UDCCM – RAC

MEEG401 – Phase 4 Performance Validation 

 

Team 7: Vincent Borsello, Michael Brill, Daniel Gempesaw, and Travis Mease 

12/7/2007  

 

 

   

The  fourth Phase of  the Senior Design project consists of empirical design validation of  the prototype specified in Phase Three. This document provides a summary of the work done to with the inclusion of Phase Four, and discusses a path forward to be used at the end of the semester. 

Table of Contents Introduction .................................................................................................................................................. 4 

Performance Goals ........................................................................................................................................ 4 

Design Process .............................................................................................................................................. 5 

Phase One ................................................................................................................................................. 5 

Phase Two ................................................................................................................................................. 5 

Phase Three ............................................................................................................................................... 6 

Analysis ................................................................................................................................................. 7 

Phase Four ................................................................................................................................................. 8 

Design Discrepancies ............................................................................................................................ 9 

Tests: Summary, Results, & Analysis ............................................................................................................. 9 

Weight ....................................................................................................................................................... 9 

G‐Force Threshold ................................................................................................................................... 10 

Fore/Aft Test ....................................................................................................................................... 10 

Lateral Test of Base ............................................................................................................................. 11 

Product Life ............................................................................................................................................. 12 

Lateral Test of Arm & Base ................................................................................................................. 12 

Footprint ................................................................................................................................................. 12 

Path Forward: Conclusion ........................................................................................................................... 12 

Conclusion ............................................................................................................................................... 13 

Appendices .................................................................................................................................................. 14 

A: UDesign – Customers Page & Scope ................................................................................................... 14 

B: UDesign – Benchmarking & Metrics ................................................................................................... 15 

C: UDesign – Metrics (continued) ........................................................................................................... 17 

D: Force Analysis ..................................................................................................................................... 18 

E: Stress & Deflection Analysis ‐ Arm ...................................................................................................... 21 

E: Stress & Deflection Analysis – Base .................................................................................................... 24 

F: Bolt Analysis ........................................................................................................................................ 27 

G: Clevis Analysis ..................................................................................................................................... 31 

H: Pivot Pin Analysis ................................................................................................................................ 34 

I: Seat Attachment Analysis .................................................................................................................... 39 

J: Gantt Chart .......................................................................................................................................... 41 

K: Manufacturing .................................................................................................................................... 42 

L: Fore/Aft Test Details ........................................................................................................................... 43 

Fore/Aft Test Images ........................................................................................................................... 44 

M: Lateral Test Details (No Arm) ............................................................................................................ 45 

Lateral Base Test Images ..................................................................................................................... 46 

N: Lateral Test Details (w/Arm)............................................................................................................... 47 

Lateral Arm Test Images ..................................................................................................................... 48 

O: Test Plans ............................................................................................................................................ 49 

Base Fore/Aft Static Load .................................................................................................................... 49 

Base Lateral Load ................................................................................................................................ 49 

Base Arm Load .................................................................................................................................... 50 

Data Analysis ....................................................................................................................................... 50 

P: Cost Analysis ....................................................................................................................................... 51 

 

   

Introduction Due  to  the  extreme  impacts  experienced  while 

boating  at  high  speeds  in  inclement  weather,  shock‐mitigating marine seats are a necessity for passengers and drivers  on  boats.  In  weight  critical  applications,  the available  solutions  are  incapable  of  satisfying  customer wants, creating the need for a lightweight shock seat. The scope  of  this  project  is  to  design  the  support  structure and manufacturing  process  for  a  shock mitigating  seat, excluding  the  damping mechanism  and  the  actual  seat itself.  To  be  clear,  the  term  “shock  mitigating  marine seat”  refers  to  an  object  comprised  of  four main  parts: the seat, the attachment between the seat and the fixed base,  the  damping  mechanism,  and  the  fixed  base  or frame which includes the attachment to the boat. These parts can be seen in the figure shown above. 

The main priority of Phase Four  is empirical validation of  the performance  requirements. The performance  requirements  are based on  the  critical  aspects of  the  application  and  correlate directly with  the most  important  customer wants.  Empirical  validation  consists of designing,  conducting,  and analyzing  tests and  test data  in order to conclude affirmatively or negatively about  the success of  the design efforts made in the previous Phases.  

Performance Goals The critical performance goals  for  the proposed proof‐of‐concept prototype are  the weight of 

the structure, its G‐Force threshold, the work life, and the footprint on the ship. Table 1 summarizes the current goals and status of the concept. Details about the derivation and ranking of these metrics can be found in Appendices A‐C. 

Metric  Goal  Prototype Score Weight (lbs)  70.0 lbs  48.2 lbs G‐Force Threshold  20g Vertical, 4g Fore/Aft & Lateral   Design: 22g vert, 6g fore/aft & lateral Product Life (hrs)  1400 hrs (150 cycles of worst load)  Requires fatigue testing Footprint (in x in)  < 28in x 40in  22in x 23in Table 1 ‐ Performance Goals and Prototype Scores 

The general wall thickness was 0.1in and to provide reinforcement for localized stresses, certain areas were built up to a thickness of 0.25in. The tooling consisted of four support plates  for the pivot rod, two clevis pin plates, and a steel rod to simulate the ActiveShock. Using a pre‐impregnated carbon‐aramid  fiber composite  fabric and 304SS  for  the  tooling and  including a car‐racing seat,  the structure weighs 33.2 pounds. With the conservative assumption that substituting the real shock absorber for the steel rod and adding all of the necessary fasteners would increase the weight by fifteen pounds, giving a total  of  48.2  pounds.  The wall‐thicknesses,  geometry,  and material  properties  of  the  structure were 

What is a shock mitigating seat?

engineered  to  withstand  a  vertical  acceleration  of  22g’s  and  an  acceleration  of  6g’s  in  the  other directions:  “lateral”  and  “fore  and  aft”.  Due  to  the  unavailability  of  the  designed‐for  composite,  a substitute composite was used in the prototype – the implications of the change are discussed later. The analysis was performed to satisfy the worst case tri‐axial  load, and since a the majority of the  loadings are much weaker, its fatigue performance should be satisfactory. Long‐term testing of the validity of the prototype in fatigue conditions is outside of the scope of a one‐semester project, but it is the next clear step  for  the path  forward. Finally,  the  footprint  is 22in  (width) by 23in  (depth) –  for comparison,  the STIDD 800V53 footprint is 40in (depth) by 28in (width) (STIDD, 2007).  

Design Process 

Phase One The first phase of the design process began in early September and consisted of two main parts: 

benchmarking and problem definition. Inherent in problem definition was the wants and constraints and the need to  identify customers and their wants for the design. UDesign was employed as a method to sensibly rank and organize the customers’ wants in order to derive an aggregate set of wants that would be the main goals for the project. The specific scope of the project was clearly defined as the design of the frame and attachment mechanism portions of a shock mitigating seat, excluding the design of the damping mechanism or the seat. 

The  benchmarking  efforts  were  primarily  focused  on  the  options  that  the  Navy  presently employed  and  the  current  market‐leading  companies:  “ShockwaveSeats”  and  “STIDD”.  These  seat designs  featured a  seat  “sliding” on a  vertical  track while  supported by a  shock  to provide damping. Researching other existing  solutions  led  to  a  family of  seats offered by Ullman Dynamics  featuring  a completely different design  from  the other benchmarks.  Instead of a sliding mechanism,  the seat was mounted on a “cantilever” beam or arm free to rotate in the vertical plane and its motion was damped by a shock attached to the seat.  

Phase Two The next phase of the project was selecting a concept that would best satisfy all of the wants 

defined  in  the previous  stage. The  results of  the  ranking  the metrics based on  their  correlation with wants reflected the overall goal of the project: weight and G‐force capability were the highest metrics, followed by  the number  of parts,  the  size of  the  structure. A more detailed  glimpse of  the UDesign analysis is included in Appendices A – C. 

It  is  important  to  note  that  the  scope  of  the  project  did  not  dictate  a  full  scale  redesign  or necessitate the generation of a new design that was a complete departure from the existing solutions. Instead,  the  scope  was  geared  towards  adapting  an  existing  solution  to  use  carbon  fabric  as  the structural material instead of steel or aluminum alloys. 

 The  cantilever  concept  was  our  design  of  choice  because  in  benchmarking,  the  cantilever solutions  were  significantly  lighter  than  the  slider  products.  (See  Appendix  B  for  additional benchmarking  information.)  The  importance  of  weight  as  the  highest metric  for  success  drove  the selection  of  the  cantilever  concept,  but  it  also  held  advantages  in  the  other metrics.  The  cantilever benchmarks maintained a smaller footprint than the slider benchmarks and they also incorporated less large parts than the  latter.  In addition, the slider concept presented the problem of creating a bearing surface  for the sliding parts of the mechanism, a problem that was relatively easy  in metals but more complicated for composites. 

Using  the  Solid  Works  modeling  software,  a  virtual  model  of  the  prototype  based  on  the cantilever concept was created – isometric views of two of the early stages of the design are shown in the  figure at  the  top of  the page, with  the prevailing  favorite at  the end of Phase 2 on  the  right. The major subsystems are  labeled:  the arm would rotate around  the pivot rod where  it  is attached to  the base and its motion is damped by the shock. The design called for the seat, not shown in the picture, to be attached at the end of the arm at the flat planes.  

Phase Three At  the  end  of  Phase  2,  the  team  presented  their  progress  to  the  CEO  of  RAC,  Jonathan 

Sadowsky, and other sponsor contacts  for  feedback and discussion. A number of modifications  to  the design were  discussed  during  the  presentation  and  over  the  extent  of  this  phase with  emphasis  on concurrent design, or design  for manufacturing. The  first major change was to remove at  least one of the faces of both the arm and the base to facilitate laying up the composite fabric in female molds. Next, the pivot rod interface was reworked: initially, two tabs stuck out above the top of the base and the arm sat inside of the tabs as seen in the image on the left at the top of the page, but the tabs would be weak in torsion and very susceptible to tear‐out failure. To solve the torsion and tear‐out problems, the top 

face of thseen on th

AnalysisTo

The threethe  calculaborious eventually

Toand subsypaths  in include  emoment resulting does how

Aidentifiedsusceptibtransfer  tpossible attachmeblue  circlarm, the aThe attacmethod, e

Thdrilling  a discontinu

e base was rehe right. Thes

 o correctly ane forces actinlations  as  reset  of  desigy be absorbed

o  reduce  theystems of theconsideratioliminating  anarms,  as  win a simpler, 

wever present

lmost  witho to have threle to failure. through  the design  weant point.   Thes  in  the  figarm to the bahment pointseither bolts o

he bolt  connhole  throughues fibers.  A

eplaced and tse changes ar

nalyze the prog upon the salistic  as  posgn  analysis  wd by the boat

e  chances  of e structure wen.    The  benny  force magwell  as  remolighter struct some design

ut  any  calcuee main critic After establstructure  t

ak  points  we three attacure  include wase (pivot pois were recognor adhesive.   

ection pointsh  a  composit bolt connect

the holes werre depicted in

ototype, all aeat were appssible.    Fromwas  performet, or the struc

critical  failuere designed nefits  of  a  dgnifications  doving  any  eture.  The topn issues.   

ulations,  the al points thatishing how tthrough  loadwere  discovchment pointwhere  the  sent) and the bnized as poss

s exhibited wte  compromition method 

re incorporatn the image a

ssumptions aplied directly   the  center ed.    In  one cture would u

re,  all membwith direct lo

direct  load  pue  to  increaexcess  materpic of load pa

prototype  wt would be mhe forces wod  path  analyvered  at  ets, shown by eat  attaches base to the shsible failure a

weaker behavises  the  strucwas institute

Final p

ted into the Cbove. 

and simplificato the occupof  gravity  ofway  or  anotultimately fail

bers oad path sed rial; aths 

was most ould ysis, ach the to 

hip.  reas because

vior  then  thectural  integried at the seat

rototype with critical failur

C‐channel sect

ations were kepants center of  the  occupanther,  the  app.   

e they all requ

e  rest of  the ity  of  the mat attachment 

applied loads are points

tion of the ba

ept to a minimof gravity; kent,  a  detailedplied  loads  w

uired a conne

structure beaterial  by  creand the ship

and 

ase as 

mum.  eeping d  and would 

ection 

cause eating p deck 

attachment point.   As a  rule of good practices, holes  in any material  require a higher  factor of safety (usually a magnitude of 3) due to increased stress concentrations.  At the adhesive joints, failure was an issue because the joint’s ability to resist failure was based solely on the shear strength of the adhesive which was roughly 3,500 psi.   

To ensure the structure would not fail at these attachment points, a detailed failure analysis was undertaken for each one.  Most of the joints had the capacity to fail through six different modes; tear‐out, pull‐out, compression, interlaminate shearing, bending, and deflection.  The bolt connection joints were fairly simple to fix.  A larger washer would inhibit compressive failure and a greater distance from the edge would safely keep the bolt from tearing out.  The composite ply thickness possessed the ability to be  increased  to a certain extent, but  this did not satisfy all of  the  failure modes.     The mechanical failure  of  the  bolt was  not  a  huge  concern,  as  the material  properties  of  stainless  steel  ensure  that failure  in  the  composite would be  induced  first.   The  sizes and hole distances were all quantitatively found and the appropriate calculations can be found in Appendix F. 

Failure problems  related  to  the adhesive arose while determining  the method  for  connecting the arm to the base.   To ensure that failure would not occur at the pivot point, a metal support plate was adhesively attached  to  the  inner wall of  the base.   The objective of  the plate was  to prevent  the connector bar from tearing through the wall of the composite.  At the pivot point, the lateral force of 4 G’s induces a large torque which the composite was incapable of handling.  A metal support plate, 3.5 x 3.5  inches,  distributes  the  load  over  a  larger  surface  area  and  therefore  reduces  the  stress concentrations.  Although the failure of the composite has been avoided, another problem arises when attempting to transfer the load from the plate into the base.  For the prototype, an effective industrial adhesive was applied between the two.  The plate size was dimensioned through a shearing analysis of the adhesive found in Appendix H. The composite base also had a slightly larger diameter hole then the diameter of the connection rod to ensure that the entire  load was transferred from the plate  into the adhesive and then finally into the base.        

Phase Four Although  Phase  Four  nominally  began  at  the  beginning  of  November,  the  team  spent  the 

majority of November continuing the analysis that was part of Phase Three. The manufacturing process was designed during the fourth phase and is outlined in great detail in the Appendices. In particular, the major modifications to be made related to manufacturing were in the mold design. Due to carbon fiber prepreg’s material  characteristics  there were  a  few  slight modifications  that  had  to  be made  to  the design  in  order  for  it  to  be manufacturable.  First,  the mold  design  had  a  slight  draft  angle  of  two degrees,  allowing  for  the  actual  part  to  be  removed  once  the mold was  cured.  Another  important manufacturing aspect of carbon  fiber prepreg was  that  it was very challenging  to  lay up  the material around sharp corners. For this reason, the design incorporated a minimum of a 1 inch radius around all corner to avoid bridging. The final thing considered as far as differences between the part and the mold was  that  the mold was oversized  in comparison  to  the part, creating a bagging surface  that does not interfere with the actual parts. 

 

Design Discrepancies During prototype construction, a number of changes from the final version were  implemented 

for  various  reasons.  The most  obvious  deviation  from  the  final  version was  the material  used  –  the analysis was performed assuming the material properties of a low temperature cure, carbon fiber epoxy pre‐impregnated composite, but due to lead times and cost, an alternative material with carbon‐aramid fibers  was  used.  The  prototype  material  did  not  have  well  defined  material  properties  and  had unexpected  resistance  to shear, complicating  the manufacturing process and  reducing  the strength of the entire structure.  In addition, a steel  rod was substituted  for  the ActiveShock damping mechanism since efforts to obtain a sample shock for use in the prototype were unsuccessful. Without the motion allowed by the damping mechanism, the arm and the seat were fixed in one position.  

The actual  seat  itself  is another discrepancy between  the prototype and  the  final version. As previously mentioned, RAC was planning to custom‐design a seat – the plastic seat currently used on the prototype was for demonstration purposes only. During RAC’s seat design, a number of features would need  to  be  considered,  including  head,  neck,  and  lateral  support,  arm  rests,  foot  rests,  harness configuration, and integration of boat controls. For the purposes of having a working prototype, a metal support bracket was designed to compensate for the height difference. Ultimately, a wood wedge was used  instead  of  the metal  support  bracket  because  the  bracket was  not  properly  sized  to  interface between the seat and the arm.  In addition, one of the support plates was machined out of aluminium instead of stainless steel because machining it out of aluminium saved time and was not as harsh on the tools used. 

Tests: Summary, Results, & Analysis Each of the major performance goals correlates to a test or group of tests that would provide 

sufficient validation from a statistical engineering standpoint.  

Weight The tests corresponding to the most important metric, weight, are fortunately relatively simple. 

There were  two methods considered  to weigh of  the entire structure using a scale: piecewise, before assembly, and aggregate, after assembly. During the manufacturing and assembly phase of the project, each piece was weighed before the assembly was constructed – the results are shown  in Table 2. The total weight, as seen, is estimated to be 48 pounds, and this is a sixty seven percent reduction from the 

Part(s)  Weight (lbs) Base  7.68 Arm  3.86 Seat  12.60 Tooling (support plates, pivot rod, extra rod, clevis )  9.10 “Fake Shock” Steel Rod  ‐ 4.00 ActiveShock Weight ( conservative estimate)  14.00 Fasteners (conservative estimate)  5.00 Total {Goal}  48.24 {Less than 72} 

Table 2 ‐ Weight by Part 

benchmark weight of 144 pounds. There was  little statistical analysis  to be performed  for  these  tests because the scale was accurate (it repeatedly gave the exactly the same amount) and a large amount of error is unpreventable in the estimates for the weight of the ActiveShock and the fasteners, which were not available  for direct weighing. The  total weight will also be affected by  the added weight of RAC’s seat of choice – since little to no information is available about the final seat, it could not be taken into consideration. 

G­Force Threshold Because a working damping mechanism was not included in the prototype, loading the structure 

vertically would not be  indicative of  its  true performance. As a result,  the pertinent potential  tests  to perform were  in  the Fore/Aft and  Lateral directions. Three  tests  in  total were  conducted:  in  the  first two, the applied force and deflection were only applied to the base.  In the third test, the arm was re‐attached and the combination structure of the arm and base was considered. Specific test plans and raw data are available in Appendices L – N. 

Load Direction  Maximum (lbf)  50% Of Max (lbf)  Maximum (psi)  50% of Max (psi) Fore/Aft on Base  3700  1850  4700  2350 Lateral on Base  1350  675  1700  850 Lateral on Arm  1350  675  1700  850 Table 3 ‐ Conversion Table for Test Forces & Pressures 

A Simplex hydraulic hand pump applied pressure over a face with a circular cross sectional area of .785in2. Due to the discrepancy between the design materials and the prototype materials, half of the applied  load was considered as sufficient validation. Converting  the  forces  from  the Force Analysis  to pressures  and  considering  half  of  the  applied  force,  the  pressure  values  in  the  rightmost  column represent the appropriate forces. 

Fore/Aft Test   The objective of the fore/aft test was to obtain fore/aft deflection at the pivot mechanism of the base as a function of the applied load to target a critical design feature. Static deflection was measured using a gauge with a maximum measurable deflection of one  inch and the  force was applied with the same vector for each of the six runs. The maximum applied pressure was 2250 psi, which corresponds to 1760 lbf, which is half of the calculated fore/aft load from the Force Analysis. At this load, there were no auditory or visual signs of failure at any the pivot or anywhere in the base. 

Considering  the disparity  between  the design material  and  the  prototype material  combined with  the questionable properties of  the prototype material, withstanding half of  the applied  load  is a significant  validation  of  design.  The  average  deflection  at  2250  psi was  0.463  inches,  leading  to  an estimate of the tensile modulus of the material of 225 ksi instead of the 8000 ksi that was used during design. However, during testing, the base was not adequately clamped down – the flanges were rising off of the table and were contributing to the overall deflection that was measured at the very top of the base.   Using photographs  seen  in Appendix L of  the  loaded state of  the base,  the contribution of  the flanges  to  the overall deflection was estimated  to be as much as  .3in. The  repercussions of  the base 

support clamps being  insufficient are  that  the bolt pattern and washer sizes  for  the base  flanges may become a crucial design issue that could warrant additional attention. 

 The chart at the top of the page is of the recorded deflection data as measured in the setup depicted in Appendix L. Of note is that the deflections are repeatedly close to each other, with a standard deviations for the first few points of .01in, indicating that, assuming a normal distribution, over 95% of loadings would result in a deflection that is at most +/‐ .03inches away from the average shown. In addition, the later runs did show slightly increased deflections, and fatigue testing will be necessary to investigate this trend further. The raw data and additional notes are presented in Appendix L. 

Lateral Test of Base The  lateral  base  test  involved  the  pressure  being  applied  directly  to  the  pivot  rod  and 

deflections of the side walls of the base was measured. Three runs were performed with the square rod 

0.000

0.100

0.200

0.300

0.400

0.500

0.600

0.700

0 500 1000 1500 2000 2500

Deflection (in

)

Applied Pressure (psi)

Fore/Aft Load w/ Square Rod

Run 2 Run 3 Run 4 Run 5 Run 6 Run 7 Average

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800

Deflection (in

)

Pressure (psi)

Lateral Load On Base

Run 1 Run 2 Run 3 Run 4 Average

seen in Appendix M and the final run was performed with the pivot pin and locking pin mechanism. 

The  first  three  runs  seen  in  the  Lateral  Load  graph  are  encouraging  and  present  a  linear relationship between load and deflection. As seen in Table 3, half of the expected pressure is 850psi but because the first three runs did not  indicate any signs of failure, the  load was  increased to as much as 1600psi without any indication of imminent failure. The base structure far exceeds failure expectations in the lateral loading case, although the recorded deflection of .7in may later be deemed outside of the range of acceptable deflections. The fourth run was conducted with the pivot pin and loud cracks were heard  at  700  psi  –  upon  relieving  and  reapplying  the  load,  the  noises  increased  in magnitude  and frequency so the test was concluded. 

Product Life Long term fatigue testing was outside of the scope of the project because of the time constraints that prohibited its feasibility. Low cycle fatigue tests were performed and are discussed here. 

Lateral Test of Arm & Base   The arm was  reaffixed  to  the base and a  load was applied  to  the end of  the arm at  the  seat attachment point. Table 3  shows a  recommendation of 850psi  for  the pressure, but at a pressure of 600psi, the deflection exceeded an inch and so additional measurements past that were impossible. An applied pressure of 500 psi was cycled for 50  instances and the deflection was measured almost every time. There was a distinct increase in deflection  of approximately a tenth of an inch, from ~.82in at the beginning to .90in at the end. The large deflection of the arm affirmed previous suspicions that a “cap” would be necessary  to counter‐act  the weakness of  the current shape  in bending, and closing off  the back end of the arm will be strongly recommended in the next design iteration. Additional information is provided in Appendix N. 

Footprint Using  a measuring  tape,  the  size  of  the  base was  taken  to  be  22in wide  by  23in  deep,  a  significant reduction from the benchmark of 28in by 40in. The reduction  in footprint  is a significant achievement and allows RAC more flexibility for seat placement, storage space, and deck design in the new boat. 

Path Forward: Conclusion The prototype was built to satisfy form, fit, and function requirements due to the short amount 

of  time  in  which  it  was  constructed.  In  order  to  integrate  the  prototype  into  RAC’s  newest  boat, additional testing on the prototype must be completed. The time constraints of the project prohibited the feasibility of subjecting the prototype to a full life fatigue test. It is very likely that the prototype will be  redesigned  during  this  testing  phase,  as  unforeseen  failure modes  present  themselves. After  the design is sufficiently validated through fatigue testing, additional prototypes can be manufactured and a test boat will be outfitted with the prototype to provide for realistic testing conditions. Another phase of redesign may take place at this point, but assuming that design eventually meets all the requirements, it will be included in RAC’s newest boat which is being designed contemporaneously. 

The actual transition plan of the project specifics to RAC was discussed with the sponsor contact, Stephen Andersen. The potential for an extended independent research project exists, and a portion or all of  the  Team may  choose  to  continue working on  the project. Because  the CEO of RAC,  Jonathan Sadowsky, was unable to travel to Delaware before the end of the semester, a final presentation will be made  to Mr. Sadowsky  in  the Spring Semester.  In  the  short  term,  the project details will need  to be finalized and brought to a state appropriate for transition. The relevant SolidWorks files as well as the spreadsheets that were records of the analysis performed will be passed on electronically. Additionally, the final report, final presentation, and pictures will also be submitted to Mr. Andersen for final review.  

Conclusion   The  early  stages  of  the  design  process  for  a  lightweight  shock  mitigating  seat  have  been completed. The team designed a support structure based on sound engineering principles and backed by  numerical  analysis  validating  the  design  features.  Moreover,  the  manufacturing  process  was accomplished as part of the project: the team played a very important role in designing the process and implementing it, starting out with ply layouts and finishing with the post‐cure trimming and machining.  Validation of the design through well‐designed tests confirmed the analytical results achieved earlier in the  project  stages.  The  next  step  is  to  continue  testing  and  to  redesign  as  necessary  based  on  the empirical results of the tests and the principles that were the foundation of the design process. 

 

Appendices 

A: UDesign – Customers Page & Scope 

 

  The Customers page of the UDesign process is shown here. A combination of role playing and direct discussion was used to order the wants for each of the customers to the best of our knowledge. Relative customer rankings were decided by the team as influenced by meetings with Revenge Advanced Composites and Dr. Glancey. The results of this spreadsheet reflect the ultimate goals of the project: weight reduction is the first priority, followed by shock absorbing capability.    

B: UDesign – Benchmarking & Metrics Before the metrics and target values are determined, it  is essential  to know what specific shock mitigating seats are currently on  the market. A company called STIDD  offers  one  of  the  widely  used  seats  on  the market.  All  of  the  combat  ready  seats  offered  by STIDD are very bulky and extremely heavy. However, the STIDD seat  is the seat of choice  for some special warfare  boats.  The  Advanced  shock mitigating  seat 800V53  is proven  in 6 foot seas traveling at 50 knots (57mph) and has a  shock  system capable of a  seven inch stroke.  It offers single deck‐mounted, double deck‐mounted and  single  bulk  head  mounted  configurations,  weighing  144 pounds  when  fully  assembled.  The  heavy  weight  of  the  seat inhibits  it  from being  installed onto more marine  crafts, but  the 

seat does provide sufficient protection against the vertical forces produced by ocean travel. 1  

The second STIDD seat is the 870V53. This model has been proven in sea state 4 at fifty knots  and  the  seat  alone  weighs  59  pounds  without  the  deck  mounting  system.  The performance  features  include  a  4  inch  shock mitigating  range  of motion  and  fully  passive suspension  that  increases  product  longevity.  The  chair  is  also  equipped  with  a  pressure response valve system that prevents “bottoming out”. External adjustable coil spring provides are also available to compensate for various users’ weight. Another attribute  is the Go‐No‐Go gauge instant visualization of  

the  suspension  system  readiness.  These  added  features  improve  crew  performance  and significantly reduce the risk of spinal, orthopedic and ligament repetitive stress injuries.  

The next company that provides shock mitigating technology  is Ride Softly. This company provides a pedestal that a seat would be mounted on. The standard pedestal is an aluminum anodized post that provides 5 inches of stroke, standing 22 inches high with a coil over suspension. This technology is not very  practical  for  high  speed  boating  and  is  not  applicable  to  military  craft,  as  it  provides  little protection from the shock impact of unpredictable waves. 2 Unfortunately, this type of impact is very common in the environment in which the seat is used. 

Shockwave  Seats  provides  shock  mitigating  seats  to  both  law enforcement  and  military  boats.  The  Shockwave  Seat  has  8  inches  of controlled  vertical  travel with  an  advanced  suspension  system  capable of sensing and automatically compensating for rapid and high magnitude force 

loadings. A urethane bumper assists the coil spring from “bottoming out”, a  crucial feature in protecting the occupant’s spine and  joints from sudden  jolts. All the parts are marine grade and are covered in a Nyalic coating, giving superior corrosion protection. The combat seat has fold away features that would allow for more boat room when not in use, but the weight of 

the chair is 155 pounds. Due to its larger size, the Shockwave design  would  cut  down  on  the  amount  of  supplies  and personnel  capable  of  fitting  on  the  boat  and  its weight  is undesirable.  It does however provide enough protection  to the user, performing very well adverse environments.3 

                                                            1 http://www.stidd.com/products/800V53.htm 2 http://www.ridesoftly.com/RSInfo/PedestalDetails.htm   3 http://www.shockwaveseats.com 

The Zodiac Company also has its own version of a shock mitigating seat. It is a removable seat that can be linked to other seats. This results in a continuous line of seats that can drastically lower the seating system’s footprint on the boat. Each  seat  is height  adjustable  and  in order  for  this  style of  seat  to be  affective,  it  is  crucial  that  the height  is adjusted to each individual’s size. 4 The importance of unique features, like Zodiac’s seat linking aspect, must be properly assessed during the concept selection process. 

Ullman Dynamics, a Swedish based  company, offer a  seat  that  is  superior  to all of  the other  benchmarks.  It  is  lightweight  and  has  advanced  shock  absorbing  capabilities  and  better ergonomics than the STIDD seats. This technology is the best competition found and will serve as a great benchmark for ideas. Ullman Dynamics have approached the need for a shock mitigating seat from a bio‐mechanical point of view, so the seats take full advantage of the human body’s inherent shock mitigating system. The shape of the seat stabilizes the entire body, allowing  for the occupant to use leg and arm muscles to lessen the shock while the chair keeps the shape of the  spine  in  the optimal position  to withstand  impact. The nature of  the  chair also allows  the spine to gradually flex sideways at lateral impact. The jockey seats are produced with high‐grade stainless steel and multi‐composite components. High‐comfort padding and heavy‐duty  long‐life weather  resistant  upholstery  are  incorporated  into  the  design.  The  seat  weighs  36  pounds without  the  necessary  fiber‐reinforced  polymer  pod  and  48  pounds with  the  aforementioned pod, with a footprint of 10”x19”. These seats have been tested and proven at high speeds and rough seas. They are very lightweight and provide excellent protection against shock loadings.5 

  The top half of the Metrics worksheet in the UDesign spreadsheet is shown above. This section of the worksheet describes  the current state of  the art  solutions and compares  their performance  to our Top Ten Customer Wants, as shown above in the previous screenshot. The Ullman seat is the best performer according to current information, as it is the lightest by far and performs as well as the other seats. Since weight was the main driver of the project, the Ullman’s advantage in weight led us to choose it as the design to modify and adapt for use with composites.  

                                                            4 http://www.zodiacmilpro.com/news/index.html 5 http://www.ullmandynamics.com/ 

C: UDesign – Metrics (continued) 

 

  The process used in order to rank the metrics is shown here in the above screenshot. The UDesign methodology of comparing the metrics to the most  important customer wants  is used  in order to arrive at a ranking of metrics that most directly echoes what the main customers are demanding. During Phase 4 of the project, we were able to re‐assess our metrics  and  re‐evaluate  them  based  on  the  emphasis  that  we  were  applying  to  the  various metrics  that  we considered. The finalized list is shown in the table below, a copy of what was shown in the beginning of the paper. 

Metric  Goal  Prototype Score Weight (lbs)  70.0 lbs  48.2 lbs G‐Force Threshold  20g Vertical, 4g Fore/Aft & Lateral   Design: 22g vert, 6g fore/aft & lateral Product Life (hrs)  1400 hrs (150 cycles of worst load)  Requires fatigue testing Footprint (in x in)  < 28in x 40in  22in x 24in 

The most  significant  adjustment  from  Phase  3 was  replacing  the  “Number  of  Parts” metric with  the  “Product  Life” metric.  Through  correspondence  with  contacts  at  Special  Naval Warfare  Group  FOUR,  a  goal  for  product  life  was determined by multiplying the years in service of each boat (5 years) by hours of service per year (280 hours per year). Additional details regarding the frequency of the loadings were derived by dividing the number of hours of service (1400 hours) by the time between the worst case loads (8‐10 hrs). The other three metrics were all sufficiently aligned with the sponsor’s wants and did not require adjustment during the fourth phase – direct discussions with Jonathan Sadowski, the CEO of RAC, led to the conclusions seen about the ranking of the metrics. 

As previously stated  in earlier Phase  reports,  the most  important metric  is weight, and  the quantitative goals were clearly delineated at the beginning of the semester. In comparison to the Shockwave Seat, which had a weight of 144 pounds, a twenty‐five percent weight reduction (108 pounds) was the minimum for success and the goal was a fifty percent weight reduction (72 pounds). During the problem definition phases, the worst case required loadings were also specified as twenty g’s in the vertical direction and four g’s in fore/aft & lateral directions. In order to obtain a goal value for the footprint, benchmarks were compared and the STIDD seat’s size, referenced above in the table, was decided as the “size to beat” due to the ease of accessing the information on the STIDD website. 

   

D: Force Analysis  

 

In  the  FBD  to  the  right,  the cantilever beam  is the  length L2 and the  shock  is  attached  at  length  L1 from the pivots at the  left vertex. L3 is  the  length of  the  shock, and L4  is the  length  between  the  pivots  (left vertex)  and  the  point  where  the shock  is  attached  to  the  base.  The applied force is denoted as Pz, Px and Mp,  describing  the  vertical  and fore/aft  forces as well as a moment around  the  y‐axis.  The  reaction forces  are  Rx,Rz,  Sx,  and  Sz  ‐  the  R forces are the reactions at the pivot that the bearings will hold, while the S forces are the shock reactions. 

 

The spreadsheet shown at the beginning of this section is the result of the work that is described here. The formulas that were derived for the forces were input in the Microsoft Excel so that the analysis could be repeated for a wide range of values to allow for proper engineering conclusions to be made. Having performed an analysis of the resultant forces due to the vertical and fore/aft force, the only remaining force to be accounted for is the lateral force. The relevant analysis begins on the next page.   

 

E: Stress & Deflection Analysis ­ Arm   The stress analysis for the arm, clevis, and the bolt  layout for the clevis was done using simplified shapes and equations.   The arm was simplified down to a C‐shape for our analysis.   In order to design these parts and dimensions correctly, we  had  to  account  for  six modes  of  failure. We  also,  along with  the  failure modes,  had  to  account  for deflection  in the arm.   We had to account for this because we do not want the Navy Seal to move around a  lot  in the seat.   The  least amount of movement was a priority  for our project. The  force analysis on  the arm yielded what  the thicknesses needed to be  in order for the part not to fail and have the  least amount of deflection.   We found that the arm except for where the clevis and pivot attached it could be at a minimum of 5 mils.  The thickness where the clevis attached had to be at a minimum of 0.25 inches thick with a minimum distance of 2” from the edge for it not to fail.  The thickness around the pivot could be at a minimum of 0.25 inches with a minimum distance from the front edge of 3” and a  minimum  distance  from  the  bottom  edge  of  3”.    This  is  the  maximum  thickness  the  fiber  can  be  due  to  the manufacturing process any thicker would be impractical.  These thicknesses stated above will withstand all six modes of failure. We  found  the  vertical  deflection  is  0.125”  which  is  acceptable.  The  lateral  deflection  is  0.3”  &  this  is  an acceptable deflection. The fore and aft deflections were less than the above stated deflections.  

What  follows  is  a  copy  of  the  spreadsheet  cells  that were  involved  in  the  derivation  discussed  above. Due formatting issues, it is not as organized as it is in the spreadsheets. The first three rows involve parameters and simple calculations. The moments of  inertia and area are necessary  for  the  final  round of calculations  for  the deflection and stresses, shown at the end. The final table is of the material properties used and notes on the spreadsheet. Lastly, the images that correspond to the symbols referenced in the tables have also been included here. 

   Width  Length  d  Thickness 1 Inches  15  6  0.253  0.054 Meters  0.381  0.1524  0.00643  0.0013716  

   Thickness 2  Thickness 3  C(Lateral)  C(Bottom) Inches  0.153  0.054  7.5  3.844095104 Meters  0.0038862  0.0013716  0.1905  0.097640016  

   C (Top)   Neutral Axis(Vertical)  Neutral Axis(Lateral) Inches  2.155904896  3.844095104  7.5 Meters  0.054759984  0.097640016  0.1905  

CG(Distance)(in)  CG(Distance)(m) Vertical 

Moment(N*m) Lateral 

Moment(N*m)  Torsion(N*m) Fore and Aft Moment(N*m) 

18  0.4572  1867.39784  3395.2688  2777.9472  3393.217406  

Moment of Inertia(Vertical) (m^4) 

Moment of Inertia(Lateral)(m^4) 

Polar Moment of Inertia 

Cross Sectional Area(m^2) 

4.43562E‐06  4.78458E‐05  0.00003682  0.675302028  

Deflection in the Vertical(in) 

Deflection in the Lateral(in) 

Deflection in theFore and Aft(in) 

Angle of Twist(degrees) 

‐0.246457813  ‐0.00415423     0.483113561 

 

   Vertical  Lateral   Fore and Aft Bending Stress  Top  Bottom     Top  Bottom 

Pascals  23053991.13  ‐41106513.82 13518414.46 41891021.98  74693959.26 Psi  3343.704765  ‐5962.006552 1960.683796 6075.790047  10833.46246 

Factor of Safety  24.72456924  13.86641549  42.16470814 13.60673416  7.631139193  

Properties for Carbon/Epoxy Composite Sheet Youngs Modulus (Longitudal/Transverse)(Pa)  Psi 

70000000000  10152660 Compressive Strength(Longitudal/Transverse)(Pa) 

570000000  82671.66 Tensile Strength(Longitudal/Transverse)(Pa) 

600000000  87022.8 Shear Strength(In Plane)(Pa) 

35000000  5076.33 Shear Modulus in Plane(Pa) 

5000000000  725190 http://www.goodfellow.com/csp/active/static/A/Carbon‐Epoxy_Composite.HTML

Thickness1 is the thickness on top of the beam Thickness2 is the sidewall thickness Thickness3 is the flange thickness  

The images that define the symbols and variables in the tables above are on the following page.

 

E: StAnalydeteshou

DeAnathicEstiEsti

Mat 

ForeLoa

y_maFL^3/ 

LateLoa

y_maFL^3/ 

VerLoa

δ = F

 

tress & Deysis of the strmine a geneld yield a fact

eflectioalysis performckness of: mated Densitmated Weigh

terial Propert

e/Aft ding 

ax = /(3EI_xx) 

eral ding 

ax = /(3EI_yy) 

rtical ding 

L/AE 

eflection Aress and defleral  thicknesstor of safety t

on in Bamed with a co

ty ht of Rider 

ties from: 

G Force 

6 

G Force 

6 

Le

Analysis – lections  in ths  for  the basthat is greate

ase  Inpnstant 

httpEpo

Length (in) 

20 

Length (in) 

20 

ength (in) 20 

 

F 

Base he base were se with  the cer than unity.

puts in Or

p://www.goooxy_Composit

Young's(M

8

Young's (M

8

Young's Mod(Msi) 8.4 

   

F

very similar onstraint  tha

range, Ou

00.05

3odfellow.com/te.HTML 

s Modulus Msi) 

8.4 

Modulus Msi) 

8.4 

dulus  F(3

to that of that deflections

utput In G

0.05 inches570 lb/in^3300 lbs /csp/active/s

Force (lbf) 

1800 

Force (lbf) 

1800 

Force (lbf) 

C

3372 

     

he arm. The gs  should be  s

Grey 

 

static/A/Carbo

Moment o(in^

23

Moment o(in^

64.

Cross Section(in^2)2.14 

goal of the ansmall  (<.05in)

on‐

of Inertia ^4) 

.9 

of Inertia ^4) 

.7 

nal Area ) 

nalysis was to) and  stresse

y_max (in) 

0.02395

y_max (in) 

0.00883

y_max (in) 

0.00375

 

F 

o s 

 

Stresses In Base  Inputs in Orange, Output In Grey Estimated Weight of Rider  300Material Properties from:  http://www.goodfellow.com/csp/active/static/A/Carbon‐Epoxy_Composite.HTML  

Fore/Aft Loading 

G Force 

Length (in) 

σ_allow (psi) 

Outer Distance ‐ c (in) 

Moment of Inertia (in^4) 

σ_y (psi) 

FactorOfSafety 

σ_y = Mc/I = (Fl)c/I  6  20  87022  7.62  23.86 

11497.52  7.57 

 

Lateral Loading 

G Force  Length (in) 

σ_allow (psi) 

Outer Distance ‐ c 

(in) Moment of Inertia 

(in^4)  σ_y (psi) FactorOfSafety 

σ_y = Mc/I = (Fl)c/I  6  20  87022  7.00  64.71  3894.54  22.34 

Force Length Of 

Cantilever (in) τ_allow (psi) 

Outer Distance ‐ r 

(in) Polar Moment of Inertia (in^4) 

τ_yz (psi) 

FactorOfSafety 

τ_yz = Tr/J = (Fa)r/J  6  22  5000  7.00  88.56 

3129.919282  1.60 

 

Vertical Loading 

G Force 

Length (in) 

σ_allow (psi) 

Cross Sectional Area (in)  σ_y (psi) 

FactorOfSafety 

σ_y = F/A  22  20  87022  2.14 3080.29061

6  28.25  

   

The spreadsheet used to calculate the moments of inertia for the base section is shown here. 

Section_Channel.xls To determine section properties By Alex Slocum, 12/28/03, last modified 02/09/06 by Alex Slocum Enters numbers in BOLD, Results in RED Schematic

Section dimensions Values Values

(in) Length of flange, a (mm) 279.4 11 Thickness of flange, b (mm) 1.27 0.05 Length of web, cc (mm) 355.6 14 Thickness of web, d (mm) 1.27 0.05 Corner fillet, rr (mm) 22.86 0.9 Corner inscribed circle, DD (mm) 9.332 Section properties Area (mm) 1382 2.143 yNA (neglect corner radii) (mm) 85.856 3.380 Ibending (mm^4) 9930694 23.859 Ibending (mm^4) 26932669 64.706 Itorsion (mm^4) 36863363 88.565

Approx. max torsional stress/Torque

(N/m^2) 2.53E-07

 

 

 

 

 

Derivation of DD:   

( )( )( ) ( )

( )

2 22 2 2 2

34 43 4

44

22 2 212 2 12 22 2 2

1 12 0.21 1 0.105 13 12 2 3 1922 2

bendingNA NA NA

torsion

b c ba d a da dab d c by y yIab d c b

b c d db ba b dbI Dca ba b c b

⎡ ⎤ ⎡ ⎤+ − ⎛ ⎞ ⎛ ⎞= = + − + − + −⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎜ ⎟ ⎜ ⎟+ − ⎝ ⎠ ⎝ ⎠⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

⎡ ⎤⎛ ⎞⎡ ⎤ ⎢ ⎥⎛ ⎞ ⎜ ⎟⎛ ⎞= − − + − − − +⎢ ⎥⎜ ⎟ ⎢ ⎥⎜ ⎟ ⎜ ⎟

⎝ ⎠ −⎝ ⎠⎣ ⎦ ⎢ ⎥−⎜ ⎟⎝ ⎠⎣ ⎦

0.07 0.076 rb

⎧ ⎫⎪ ⎪⎛ ⎞⎪ ⎪+⎨ ⎬⎜ ⎟

⎝ ⎠⎪ ⎪⎪ ⎪⎩ ⎭

( ) ( ) ( )( ) ( )( )

2 2 2

2 22 2

let 22 2 26 2 2 2 0

DD D D Rd r b r r

R r d b r b db dR r

+ = =+ − + − +

+ − − − + + + + + =

b

d

r

Ø D

d+r-D/2

b+r-D/2

D/2+rD/2

F: BThe bstandthrouques

ForanForceat pivFp 

33 

Lat

ForceFL 

1365 

VeForcepivotFv (Lb

The astrenboltscalcuwill o

Bolt Analysbolt analysis dpoint, we  ough tear‐out tion if the bo

re d Aft e Applied vot 

369.211629 

teral 

e Lateral 

RFBF

5.939138 3

rtical e Applied at t bs) 

3372.134above calculangth bolt avais  is  strictly  thulated for eaconly reduce th

sis  was perform

only  needed instead of th

olt pullout fail

Reaction Forat Bolts Fr 

3644.738

Reaction orce at Bolts r 3644.73835

2 

ReactiBolts Fr (lbs

4145 ations used a lable found whe minimumch of the 3 typhe number of

med primarilyone  bolt  at he bolt actuaure is conside

rce  Proof Strenghσ 

352  330

Proof Strengh σ 

33000 

on Force at 

) 

3644.738.25 diameter

within Machin  number  to pes of forces f bolts.  The d

y with  the baeach  cornerlly failing. Asered. 

h  Area A 

000 0.1104

661

Area A 0.110446

617

Proof Strengσ (psi)

8352r bolt, with gne Design an handle  the (fore and aft

diagrams belo

se  flanges  in.  The  drivings seen here,  l

Moment (Fp to B)h 

4417

Moment Arm(Fp to B) h 

h  AreA (i

330000.1

iven proof stIntegrated Apworst  case  st, lateral and ow correspon

 mind. As exg  failure modless than one

Arm  Mom(Fr tL 

15

m  Mome(Fr to Cw 

15

 

ea Db

n^2)  D11044661

7rength of 33 pproach p. 83scenario  (comvertical).  Incd to the analy

xpected, we  fde was  the  ce bolt  is need

ment Arm to B) 

21 

ent Arm C) 

19.5 

Diameter of bolt D (in) 

0.3kpsi.  This wa34 Table 14‐6mponents  of creasing the Dysis shown ab

 

found  that  frcomposite mded to handle

Diameter of bolt D 

0.375

Diameter of bolt D 

0.375

NuBoNb

375 as the smalle6.  Note that ta  20  g  app

Diameter or Pbove. 

om  the bolt’material  failinge the  loads  in

Number ofBolts Nb 0.6602887

51

Number of Bolts Nb 0.28828473

1

umber of olts b 

0.925206097est and lowesthe number olied  force)  aProof Strength

s g n 

f 

71

31

7st of s h 

Accoanalythrouimagapplithus direc

CeW 

 

rding to bolt ysis with onlyugh  the  centginary verticalied further inmaking  a w

ction is not ap

entroid CaW1 

22 

shear failurey 4 bolts at lotroid  therefol line connectn closer to theorst  case  scepplicable.  

alculationWC 

4  11

, similar resuocations A, B, re  removing ting the far rige points B anenario.     Also

 L 

1  22 

lts are obtainC and D.  Asany momenght of the strnd D, pushingo note  that  s

L1  L3

ned. To demosume that thnts.    The  forcucture (not sg it out beyonsince we  are 

L2  L36

onstrate the ihe forces fromces  in  the  lahown in diagnd these poinonly  looking

Area14

mpact of a shm the fore anateral  directioram).  In realnts will only pg  at  shear,  th

a 1  Area 2132

hear force wend aft directioon will  be  apity this lateraproduce a grehe  force  from

 

2  Area 3 64  64

e will begin anon are movingpplied  on  theal force will beeater momenm  the  vertica

Lc 4 8.415385

n g e e t al 

MArm

 

Now compthat the S

 

Howethe f

Assu

Moment Armm 

13.58462 

examine  eaponents. Assuthe Force FoShear Yield St

 

 

 

 

ever, if the foollowing resu

me interlami

m  Forcin  FL    13

ch  of  the  foume the Forcre and Aft is rength is 50 k

Point A        

Point B        

Point C        

Point D        

ocus is placedults. 

nar shear str

ce Lateral lbf 

365.939    

orces  occurince Lateral  is aacting in the kpsi (for low‐c

Fy ‐1863.5 

Fy 1707.424 

Fy ‐1863.5 

Fy 1707.424 

d on the failu

ess allowed i

Force ForeFF&A 

3369.2

g  at  each  ofacting upwarnegative X dcarbon steel)

   Fx    2529.19

   Fx    2529.19

   Fx    ‐844.584

   Fx    ‐844.584

ure modes of 

s 5 ksi.  Assuboltsbe caapplitop oSheahave somevariadista

 

 

 and Aft    lbf   

212      

f  the  4  boltsd  in positive direction or to.  

  |F|   3141.56

      3051.57

      2045.95

      1904.89

the composi

me that loca shown  abovarried by mored are the woof the seat).  r (5000 psi) iseen  on  th

ething with  ables that cannces. 

NuNB 

s.      The  forcY or upwardo the left with

Shear 

  τ 63   12566

    73   12206

    57   8183.8

    93   7619.5

te, which wil

lly the loads ave.   This is core than the morst case scenAnother  imps a low estimhe  market  it a  critical  loadn be modified

mber of Bolts

4 

es will  be  b with respecth respect to t

Stress  Fact

  Ns 6.25   3

    6.29   4

    826   6

    574   6

l definitely fa

are carried byonservative sminimum numnario (a 20 g portant thing mation.  Basedappears  as 

d  of  upwardd are the thic

s 

Momentfrom Lateral Force 

   ML    18555.7

roken  down t to the diagrthe diagram. 

tor Safety

3.978911

4.096248

6.109612

6.562047

ail before the

y the minimuince in realitymber of boltsload applied to note is thd upon otherthough  wes  of  13  ksi. kness and th

t 

  lb*in 

6   

into  x  and  yram.   Assume Assume tha

e bolt, we find

um number oy the load wils.     The forcefrom the veryat the Criticar materials wecould  obtain  The  primarye appropriate

y e t 

d 

of ll s y al e n y e 

Tear out 

Lateral  Force  Area Thickness  Distance 

Number of Bolts     Shear 

Factor of Safety 

PL (lbf)  A (in^2)  t (in)  d1 (in)  NB     τxy (lbf)  FS 2048.90

9  0.875  0.25  1.75  2     2341.61 2.135283034

Fore and Aft  Force  Area 

Thickness  Distance 

Number of Bolts     Shear 

Factor of Safety 

PF&A (lbf)  A (in^2)  t (in)  d1 (in)  NB     τxy (lbf)  FS 3369.21

2  1.25  0.25  2.5  3    2695.36

9 1.855033369

Vertical  Force  Area Thickness 

Circumference of washer 

Number of Bolts     Shear 

Factor of Safety 

PV (lbf)  A (in^2)  t (in)  Cw (in)  NB     τxy (lbf)  FS 1686.06

7 0.58904

9  0.25  2.35619449  2    2862.35

6 1.746812544 

As seen here, the factors of safety are much more concerning than in the prior analyses. The conclusion to make here is that the base flange thickness must be 0.25inches to make the factor of safety an acceptable value. 

   

G: CThe cclevisfailuror shforceclevispivotWe  pdistainch.

 was holdithe pattacneedwherand 1minimsheathe c

Paramresul

 

  InchMete 

 

Clevis Analclevis posed s needed  to re from the chearing throue.  Our analyss to be at leat, the clevis hperformed  shnce from the  Now that th

The clevisthe only  logiing the shockpin needed  tchment pieceded that the pre the pin wo1.25  inches hmum distancer analysis of clevis has to b

Again, themeters comets of the ana

Diamethes ers  0.

lysis a  few problebe on  the arclevis  itself. Tgh the compsis allowed usst .25 inches had to be a cehear  analysise side edges hhe arm is com

s had to withsical way  to  ak to the clevisto be.    The  se for the shocpin could withould go throuhigh.   The foue from the frthe compositbe is .25 inche

e relevant spre first, followelysis: the geo

S_9

ter of Plate 3 0762 

ems with  therm.   We had The major proosite.  This ws to make thethick.  This aertain distanc  on  the  armhas to be 1.7

mpleted we ha

stand all the fattach  the  shs.  The pin dimshock  attachmck was made hstand the fogh the clevis.urth step wasont, back, ante.   The minies.  The thickn

readsheet celed by relevanmetric param

_x (N) 961 

Diameter of 0.5 

0.0127 

ShePasP

Factor o

ShPasP

Factor o

e  thickness anto consider oblem of thewas due to thee minimum thanalysis holdsce away from  given  our m75 inches.  Thad to analyze 

forces the shhock  given  thmension was ment was  .5 out of stainlerces if it were.  The two kns to make sud top edges imum diametness of was a 

lls have beennt failure mometers of the 

Pin  L1 0.25

0.0063

Shear of thar Stress in thscals Psi of Safety 

hear Stress inscals Psi of Safety 

nd  the positia couple mo clevis was pe very large vhickness arous true for whem the edges somechanical  pre minimum dthe clevis itse

ock is going te  geometry dependent oinches  in diaess steel so we made out ofobs have to bre the pin wois .5 inches.  Tter the clevis function of t

 copied in thdes. Finally, aclevis. 

L2 0.5 

5  0.0127 

he Pin Failurehe Fore and A

n the Vertical

on  the odes of pushing vertical und the ere the cleviso the bolts wroperties.    Thdistance fromelf. 

to take and thof  the  shockon the shock sameter  so  thwe knew if thef the same mbe at a minimould not sheaThe diameterneeds to be 

the compress

e following pa pertinent b

S_z (N) 21115 

Length  C0.250 

0.00635

e Mode  Aft Direction

l Direction 

s attaches to would not shehe  analysis  ym the back ed

hen some.  Fik  itself.    Secoso we did nothat  is how bie shock was daterial. The tmum of .25 inar through thr of the clevisis 3.5  inchesive strength o

ages to displabird’s eye view

Stress C

Cross Section

15179650.32201.6261212.2532466

111121866.16116.89321.67383797

the base.  Saar through thyielded  that  tdge of the arm

rst the designond, we  lookt have a choicig we made designed to third step wasnches thick, .5he knobs thes was determs.   The minimof stainless st

ay the analysw  is shown a

Concentratio3 

nal Area of Cl0.196349541

33 25 68 

.4 25 77 

ame as for thehe compositethe minimumm has to be 1

n of the clevied  at  the pince on how bigthe pin.    Thetake the loads to design fo5 inches widemselves.   Theined from the

mum thicknesteel 304.  

sis performedlong with the

n Factor 

evis Pin(m^21 

e e.  m 1 

s n g e s r e, e e s 

d. e 

2)

Pullout failure Mode in the Attachment    Vertical  Fore and Aft 

Shear/Compressive Forces(w/concentration factor)  63344.56587  2884.365882 

Shear Stress Upwards(w/3g upward force)    Vertical  Fore and Aft 

Pascals  56506913.01  0 Psi  8195.64965  0 

Factor of Safety  3.291632653  0 

Shear Stress Fore and Aft    Vertical  Fore and Aft 

Pascals  0  17883104.24 Psi  0  2593.729672 

Factor of Safety  0  10.40087882  

Bearing Failure Mode  in the Knob Compressive Stress Downwards 

   Vertical  Fore and Aft Pascals  261824729.3  0 Psi  37974.53508  0 

Factor of Safety  1.565933062  0  

Compression on the Plate Compressive Stresss 

   Vertical Pascals  84459 Psi  12.24982553 

Factor of Safety  4854.402201  

Shear of One Knob Bearing Failure of Pin from the 

shock Shear Stress  Vertical Bearing Stress 

Pascals  5961034.745 Pascals  261824729 Psi  864.5765574 Psi  37974.53508 

Factor of Safety  31.20263645 Factor of Safety  1.565933062  

inm

inm

  nches meters 

Bolt nches meters 

VolumEstim

Bird's ELength  0.250 

0.00635 

Hole Diamet0.375 

0.009525 

Po

me of Clevis(Imated Weight

Eye View of tWidth

1 0.0254

er      

Density of unds Per Cub

Inches Cubedt of One Clevi

he Knobs on Height

1 0.0254

 

304 Stainlesbic Inch 

d) is (Pounds) 

the Clevis Plat  T

4 

s Steel 

ate Thickness of 

0.25 0.00635

0.285 

2.05852440.58667947

 

Plate 

5 

48 77 

H: P whersusceto bemoreexchastrenof tharea balan

by th

ForcP_ve

 

MatSheaCom  

MatShea 

Inpu

 

Inpu

 

 Pivot Pin AOne of th

re all the loadeptible to teae less critical te than half ananged for bongth propertiee plate becauresulted in a nce between 

The initiahe relevant eq

ce Data (sprtical (y) (lbsf

2972.9 

terial Propr Strength (Inpressive Stre

terial Propr Strength 

ut Data t_a  0.25 

ut Data Y

   

Analysis  e critical aread is transferrearing out of ththan tear‐outn inch – due tonding a metaes as comparuse it determstronger bonthe two extre

l pivot point quations and 

plit betweef) 

p for Carbon plane) ngth  

perties for 

  

Y_a 2 

 

as of the desiged. The drivinhe composite t. Through ano the impractl plate onto ted to a compined how mund but increasemes based o

analysis showthe numerica

en 2 pivot

on Fiber(Ps

302 Steel 

t_b  0.25 

  

   

 

gn was the pig failure modto the nearealysis, the coticality of sucthe area and aposite, to withuch adhesive wsed the weighon the expect

wn here beginal evaluations

s)    P_latera

2

si) 

  R_r0.68

X_b 2 

ivot point – thde here was fost edge. Comnclusion wash a design, stallowing the hstand the fowould be useht and size ofted loads deri

ns with relevs of the equat

al (z) (lbsf) 2049.8 

rod  875 

  

 

he connectioound to be te

mpression failu that the thictrengthening metal, with grce with easeed to bond thef the plate, soived in the Fo

ant parametetions.  

  R_bea

1.00

Y_b 2 

 

n between thear‐out: the pure was also cckness of comthe area by igreatly increase. The crucial e plate to theo an optimal sorce Analysis.

er and mater

  P_fore/aft

556

  

  

  

ring 9 025 

  

he arm and thpivot pin wouconsidered bu

mposite necesncreasing thicsed inter‐lamfactor was noe arm/base. Msolution was f  

rial property d

 (x) (lbsf) 61.8 

  X

OverHang of 1.3

he base ld be ut was foundsary was ckness was 

minar shear ow the area More surface found at the 

data followed

500082667.1

26977

X_a 2 

f metal Rod 3 

 

 

d 

01

7

      Safte

  

  

SafteFacto

As sethe eadhethen 

ey Factors (N)F(ATS

  ey ors (N) 

een above, wiedge, the safeesive proved ifailure mode

) Figure 2 Arm) Tear out tress (x) 

5562 

0.90 

ith thicknesseety factors wets design supe analysis is sh

Figure 1 

FigurShea

  Tear Out Stress (y) 

2973 

1.68 

es everywherere still less thperiority. The hown. 

re 1 (Bolt Shear in Arm (y) 

  CompStress

 

re around thehan unity. As plate analysi

ear) 

8648 3.12 

ressive  (z) 2193 

37.70 

e pivot pin of 0a result, the s at the pivot

Fig

Figure 3 (Base) Tear Out Stress (x) 

5562 

0.90 

0.25 inches afollowing anat follows here

Figure 2

gure 3

  Shear In Bas

  Tear OuStress (y

297

1.6

 

nd a distancealysis for a mee: parameters

2

se (y) 8648 3.12 

  ut y) 

ComStre

73 

68 

e of at least 2etal plate bons, material pro

mpressive ess (z) 

580 

142.52 

 

 inches from nded on withoperties, and

  

Thickness  Length  Width Area of Rectangle 

Area of bearing  Area of Plate 

T (in)  L (in)  W (in)  AR (in^2)  AB (in^2)  AP (in^2) 

0.125  3  3  9 3.157320252 5.842679748 

Failure Mode along Adhesive       Shear Strength of Adhesive       

τA (Psi) 2000 

 

   Fore/Aft        VerticalShear Strength  302.943        168.2447Factor of Safety  6.6019        11.88745 

Failure Mode of Adhesive in Tension (Lateral Force) Tensile Strength of Adhesive         

σA (Psi)         1500         

 

   Lateral Force Tensile Strength  653.125    Factor of Safety  2.29665     

Failure Mode along Metal Plate                  

Shear Strength of Plate (Steel)    Compressive Strength of Plate 

(Steel)   Shear Area 

Shear Area (Lateral) 

τP (Psi)     (Psi)    Ashear (in^2)  AshearLat (in^2) 30000     60000    0.375  0.250625

 

   Fore/Aft        Vertical       Lateral Force Shear Stress  14160        7864       22838.9  Factor of Safety  2.11864        3.814852       1.313548  The factors of safety are all greater than unity in the case with a metal plate bonded on to the arm/base, using conservative values for the shear strength of the adhesive. In order to size the plate, the following analysis was used: the various loads were examined separately and the plate was sized appropriately. The conclusion was that the pivot point should be able to withstand all three combined loads with a factor of safety of 1.36, as seen below: 

   

Stress Concentration  Adhesive Allowable Shear (psi)   Adhesive Allowable Tensile Stress (psi)    3  1500  1500 

 

   Safety Factor  ILSS (psi)  Thickness 

1.5 5000  0.05 

Calculation of Area of Plate       

Composite Failure    

Vertical Load (lbf) % of Vertical Load  Area (in^2)  Length (in)  FoS 

491.5  100  0.74  1.97  2.01 # Pivots Handling Load          

2                                

Lateral Load (lbf) % of Vertical Load  Area (in^2)  Length (in)  FoS 

1908  100  5.72  2.98  3.03 # Pivots Handling Load          

1                                

Fore/Aft Load (lbf) % of Vertical Load  Area (in^2)  Length (in)  FoS 

885  100  1.33  2.12  2.15 # Pivots Handling Load    

2        

Combined Worst Load (lbf)  % of Max Load  Factor of Safety 4202  5  27.24 

Chosen Area  10  13.62 5.72  15  9.08 

Total Area (Hole Area Added)  20  6.81 8.88  25  5.45 

Plate Length/Width  30  4.54 3.0  35  3.89 

40  3.41 To obtain 4202 for combined worst  45  3.03 

load, apply 4 lat, 22 vert, 4 fore/aft and  50  2.72 take the resultant of the columns   55  2.48 

marked Radial Load X and Radial Load Z  60  2.27 65  2.10 70  1.95 75  1.82 80  1.70 

85  1.60 90  1.51 95  1.43 100  1.36 

0.001.002.003.004.005.006.007.008.009.0010.0011.0012.0013.0014.0015.0016.0017.0018.00

5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100

Factor Of Safety

% of Combined Load

Factor of Safety vs % of Combined Load (Adhesive)

Factor of …

I: Seat Attachment Analysis The seat attachment mechanism was developed in a short period of time and was hastily thrown together to interface with the seat that was available to us. The following analysis verified that the introducing the holes into the top of the arm would not induce premature failure. 

 

Material Properties For Carbon Fiber (Psi)       Shear Strength (In Plane)   5000    Compressive Strength   82667.1     

Force Data        Forces (Newtons)       Vertical  Lateral  Fore/Aft 

33418  6076  6076  

Force(Lbsf)           Input Data    

Vertical (y)  Lateral (z) Fore/Aft (x)    

Fixed By Bolt Layout    

7516  1367  1367    Fixed By Mold Design    

 

Dimensions (Inches) Hole Diameter  X1  X2  X3  Z1 

0.25  3.5  3.5  8  1.65  

Dimensions (Inches) W1  D1  W2  D2  L1  L2 

11.3  7  7.75  10.5  3  1  

Dimensions (Inches) Composite Thickness  Length of Support (Z) 

0.096  10  

 

 

  

    

    FS

 

 

actor Of aftey 

FailureFigure 1Hole1/3 

Tear Out

      Factor

e Modes 1  

t (X1)  

FC

r of Saftey 

  

    

Tear O1525

3.28

Figure 2 Compressive 

Out (X2) 

Failure (L1) 222373

Figure 1

Figure 2

  

    Tea(Z1

1525

3.28

  Compressi

  

    

ar Out )    

3235    

1.55    

ve Failure (L27511

 

  

  HoTea(X3

2) 52 10 

le 2/4 ar Out 3) 

667

7

J: Gantt Chart 

 

The completed Gantt Chart is shown above as a record of the steps taken to complete the project. The main changes in this version since Phase 3 are the exact dates on the items in Phase 4, including the expedited manufacturing process. It took five straight days to go from two molds to a completely assembled, stationary prototype, but  it should be noted that allotting more time to the manufacturing process is highly recommended based on the team’s experience. 

K: Manufacturing The manufacturing process can be broken down  into a series of phases. The first phase or the pre‐mold phase 

consisted of all of the components that needed to be done  in preparation for the molds arrival.  In order to make the laying up of the carbon fiber plies easier and manage time efficiently, an organized set of ply patterns and shapes was created which could fit like puzzle pieces into the molds. Appropriate core pieces were cut out as well.  

The next phase to the manufacturing process was the actual mold preparation. The molds that were used for this project were particle board with an epoxy coating for where the part would be applied. Even though there was a 2 degree draft angle on these molds it was still crucial to make the surface as smooth as possible in order to have proper removal of the part from the mold. To do this multiple layers of wax coating were applied to the surface and then buffed off in order to fill in any minor discontinuities on the surface. Before any wax or other surface preparation was applied, a boundary  layer of  tape  is attached  to  the borders of  the mold. This  tape would be removed  further  in  the process  in order to have a non‐waxed surface to attach the vacuum bag tack.  

The third and  longest phase of the manufacturing process was actually “laying up” the plies to  form the part. First the pieces of prepreg that were previously cut were placed in their appropriate position on the mold and lined up as  flush  as  possible with  the  adjacent  pieces.  From  there  a  thin  sheet  of  plastic was  placed  on  top  of  the  prepreg followed by a thin layer of fabric. Next, a line of tack was placed where the tape originally was on the edge of the mold with multiple pleats to allow for excess vacuum bag material to be attached. This excess is crucial so that when the air is removed the bag can evenly decompress down to the surface. The bag and the seal needed to be checked for leaks so that  a  constant  vacuum was maintained;  if  there were  leaks  during  the  curing  process  it  could  have  resulted  in  an entirely faulty part. After the first layer was de‐bulked, the vacuum bag was removed and another ply was added. This process will continue with adding plies and de‐bulking, except there will be more than 1 ply added each time before de‐bulking occurs. Normally there will be at least 3 to 4 maximum plies per each cycle. The special exception to this is when placing the core in between plies. For this project the core was cut out and then placed in between an even number of plies. The core was adhered to the prepreg using a special material specifically designed for the core/prepreg interface. Once  the  core was  placed  appropriately  onto  the  adhesive  another  layer  of  adhesive  is  placed  on  top  followed  by another ply of prepreg.  

At this point it was important to de‐bulk in order to prevent bridging between core pieces which is more likely to occur with more  layers.   Bridging would  result  in pockets of air  in  the material and also  could promote propagation similar to that of a crack. It would greatly weaken the integrity of the part and should be avoided as much as possible. Since all of the core pieces were placed during the same ply, a special de‐bulking cycle only needed to occur once for both parts. Once the final ply was placed, the mold was prepped one final time for one more vacuum cycle. The mold is placed  under  vacuum  into  an  oven where  the  temperature was  ramped  up  to  around  185  degrees  and  then  held constant for around 5 hours. Left out to cool after the curing process, the mold should have easily popped out of the mold  if the appropriate  layers of wax had been applied  in the mold prepping phase.  In the case of this project, a few wedges and mallets had to be used to force the base part out of the mold. The arm was released from the mold with ease and was faster to lay up due to its being relatively less complex.  

The  final  phase  of  manufacturing  was  the  actual  machining  of  the  parts  and  assembly.  This  consisted  of trimming of  the parts down  to  their appropriate  sizes and drilling  the holes needed  for attachment. Drilling  through carbon  fiber was a challenging process because  the  fibers wanted  to pull out of  the material and separate  instead of being cleanly cut. 

 

L: Fore/Aft Test Details Deflection(in) Deflection Deflection Deflection Deflection Deflection Deflection DeflectionPressure (psi) Run 2 Run 3 Run 4 Run 5 Run 6 Run 7 Average Std Dev

250 0.014 0.004 0.014 0.015 0.023 0.020 0.015 0.007 500 0.038 0.026 0.040 0.042 0.045 0.046 0.040 0.007 750 0.067 0.063 0.072 0.080 0.085 0.087 0.076 0.010

1000 0.099 0.096 0.115 0.118 0.118 0.124 0.112 0.011 1250 0.130 0.121 0.145 0.150 0.150 0.156 0.142 0.014 1500 0.166 0.158 0.190 0.199 0.198 0.209 0.187 0.020 1750 0.211 0.212 0.265 0.271 0.266 0.284 0.252 0.032 2000 0.298 0.297 0.410 0.382 0.385 0.398 0.362 0.051 2250 0.401 0.402 0.664 0.435 0.433 0.441 0.463 0.100 2500 0.526

Notes: Runs 2, 3, and 4 were on the same day. Runs 5, 6, and 7 were on the next day. No noticeably audible cracking occurred. The first run was invalidated because the strongback was not securely clamped down and it was moving away from  the  base.  Because  the  deflection  gauge was mounted  on  the  strongback,  the  test was  useless  and  so  it was ignored. 

0.000

0.100

0.200

0.300

0.400

0.500

0.600

0.700

0 500 1000 1500 2000 2500

Deflection (in

)

Applied Pressure (psi)

Deflection vs Pressure ‐ Fore/Aft on Base w/ Square Rod

Run 2 Run 3 Run 4 Run 5 Run 6 Run 7 Average

Fore/Aft Test Images 

 

The images above are of the fore/aft testing configuration. The triangular structure on the right was a “strongback” that was designed to help apply the load. The yellow cylinder was the actuator and it had a .785in2 surface area – reading the pressure from a gauge allowed for the determination of the force applied. The base and strongback were clamped down to prevent movement and the pressure was applied to the pivot bar. In the top right, the silver circular gauge that can be seen above the actuator  was the deflection gauge. The pin, seen against the flat metal plate, would move to the right and allowed for the deflection to be measured. 

 

The two pictures shown above are images of the flanges of the base rising up when pressure was applied, as mentioned in the paper. This definitely contributed to the deflection and will require further investigation in the path forward.

M: Lateral Test Details (No Arm) 

Run 1 Run 2 Run 3 Run 4 Average Std Dev 100 0.044 0.036 0.04 0.016 0.04 0.004 200 0.087 0.072 0.075 0.05 0.078 0.007937 300 0.116 0.107 0.125 0.097 0.116 0.009 400 0.158 0.147 0.145 0.138 0.15 0.007 500 0.197 0.176 0.183 0.18 0.185333 0.010693 600 0.24 0.218 0.22 0.22 0.226 0.012166 700 0.274 0.252 0.259 0.261667 0.01124 800 0.323 0.29 0.3 0.304333 0.016921 900 0.376 0.327 0.334 0.345667 0.026502

1000 0.447 0.376 0.376 0.399667 0.040992 1100 0.505 0.424 0.419 0.449333 0.048274 1200 0.575 0.482 0.477 0.511333 0.055194 1300 0.547 0.541 0.544 0.004243 1400 0.621 0.609 0.615 0.008485 1500 0.67 1600 0.72

Notes: Run4  shown here was with  the  square  rod  replaced with  the pivot  pin &  single  locking pin mechanism.  The square rod had supports at both sides and was able to reach approximately twice the loading as the pivot pin & single locking pin mechanism, which only had support on one side. At 700 psi, there was a loud crack but no visible failure. We released the pressure and re‐applied  it. At 600 the second time, there were multiple  loud cracks but no visible failure. We stopped the test due to the noises.  

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800

Deflection (in

)

Pressure (psi)

Deflection vs Pressure ‐ Lateral On Base w/Square Rod

Run 1 Run 2 Run 3 Run 4 Average

Lateral Base Test Images 

 On the left, the lateral load configuration is shown with the square rod mentioned throughout the paper. The square rod provided lateral support at both the left and right pivot, so deformation of the base occurred at both the left and right sidewalls. The image shown above is with a load already applied, which explains the slant of the sidewall. On the right is the second configuration used for the lateral test – the square rod has been replaced with the prototype pivot rod and its lateral motion is prevented by the pin on the right support plate.  

 

In the  images above, progressive deflection of the  left sidewall can be seen. The pressure  is  increased by 100 psi from each  image  to  the  next  and  the  change  in  deflection  can  clearly  be  seen.  Note  that  the  right  sidewall  does  not experience noticeable deflection in comparison with the first image in this section. During this loading sequence, there were  loud  cracks  at  700  psi  and  in  the  loading  sequence with  the  square  rods,  there were  not  audible  cracks  until 1600psi – the relationship is approximately half the strength. We believe this correlates to the fact that the square rod configuration allows for both sides of the base to support the load but with the pivot rod, only the left wall supports the load so there is half the amount of strength, based on the geometry of the fastener setup.   

N: Lateral Test Details (w/Arm) # deflection # deflection # deflection # deflection # deflection

1 11 0.837 21 0.838 31 0.873 41 0.849 2 0.88 12 0.827 22 0.836 32 0.868 42 0.886 3 0.862 13 0.828 23 0.842 33 0.888 43 0.889 Average4 14 0.832 24 0.83 34 0.885 44 0.881 0.8612 5 15 0.843 25 0.86 35 0.887 45 0.893 STD Dev6 0.828 16 0.819 26 0.84 36 0.887 46 0.891 .0275 7 0.828 17 0.845 27 0.853 37 0.894 47 0.899 8 18 0.837 28 0.852 38 0.911 48 0.893 9 0.817 19 0.833 29 0.87 39 0.893 49 0.886

10 0.836 20 0.828 30 0.878 40 0.874 50 0.91

The arm & base combination structure was cycled at 500 psi for fifty cycles. Half of the applied load corresponds to 900 psi, but  the deflection gauge could not measure deflection greater  than at 500 psi. There  is a definite  trend  towards greater deflection as the cycles proceed.  

0.8

0.82

0.84

0.86

0.88

0.9

0.92

0 10 20 30 40 50 60

Deflection (in

)

Cycle Count

Deflection vs Cycle ‐ Lateral Loading w/Arm

Lateral Arm Test Images 

 

The  lateral arm & base test configuration  is shown above. The arm was reaffixed to the base and the  fake shock was attached to provide it vertical support. The actuator is poised to act on a wooden block clamped to the top of the arm because that was more representative of the force the structure would actually see, as opposed to applying the forces to one of the flanges of the arm. On the right, the wooden table was brought near the setup to give the deflection gauge a stable surface to measure the deflection from.  

 

Images of the arm & base under a 500 psi loading are seen above. The back view, shown on the left, displays excessive deformation and indicates that a cap is necessary on the back end of the arm to prevent such deflections.  

 

O: Test Plans For all  tests,  sources of error should be minimized. First, human error  in  reading  the pressure gauge and  the 

deflection gauge must be considered, as well as the error caused by the accuracy of the pressure gauge and deflection gauge. Next,  it  is possible  that  the  clamping  configurations  for  the base and  the  strongback would be  insufficient  to withstand  the  force  created  by  the  actuator.  If  the  base  or  strongback moves  away  from  its  original  position,  the deflection gauge data reads off incorrect data. 

Load Direction  Maximum (lbf)  50% Of Max (lbf)  Maximum (psi)  50% of Max (psi) Fore/Aft on Base  3700  1850  4700  2350 Lateral on Base  1350  675  1700  850 Lateral on Arm  1350  675  1700  850  

The conversion table above is used to relate the expected loads, shown in the second and third columns, to the applied pressures that the pressure gauge will read in each of the following test plans. The deflection as measured by a one  inch deflection gauge  is the output variable. The only factor  in the experiments  is the magnitude of the  load – all other variables will be held  constant. The hydraulic actuator has a  surface area of  .785in2 and  the pressure  that  the actuator  is applying  is read out  to a gauge. Dividing the expected  force by the area gives  the appropriate pressure  to apply. 

In all tests, the goal  is to achieve the 50% of Max pressure value shown  in the table above. However, the  load should not be applied  instantaneously –  instead, the pressure should be ramped up by 10% of the final pressure each time. For example,  in the Fore/Aft on Base test, an acceptable  interval  is 250psi. Thus, the test data would consist of deflection at 250psi, 500psi, …, 2000psi, and 2250psi. This also applies to the Lateral on Base  load and the Lateral on Arm load ‐ the appropriate pressure interval for these tests is 100psi. 

Also,  in all tests, the actuator should be perpendicular to a flat face on which  it will push  in order to apply an orthogonal load to the structure. In addition, the deflection gauge must also be perpendicular to a flat face and must not be attached to any moving parts of the test  like the strongback. Otherwise, the deflection readings will be affected by motion of the part it is attached to. 

Base Fore/Aft Static Load The objective of  this  test  is  to analyze  the deformation of  the base when  subjected  to  the expected  fore/aft 

loads. The base will be clamped down and a Simplex hand pump with hydraulic actuator will apply a pressure to a square rod replacing the pivot pin to create a flat face.  

In order to prepare the base, it must be clamped down on all sides. The most important clamps will be the ones closest to the actuator as that portion of the base will “want” to lift up off of the table.  Also, the actuator needs a flat face on which to apply pressure, so the pivot rod which allows the arm to rotate must be replaced by a square rod with the necessary flat face.  In order for the actuator to push on the base without moving,  it needs an equal and opposite force applied to it – this comes from the strongback which will hold the actuator in place. The actuator must be secured in its bed and the strongback must be adequately clamped down.  

Base Lateral Load   The objective is to analyze deformation of the base when subjected to the expected lateral loads. There are two configurations  for  this  test:  a  square  rod  that  bolts  into  the  base  can  be  used  to  simulate  lateral  support  on  both sidewalls of the base, and the pivot pin that allows rotation of the arm can be used to simulate lateral support only on one sidewall of  the base. The necessary clamping configurations  for  the base and strongback still apply, but now  the actuator should be aligned with the bolt in the hole or the pivot pin, depending on the selected test variation.   

Base Arm Load   The objective of the test is to analyze the deflection of the arm when attached to the base using the pivot pin. The setup involves a wooden block clamped at the far end of the arm with which the actuator is aligned. The actuator applies the force to the block because this configuration best simulates the load created by a rider experiencing a lateral force and transferring it to the arm through the seat.  

Data Analysis The deflection data will be read off of the deflection gauge and recorded to a laptop to allow for instantaneous 

visualization of the deflection as a function of applied pressure. Data analysis includes determining the type of curve that is produced – linear, exponential, parabolic, or any of the many potential relationships that could connect deflection and applied pressure. Also, the since the material properties of the prototype composite are not fully defined, the deflection data can be used with estimates of the moments of  inertia to determine approximate values for the material’s tensile modulus. Finally, the data should be compared to the analytical predictions for deflection that the team calculated early in the design process. 

 

    

P: Cost Analysis (Bill of Materials) The only item missing from the cost analysis shown here is the approximate cost of the ActiveShock, because the data was not available. 

Cost Analysis (For Prototype) Item  Cost ($)  Per Unit  Quantity  Sub Total Materials              Pro High Back Race Seats    $                   34.99   Per Unit  1   $          34.99  ActiveShock   N/A   Per Unit  1   N/A  Bolts   $                     2.64   Per Unit  16   $          42.24  304 Steel Cylinder   $                   79.92   Per Unit  2   $        159.84  Support Plate w/ cylindrical extension   $                   60.89   Per Unit  1   $          60.89  Support plate   $                   27.46   Per Unit  1   $          27.46  Washer   $                     3.25   Per Pack of 10  2   $            6.50  Clevis Pins   $                     4.77   Per Unit  2   $            9.54  Pivot Pins   $                     3.13   Per Unit  2   $            6.26  Adhesive Bottle   $                   13.09   Per Unit  2   $          26.18  Adhesive Gun   $                   40.80   Per Unit  1   $          40.80  Adhesive Nozzle   $                   13.76   Per Unit  1   $          13.76  Pivot Rod   $                   79.88   Per Unit  1   $          79.88  Bushing   $                     1.46   Per Unit  2   $            2.92  Roll of Prepreg   $             3,000.00   Per Unit  1   $    3,000.00  Arm Plug and Mold   $             9,000.00   Per Unit  1   $    9,000.00  Base Plug and Mold   $             9,500.00   Per Unit  1   $    9,500.00           Sub Total   $  22,011.26  Machining             Machine shop  $10.00 Per Hour  30  $300.00 Composite Labor  $30.00 Per Hour  50  $1,500.00          Sub Total  $1,800.00Testing             Technician  $50.00 Per Hour  60  $3,000.00 Cyclic Loading Machine   $20.00 Per Hour  200  $4,000.00          Sub Total  $7,000.00 Notes                      Total  $30,811.26

 

   

Cost Analysis (Per Seat) Item  Cost ($)  Per Unit  Quantity  Sub Total Materials              Pro High Back Race Seats    $       34.99  Per Unit  1   $         34.99 ActiveShock   N/A   Per Unit  1   N/A  Bolts   $         2.64  Per Unit  16   $         42.24 304 Steel Cylinder   $       79.92  Per Unit  2   $       159.84 

Support Plate w/ cylindrical extension $       60.89  Per Unit  1   $         60.89 

Support plate   $       27.46  Per Unit  1   $         27.46 Washer   $         3.25  Per Pack of 10 2   $           6.50 Pivot Pins   $         3.13  Per Unit  2   $           6.26 Adhesive Bottle   $       13.09  Per Unit  2   $         26.18 Adhesive Gun   $       40.80  Per Unit  1   $         40.80 Adhesive Nozzle   $       13.76  Per Unit  1   $         13.76 Pivot Rod   $       79.88  Per Unit  1   $         79.88 Bushing   $         1.46  Per Unit  2   $           2.92 Base Plug and Mold   $ 9,500.00  Per Unit  1   $   9,500.00 Clevis Pins   $         4.77  Per Unit  2   $           9.54          Sub Total  $10,011.26Machining             Machine shop  $50.00 Per Hour  20  $1,000.00 Composite Labor  $30.00 Per Hour  50  $1,500.00          Sub Total  $2,500.00                        Total  $12,511.26