Seleção do tipo de atuador linear

A análise comparativa para a seleção do tipo de atuador a adotar incidiu sobre cinco fatores: geometria, força, curso, velocidade e custo. Para que se definissem constrangimentos geométricos, produziram-se modelos em cartão da estrutura toroidal, com base nos desenhos preliminares, com diferentes diâmetros internos (ver Figura 3.2). Esses modelos foram levados até a um pomar de pessegueiros, onde se testou e apurou qual o diâmetro interno que permitia executar o movimento de varrimento pretendido, ao longo dos ramos, com uma maior fluidez, i.e. sem que outros ramos ou os frutos se apresentassem como um obstáculo a esse movimento. Da estrutura toroidal resultante e da disposição de atuadores escolhida, verificou-se ser conveniente, para que não se tivesse de aumentar o volume do dispositivo, que a geometria de cada atuador não ultrapasse significativamente os 75 mm segundo a dimensão perpendicular ao eixo de atuação e 40 mm segundo a direção longitudinal. Adicionalmente, realizou-se a monda manual de pêssegos, o que permitiu estimar uma carga dinâmica equivalente necessária para a remoção dos frutos de cerca de 1 kgf (9,81 N).

9,81

act

F



N

Apurou-se uma duração para operação de monda de cerca de 20 minutos por árvore por pessoa, correspondendo com os valores encontrados na literatura mencionados nas especificações definidas anteriormente. Considerando um pessegueiro com um total de 55 ramos mistos, obtém-se um tempo de aproximadamente 22 segundos por ramo. A maior parte dos ramos apresenta um comprimento entre 30 a 70 cm, ou seja, 50 cm de média, pelo que se pode calcular que a velocidade de varrimento que o dispositivo de monda tem de vencer para apresentar vantagem face ao método manual é de 2,27 cm/s. Arbitrando um coeficiente de segurança de 1,25 , obtém-se aproximadamente:

varr

2,85

/

v



cm s

Os pessegueiros apresentam em média 4,3 flores por cada 10 cm de ramo. Considerando uma taxa de vingamento de 70%, aproximadamente a média das taxas observadas em [151], resultam cerca de 3 frutos por cada 10 cm de ramo. Considerando uma distribuição uniforme desses frutos, e que numa dada situação se pretende remover 2 frutos seguidos com o mesmo atuador, obtém-se uma distância de 5 cm entre centróides dos frutos, o ponto de impacto ideal. Assim, atendendo à velocidade de varrimento anteriormente definida, para que o atuador esteja pronto a disparar entre dois frutos, pode-se calcular um período de ciclo de atuação máximo de:

1,75

act

t



s

Dada a geometria da estrutura do dispositivo e o seu posicionamento face aos frutos, tem- se que cada actuador deve apresentar no máximo um curso de:

40

d



mm

Então a velocidade linear mínima do atuador vem:

4,57

/

act

v



cm s

Como se pode observar na Tabela 6, as soluções encontradas apresentam-se como sendo sobredimensionadas face aos requerimentos do dispositivo de monda, e consequentemente demasiado volumosas e onerosas. No caso dos atuadores eletromecânicos, a maior parte das soluções apresenta uma estrutura demasiado longa e aquelas mais compactas, mas de performance elevada, são demasiado onerosas. Por vezes, estes requerem ainda a aquisição de um controlador específico, o que acresceria ainda ao seu custo. Existem soluções mais compactas e menos onerosas, mas falham em cumprir simultaneamente os requerimentos de força e velocidade. Geralmente apresentam uma força elevada, mas uma velocidade reduzida por se basearem em motores de passo. No que diz respeito aos solenóides comuns, sejam tubulares ou open frame, para o curso pretendido, apresentam também um comprimento demasiado elevado, e o número de fabricantes que produzem solenóides com curso suficiente é limitado. Os solenóides chamados de linear voice coil, seriam uma excelente opção, mas o seu preço é proibitivo. Além disso, o diâmetro do veio dos atuadores eletromecânicos e solenóides tende a ser pouco ideal, superior a 1 cm, o que se aproxima ao diâmetro dos frutos. A solução que melhor se adapta ao dispositivo de monda, entre aquelas encontradas no mercado, são os atuadores pneumáticos, pois permitem elevadas

velocidades de atuação e exercem grandes forças de impacto. A carga lateral máxima admissível pode representar um problema, já que para atuadores pneumáticos compactos, os fabricantes recomendam valores inferiores a 1 N. Tendo em consideração a força de impacto que se pretende exercer e a imprevisibilidade da existência de obstáculos no meio de operação, seria impossível garantir tal condição. Além disso, os atuadores pneumáticos apresentam o inconveniente de requerer elementos adicionais, no mínimo, um compressor, unidade de filtragem e regulação, e um bloco de electroválvulas, o que poderia comprometer a eficiência energética, o conforto de utilização e manobrabilidade do dispositivo.

Tabela 6 - Sintese dos critérios de seleção do tipo de atuador linear a adotar.

Eletromecânicos

[152, 153]

Solenóides

[154, 155]

Pneumáticos [156]

Variantes Actuador de fuso Actuador de esferas

Tubulares

Open Frame Linear Voice Coil

- Geometria 83x41x41 mm 184x79x73 mm 79x15x19 mm Força máxima 800 N 58 N 55 N Curso máximo 50 mm 38 mm 40 mm Velocidade máxima 20 cm.s-1 50 cm.s-1 500 cm.s-1 Custo unitário >300€ >45€ >35€ + Alimentação e comando >200€ Outras observações

Existem soluções mais compactas e de custo inferior, mas falham em cumprir os requisitos de força ou velocidade. Regra geral, possuem força elevada, mas baixa velocidade. Os de velocidade elevada são demasiado caros. Os comprimentos mínimos encontrados rondam os 20 cm.

Geralmente não são apropriados para ciclos de trabalho curtos. Solenóides open frame apresentam uma melhor relação preço/custo mas são mais volumosos.

Linear voice coil são

essencialmente um motor linear, mas com preço proibitivo.

Requer

compressor, filtro e bloco de

Tendo em conta estas considerações, decidiu-se projetar um atuador linear customizado compacto e de baixo custo, com especificações ajustadas à aplicação em questão. Este atuador é constituído por um servomotor de baixo custo, cujo movimento rotacional é convertido em linear através da transmissão entre um pinhão montado no veio do servo e uma cremalheira redonda, que age como veio do atuador (ver Figura 6.1). No Anexo I encontram-se os desenhos técnicos das diferentes figuras expostas neste capítulo.

Figura 6.1- Cremalheira redonda.

Esta abordagem também poderia ser concretizada com recurso a motores DC comuns, com caixa redutora, um encoder e controlo PID, contudo tenderia a resultar num maior volume [152]. Poder-se-ia também pensar em recorrer a motores de passo, já que permitem uma grande precisão de controlo de posição. Contudo, estes são também significativamente mais volumosos e tendem a apresentar uma velocidade rotacional baixa. O maior inconveniente da solução que se decidiu adotar é o facto de que geralmente os servomotores de baixo custo não apresentam especificações técnicas de grande relevo, nomeadamente, não é comum ser disponibilizada a curva velocidade-binário, nem uma medida de precisão de controlo de posição radial. Contudo, dada a existência de um sistema de feedback, a velocidade tende a manter-se razoavelmente constante para cargas dentro dos valores máximos especificados. Adicionalmente, contêm desde logo integrado um circuito de controlo e devido à caixa redutora que possuem integrada, apresentam uma densidade de potência bastante elevada. Através de uma breve pesquisa, verificou-se a existência de

diversos produtos que apresentavam uma combinação de binário e velocidade máxima significativamente superiores aos requeridos, com uma geometria extremamente compacta, pelo que se decidiu avançar com esta abordagem. As especificações do servomotor adotado seguem na Tabela 7.

Tabela 7 - Especificações dos servomotores Feetech FS90R [167].

Dimensões (mm) 32 x 30 x 12

Binário de bloqueio (N.mm) 147 (1,5Kg.cm)

Velocidade rotacional sem carga (rad/s) 13,6 (130 RPM)

Tensão de Alimentação (V) 6

Consumo em repouso (mA) 6

Consumo em bloqueio (mA) 650

Sinal de controlo PWM (μs) Sentido horário: 1500 a 700 Sentido anti-horário: 1500 a 2300

Note-se que o binário de bloqueio verifica a condição da carga dinâmica equivalente necessária, para qualquer engrenagem de transmissão com um raio primitivo inferior a 15 mm. Uma velocidade de 130 RPM corresponde a 2,17 ciclos por segundo ou 0,46 segundos por ciclo, pelo que verifica a condição relativa à velocidade de actuação, com um coeficiente de segurança de 3,8, no caso mais crítico, em que se realize uma rotação completa para a extensão do veio de uma rotação para a sua recolha. Após a receção dos motores e um breve ensaio, foi reconhecido um lapso, a velocidade mínima requerida não depende apenas do ciclo de trabalho pretendido, uma vez que o que se pretende é produzir uma força de impacto. Contudo, mesmo sendo conhecidas as dimensões e consequente massa do veio, a força de impacto impelida aos frutos, resultante da variação de momento linear do veio, é de difícil estimativa, uma vez que os frutos se encontram fixos às árvores através dos pedúnculos, elementos de grande flexibilidade. Então, introduziu-se uma mola para armazenar energia durante a recolha do veio e libertá-la rapidamente no disparo, procurando-se maximizar a energia cinética conferida ao veio (ver Figura 6.2.)

(a) (b) Figura 6.2 - Mola.

Posteriormente, reconheceu-se ainda que a força de atrito da caixa redutora não era suficiente para impedir a rotação do motor uma vez recolhido o veio. Testou-se a hipótese de aplicação de uma tensão constante aos terminais do motor, de forma a se manter um binário mesmo quando cessado o envio de um comando de movimento. Contudo, verificou- se que o aumento do consumo de corrente era demasiado elevado face à capacidade da bateria selecionada, cerca de 10 mA por servomotor. Optou-se então por uma solução mecânica adicionando-se um mecanismo de lingueta e roda de lingueta (ver Figura 6.2).