal forma que la pantorrilla no roce con el asiento durante el pedaleo, con el fin de evitar lesiones por la fricción. Adicionalmente, se evita lesiones por compresión en la zona perineal, la cual produce daños a la salud sexual en ambos sexos [14-16].
El camber aumenta la fuerza lateral que los neumáticos pueden soportar durante el giro en una curva [17], sin embargo, se seleccionó un camber de cero para el VTH debido a que en el primer diseño se observó desgaste excesivo en las llantas y rodamientos para un ángulo σ = -20°. Adicionalmente, el camber no mejora la estabilidad direccional y afecta negativamente en la aceleración y frenado [17]. Por otro lado, según Horwitz [1], con un caster de 12° se mejora considerablemente la estabilidad. Un caster positivo tiende a enderezar la dirección cuando el vehículo circula hacia adelante, por lo tanto, ese valor se utilizó para mejorar la estabilidad en línea recta [17]. El valor del kingpin calculado por construcción geométrica fue 13,3°. El primer diseño tuvo un kingpin de 20°, sin embargo, el eje de dirección estaba paralelo a la llanta, lo que aumenta la fuerza de torsión momentánea cuando la llanta golpea un resalto o bache en la carretera, la cual se transmite a la dirección en forma de vibración [18]. Además, si la prolongación del eje de dirección intercepta el punto de contacto entre la llanta y el suelo, la dirección se afecta menos por defectos en la carretera, lo que mejora el efecto del caster para auto alinear la dirección en línea recta [1].
B. Análisis de elementos finitos
Se empleó una malla sólida de 9.67 mm como tamaño máximo de elemento, basada en curvatura y 466,476 grados de libertad (GDL). La verificación jacobiana usó 29 puntos gaussianos para mejorar la calidad y la precisión del análisis. El solver seleccionado fue FFEPlus debido a su rapidez en la solución de problemas con más de 100,000 GDL. Para la selección del material, en primera instancia, se realizó la búsqueda de los perfiles circulares de tipo estructural disponibles en la industria local, con el fin de disminuir costos adicionales por concepto de transporte, y posteriormente se hizo el estudio de diseño (ver Fig. 8) mediante el análisis de elementos finitos proporcionado por SolidWorks 2015®, con el fin de determinar el espesor adecuado del mismo, para lo cual se tuvieron en cuenta las fuerzas calculadas a través de las Ec. 1, Ec. 2, Ec. 3 y Ec. 4, que se muestran a continuación en la Tabla 2.
Como resultado de lo anterior, se determinó que el material cuya disponibilidad, costo y resistencia era apropiado como material estructural, fuera el acero ASTM A500 grado B, que de acuerdo con la ficha técnica proporcionada por el fabricante [19], cuenta con un esfuerzo de fluencia de 295MPa.
En la Tabla 2 se muestran los resultados del cálculo de las fuerzas de impacto producidas por las irregularidades del terreno aplicadas al chasis.
De acuerdo con el valor de K mostrado en la Tabla 2, el 48,3% del peso se concentra en la parte delantera, mientras que un 51,7% se distribuye en el tren trasero. La Fig. 7 muestra los resultados del estudio de diseño realizado al tren delantero, en donde se usaron perfiles circulares con diferentes diámetros y espesores.
En la Fig. 8 se puede apreciar que la mayoría de perfiles con espesores de 2 mm a 3 mm cumplen con el requerimiento de resistencia mínima impuesto, ya que poseen un factor de seguridad por encima de 1,4, el cual es resaltado con la línea de color rojo, pero su implementación en el vehículo otorgaría una masa total por encima de los 10 kg; por el contrario, se observa que un perfil de diámetro 32,9 mm y espesor de 1,5 mm se ajusta perfectamente al objetivo de minimizado de masa, pero no cumple con el requerimiento de resistencia mínima. Solo un perfil con diámetro de 32,9 mm y espesor de 2 mm (diámetro nominal 1” calibre 14), y los perfiles con diámetro 42,2 mm y 48,3 mm y espesores de 1,5 mm (1 ¼” y 1 ½” calibre 16), se ajustan a ambos requerimientos.
En la Tabla 3 se comparan los tipos de perfiles que cumplieron los requerimientos impuestos de resistencia y masa. Finalmente, el perfil seleccionado para implementar en el diseño fue el perfil estructural circular 1 ¼” calibre 16, por ser el material con la mejor relación FDS-Masa-Costo.
Las Fig. 9, Fig. 10 y Fig. 11 muestran los resultados de los análisis de elementos finitos con los perfiles adecuados resultantes del estudio de diseño para el tren delantero, trasero y la barra antivuelco, respectivamente. Se puede ver que los esfuerzos máximos de Von Mises no superan el límite elástico del material en ningún caso. Los resultados se recopilan en la Tabla 4.
La fuerza de impacto producida por las irregularidades genera un esfuerzo de 179 MPa en el elemento de unión entre el tren delantero y la silla, como se muestra en la Fig. 9. Esto corresponde a un factor de seguridad dinámico (FDS) de 1,6, lo que indicó que un conductor de 90 kg que viaja a 20km/h puede chocar contra un resalto sin afectar la integridad del chasis. Por otra parte, los esfuerzos de Von Mises en la barra antivuelco no superan el límite elástico.
La Fig. 12muestra el punto crítico del chasis donde se realizó la simulación de fatiga con los datos del estudio estático final del tren delantero, el criterio de Soderberg, y una relación de esfuerzos R=0. Se calculó una vida útil de 4,293x105 ciclos, equivalente a una vida de 29 años si se realizan cuarenta ciclos cada día del año.
C. DFA
En la Fig. 13 se muestra la comparación entre el sistema de transmisión de potencia del VTHR-1 (Fig. 13a) y el sistema de transmisión de potencia del rediseñado, aplicando DFMA (Fig. 13b), donde se observa una reducción en la complejidad y el número de piezas móviles que conforman el sistema, que pasó de estar conformado por 32 piezas en el VTHR-1 a 10, gracias a modificaciones en la geometría del chasis enfocadas en disminuir los elementos que determinan la trayectoria de la cadena. Se puede ver que en la Fig. 13ª, el trayecto de la cadena, que esta pasa por cuatro mecanismos enumerados en la imagen, el mecanismo 13a-1 consiste en el piñón impulsor que está acoplado a los pedales que transmiten la fuerza de las piernas del conductor al sistema de transmisión de potencia; en el mecanismo 13a-2 la cadena es redirigida para evitar que choque con el chasis; luego llega al mecanismo 13a-3 donde nuevamente es redirigida hacia el mecanismo 13a-4, donde el torque es transmitido a la llanta trasera.
Por otra parte, la Fig. 13b muestra un trayecto simplificado, la potencia se transmite a la cadena en el mecanismo 13b-1 por medio del piñón impulsor y pasa directamente al mecanismo 13b-2 que transmite el torque a la llanta trasera.
D. DFM
Para la construcción del chasis se estimaron tres procesos de manufactura fundamentales: corte, doblado y soldado. Cada uno de ellos con un costo especifico cotizado en la ciudad de Montería. El costo del proceso de corte de la tubería estructural depende del número de cortes completos que se hagan, el costo del doblez está determinado por la longitud de arco del mismo, y el costo del proceso de soldadura depende de la longitud del cordón. Las Fig. 13, Fig. 14, Fig. 15 y Fig. 16 muestran la comparación del primer diseño sin DFMA, con el diseño con DFMA para el tren delantero, el tubo central y la estructura de la silla, respectivamente.
La Tabla 5 muestra el análisis comparativo entre el chasis del VTHR-1 sin DFMA, y el diseño actual, donde se aplicó DFMA. En la tabla en cuestión se empleó el costo del material y los procesos de manufactura requeridos.
PM: Procesos de manufactura. Tubería (diámetro/espesor): A: ½”/2 mm, B: 1¼”/1,5 mm,C: 1½” /2,3 mm, D: ½”/1,5 mm, E: 15x30mm/1,5 mm.
Se observa que el número de dobleces se incrementó en 2, pero la longitud de arco disminuyó 45,6 %. Adicionalmente, se redujo el número de cortes de 21 a 15, lo que indica que el chasis requiere menos uniones entre elementos por soldadura, es decir, la longitud del cordón de soldadura se pasó de 2,057 m a 1,400 m, lo que equivale a una reducción del 32%. Por otra parte, se requiere menos potencia para mover el VTH debido a la reducción de 19% en el peso. De igual manera, se disminuyó el número de elementos estructurales de diferente referencia: el diseño actual requiere dos tipos de elementos estructurales para la construcción de todo el chasis, a diferencia del primer diseño que empleó cuatro, lo que se traduce en una disminución en el costo y la complejidad de la manufactura. En el sistema de transmisión de potencia se disminuyó el número de piezas, que pasó de 32 piezas para el VTHR-1, a 10 piezas para el diseño con DFMA, esto es una reducción del 69% en la complejidad del ensamble.
De acuerdo con lo mostrado en la Tabla 6, teniendo en cuenta la cantidad de material, los procesos de manufactura y los costos respectivos, se calculó una reducción en los costos de manufactura y material de la siguiente manera:
Realizar la reducción de costo es importante, ya que algunas investigaciones han determinado que a través de la aplicación de la metodología DFMA las ideas de diseño logran reducir el costo general de fabricación del producto, y como resultado de la implementación, se identifica una mejora significativa en términos de la arquitectura del producto, el tiempo de montaje y la eficiencia del diseño [20].
E. Prototipo
La Fig. 17 muestra el prototipo final del chasis del VTH diseñado y cada una de sus partes.
IV. CONCLUSIÓN
A través de estudios de diseño asistidos por computadora, basados en análisis de elementos finitos, se determinaron las dimensiones y configuraciones estructurares del chasis con un factor de seguridad de 1,6 y una vida de 1,597x104 ciclos en el tren delantero, lugar donde se generan los mayores esfuerzos al momento de impactar con un reductor de velocidad.
Se diseñó el chasis de un VTH de tres ruedas tipo recumbent como alternativa de transporte en la ciudad de Montería, en cuyo proceso se tuvieron en cuenta las particularidades del terreno para el cálculo de las fuerzas que influyen en el análisis estructural del chasis. Todo esto en función de la metodología de diseño para manufactura y ensamble DFMA, lo que permitió la planificación de procesos de fabricación.
El proceso hizo posible generar una reducción del 19% en el peso del chasis, una disminución del 32% en costo de los materiales y la manufactura. Adicionalmente, la complejidad del ensamblaje del sistema de transmisión de potencia se redujo en un 69%, todo esto en comparación con un diseño anterior sin DFMA denominado VTHR-1.
Por lo anterior, la metodología DFMA jugó un papel importante al momento de incrementar la competitividad desde el punto de vista económico del diseño del VTH, lo cual incrementa las posibilidades de éxito del proyecto como una alternativa de transporte viable, segura y efectiva.