UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DIMENSIONAMENTO E PROJETO DOS
COMPONENTES DO SISTEMA DE FREIOS DE UM
VEÍCULO BAJA SAE
ANTONIO DANIEL DA SILVA OLIVEIRA
NATAL- RN, 2019
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DIMENSIONAMENTO E PROJETO DOS
COMPONENTES DO SISTEMA DE FREIOS DE UM
VEÍCULO BAJA SAE
ANTONIO DANIEL DA SILVA OLIVEIRA
Trabalho de Conclusão de Curso apresentado ao curso de Engenharia Mecânica da Universidade Federal do Rio Grande do Norte como parte dos requisitos para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico, orientado pelo Prof. Dr. Carlos Magno de Lima.
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE
CENTRO DE TECNOLOGIA
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DIMENSIONAMENTO E PROJETO DOS
COMPONENTES DO SISTEMA DE FREIOS DE UM
VEÍCULO BAJA SAE
ANTONIO DANIEL DA SILVA OLIVEIRA
Banca Examinadora do Trabalho de Conclusão de Curso
Prof. Dr. Carlos Magno de Lima ___________________________
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Orientador
Prof. Dr. Ulisses Borges Souto ___________________________
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Interno
Eng. Matteo Celone ___________________________
Universidade Federal do Rio Grande do Norte - Avaliador Externo
Dedicatória
Dedico este trabalho primeiramente a Deus, que iluminou o meu caminho durante esta longa caminhada, e ao meus pais, Francisco Adorildo e Damiana Maria que me incentivaram durante toda a minha vida.
Agradecimentos
Este trabalho não poderia ser concluído sem a ajuda de diversas pessoas as quais presto minha homenagem:
Agradeço primeiramente a minha família, responsável por minha educação, sem a qual eu não teria chegado até aqui.
Aos amigos que fiz ao longo do curso, em especial Cristian Sodré que fez parte da minha formação, auxiliando na busca por conhecimentos e que pretendo levar sua amizade para o resto da vida.
Ao projeto Car-kará baja e a todos os integrantes, que foram muito importantes na busca por conhecimento e me enriqueceram com habilidades e experiência, que foram imprescindíveis para minha formação pessoal e profissional.
Oliveira, A.D.S.O. Dimensionamento e projeto dos componentes do sistema
de freios de um veículo baja SAE. 2019. 105 p. Trabalho de Conclusão de Curso
(Graduação em Engenharia Mecânica) - Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Natal-RN, 2019.
Resumo
O presente trabalho trata do dimensionamento e projeto dos componentes de um sistema de freio a disco (pedal, cilindro mestre e pinça de freio), aplicados a um veículo do tipo baja SAE, da equipe Car-kará da Universidade Federal do Rio Grande do Norte, visando a participação na 26ª Competição Baja SAE Brasil 2020. O trabalho está dividido em 3 etapas: Definição de objetivos e condições de contorno, dimensionamento do sistema e projeto dos componentes, e validação e análises dos resultados. As condições de contorno foram definidas com base nos requisitos impostos pela prova de segurança dinâmica da competição e no desempenho desejado. Na etapa de dimensionamento e projeto dos componentes são calculadas e definidas as ampliações mecânicas e hidráulicas que atuam no sistema, também foram idealizados um cilindro mestre e uma pinça de freio que atendessem as premissas de projeto. Em seguida, foi realizado o projeto detalhado desses componentes, explicitando as características e os processos de fabricação selecionados. A validação e análises dos resultados foram realizadas através de simulações estruturais feitas através do método dos elementos finitos, utilizando um software de CAD e CAE (Computer Aided Design and Engineering). Posteriormente, foi verificado a confiabilidade dos componentes e o cumprimento dos objetivos.
Oliveira, A.D.S.O. Sizing and design of brake system components of a SAE
baja vehicle. 2019. 105 p. Conclusion work project (Graduate in Mechanical
Engineering) - Federal University of Rio Grande do Norte, Natal-RN, 2019.
Abstract
The present work deals with the sizing and design of the components of a disc brake system (pedal, master cylinder, and brake caliper), applied to an SAE Baja type vehicle, from the Car-kará team of the Federal University of Rio Grande do Norte. Aiming to participate in the 26th Baja SAE Brazil 2020 Competition. The work is divided into 3 stages: Definition of objectives and boundary conditions, system sizing and component design, and validation and analysis of results. The boundary conditions were defined based on the requirements imposed by the dynamic competition safety test and the desired performance. In the dimensioning and design stage of the components, the mechanical and hydraulic extensions acting on the system are calculated and defined. A master cylinder and brake caliper were also devised to meet the design assumptions. Then, the detailed design of these components was carried out, explaining the characteristics and the selected manufacturing processes. The validation and analysis of the results were performed through structural simulations made using the finite element method, using CAD and CAE (Computer Aided Design and Engineering) software. Subsequently, the reliability of the components and the achievement of the objectives were verified.
Lista de Ilustrações
Figura 1 - Sequência de passos para o dimensionamento do sistema de freios ____ 3 Figura 2 - Protótipo CK19 Evo da equipe Car-kará. __________________________ 4 Figura 3 - Razão do pedal. _____________________________________________ 7 Figura 4 - Montagem da haste de acionamento. ____________________________ 8 Figura 5 - Cilindro mestre com servo-freio. ________________________________ 9 Figura 6 - Servo freio de único diafragma. ________________________________ 10 Figura 7 - Cilindro mestre simples (a), Cilindro mestre duplo (b). ______________ 11 Figura 8 - Cilindro mestre simples ______________________________________ 12 Figura 9 - Cilindro mestre duplo ________________________________________ 12 Figura 10 - Cilindro mestre duplo durante aplicação do freio __________________ 13 Figura 11 - Cilindro mestre durante a liberação do freio _____________________ 14 Figura 12 - Tipos de cilindro mestre duplo ________________________________ 15 Figura 13 - Cilindro mestre convencional durante aplicação do ABS ____________ 15 Figura 14 - Cilindro mestre com válvula em repouso ________________________ 16 Figura 15 - Cilindro mestre com válvula central durante o acionamento do freio ___ 16 Figura 16 - Cilindro mestre com válvula central durante o desacionamento do freio 17 Figura 17 - Componentes do tambor de freio ______________________________ 18 Figura 18 - Cilindro de roda simples(a), Cilindro de roda com duplo pistão (b) ____ 19 Figura 19 - Configuração das sapatas de freio_____________________________ 20 Figura 20 - Diagrama do corpo livre da sapata primária _____________________ 21 Figura 21 - Comparação de fatores de freio para diferentes tipos de freio _______ 22 Figura 22 - Freio a disco _____________________________________________ 22
Figura 23 - Vedação do pistão com o freio em repouso (a), e com o freio acionado (b) _________________________________________________________________ 23 Figura 24 - Pinça de freio tipo fixa (a), pinça de freio tipo flutuante (b) __________ 24 Figura 25 - Pinça do tipo fixa __________________________________________ 25 Figura 26 - Pinça do tipo flutuante ______________________________________ 26 Figura 27 - Perda de volume específico para diferentes diâmetros de cilindro mestre _________________________________________________________________ 29 Figura 28 - Curvas de fator de compressibilidade do fluido de freio _____________ 31 Figura 29 - Medição da massa do protótipo CK20 __________________________ 35 Figura 30 - Medição da massa no eixo traseiro com o carro inclinado ___________ 36 Figura 31 - Triângulo formado ao levantar o eixo dianteiro ___________________ 37 Figura 32 - Ensaio de obtenção do coeficiente de aderência pneu/solo _________ 38 Figura 33 - Célula de carga utilizada no ensaio ____________________________ 39 Figura 34 - Bancada de ensaio pino-sobre-disco ___________________________ 40 Figura 35 -Amostra de disco fixada na bancada (a), amostras de discos após ensaio (b), pino com uma amostra de pastilha após ensaio (c) ______________________ 41 Figura 36 - Diagrama de corpo livre de um veículo em repouso _______________ 42 Figura 37 - Diagrama de corpo livre de um veículo durante a frenagem _________ 44 Figura 38 - Peso dinâmico dos eixos x desaceleração ______________________ 45 Figura 39 - Pedal de freio manufaturado em alumínio _______________________ 49 Figura 40 - Cilindro mestre Volkswagen® Polo (a), cilindro mestre Peugeot® 206 (b) _________________________________________________________________ 50 Figura 41 - Pinça traseira da XRE 300 ___________________________________ 51 Figura 42 - Cilindro mestre do CK19 (a), cilindro mestre do CK20 (b) ___________ 53
Figura 43 - Mola de retorno de ambos os pistões __________________________ 53 Figura 44 - Pistão primário com gaxeta __________________________________ 54 Figura 45 - Válvula central ____________________________________________ 54 Figura 46 - Apoio das molas de retorno __________________________________ 55 Figura 47 - Pistão secundário com gaxetas _______________________________ 55 Figura 48 - Trava do pistão primário ____________________________________ 56 Figura 49 - Curvas de coeficiente de aderência pneu/solo ___________________ 58 Figura 50 – Resultados de desgaste do ensaio pino-sobre-disco ______________ 59 Figura 51 - Resultados de coeficientes de atrito do ensaio pino-sobre-disco _____ 60 Figura 52 - Modelo 3D em CAD do pedal (a), modelo do pedal manufaturado (b) _ 62 Figura 53 - Resultado de deslocamento em simulação numérica ______________ 63 Figura 54 - Ponto de tensão analisado ___________________________________ 64 Figura 55 - Resultado do diagnóstico de tensão ___________________________ 65 Figura 56 - Ponto crítico de projeto _____________________________________ 65 Figura 57 - Resultados dos ensaios de flexão nos pedais ____________________ 66 Figura 58 - Ensaio de flexão realizado no pedal de alumínio (a), novo projeto de pedal (b) _______________________________________________________________ 66 Figura 59 - Montagem da pinça para o freio traseiro (a), dianteiro (b) ___________ 67 Figura 60 - Condições de contorno análise da cavidade da pinça ______________ 68 Figura 61 - Ponto de tensão máxima da análise da câmara da pinça ___________ 68 Figura 62 - Resultado do diagnóstico de tensão para a câmara da pinça ________ 69 Figura 63 - Pontos críticos ____________________________________________ 70 Figura 64 - Condições de contorno análise do encosto da pastilha _____________ 70
Figura 65 - deslocamento da face de encosto da pastilha ____________________ 71 Figura 66 - Tensão máxima para análise da força da pastilha _________________ 71 Figura 67 - Condições de contorno da análise de torção da pinça______________ 72 Figura 68 - Deslocamento provocado pela torção da pinça ___________________ 73 Figura 69 - Tensão máxima provocada pela torção da pinça __________________ 73 Figura 70 - Cilindro mestre do CK19 (a), cilindro mestre do CK20 (b) ___________ 74 Figura 71 - Condições de contorno da análise da pressão interna do cilindro mestre _________________________________________________________________ 75 Figura 72 - Resultado de tensão para análise de pressão interna do cilindro mestre _________________________________________________________________ 75 Figura 73 - Gráfico de convergência para análise de pressão interna ___________ 76
Lista de Tabelas
Tabela 1 - Parâmetros do ensaio ... 41
Tabela 2 - Composição química do alumínio A356 ... 52
Tabela 3 - Propriedades mecânicas do alumínio A356 ... 52
Tabela 4 - Dados das molas de retorno ... 53
Tabela 5 - Resultados obtidos no ensaio de posição do CG ... 58
Tabela 6 - Coeficientes de atrito para regime estático e dinâmico ... 59
Tabela 7 - Dados de cargas nos eixos do CK20 durante a frenagem ... 60
Tabela 8 - Dados dimensionais dos componentes do sistema de freios do CK20 .... 61
Sumário
Dedicatória ... i Agradecimentos ... ii Resumo ... iii Abstract ... iv Lista de Ilustrações ... v Sumário ... x 1 Introdução ... 1 1.1 Motivação e objetivos ... 2 2 Revisão Bibliográfica ... 4 2.1 Introdução ... 4 2.2 Sistema de freios ... 42.3 Componentes do sistema de freio hidráulico ... 6
2.3.1 Pedal ... 6
2.3.2 Haste de acionamento (Pushrod) ... 8
2.3.3 Servo-freio ... 9
2.3.4 Cilindro mestre ... 11
2.3.5 Tambor de freio (freio a tambor) ... 17
2.3.6 Pinça de freio (freio a disco) ... 22
2.4 Análise do volume de fluido consumido pelo sistema ... 27
2.4.1 Expansão das tubulações de freio ... 27
2.4.2 Expansão das mangueiras de freio ... 28
2.4.3 Perdas no cilindro mestre ... 28
2.4.4 Compressão das pastilhas de freio ... 29
2.4.5 Compressão do fluido de freio ... 30
3 Dimensionamento e projeto dos componentes ... 32
3.1 Condições de contorno ... 32
3.2 Aquisição de dados ... 34
3.2.1 Massa do protótipo, dimensões e posição do centro de gravidade ... 34
3.2.2 Medição do coeficiente de aderência entre o pneu e o solo ... 38
3.2.3 Medição do coeficiente de atrito entre o disco e as pastilhas ... 39
3.3 Cálculo dos carregamentos nos eixos do protótipo ... 42
3.4 Definição de dimensões dos componentes ... 47
3.5 Projeto do pedal ... 49
3.6 Projeto conceitual do cilindro mestre e das pinças ... 50
3.7 Projeto do cilindro mestre ... 51
3.7.1 Carcaça ... 51
3.7.2 Componentes internos... 53
3.8 Projeto da pinça de freio ... 56
3.8.1 Carcaça ... 56
3.8.2 Pistões, pastilhas, parafuso banjo e vedações ... 57
3.9 Análises estruturais dos componentes críticos ... 57
4 Resultados e Discussões ... 58
4.1 Massa do protótipo, dimensões e posição do centro de gravidade ... 58
4.2 Medição do coeficiente de aderência entre o pneu e o solo ... 58
4.3 Ensaio de desgaste e medição do coeficiente de atrito entre o disco e as pastilhas ... 59
4.4 Esforços requeridos de frenagem ... 60
4.5 Dimensões de projeto definidas para os componentes ... 60
4.6 Volume de fluido consumido total ... 61
4.7 Pedal de freio ... 62
4.8.1 Análise estática da cavidade da carcaça da pinça ... 68
4.8.2 Análise estática na carcaça da pinça devido a força normal aplicada pela pastilha de freio ... 70
4.8.3 Análise estática na carcaça da pinça devido a torção provocada pelo torque resistivo do disco de freio ... 72
4.9 Cilindro mestre ... 74
4.9.1 Análise estática na carcaça do cilindro mestre da pressão interna exercida pelo fluido ... 74
5 Conclusões ... 77
6 Referências ... 79
1 Introdução
A Sociedade dos Engenheiros da Mobilidade (SAE - Society of Automotive Engineers) é uma associação de engenheiros, cujo o objetivo é desenvolver e disseminar tecnologias relacionadas a mobilidade, discorrendo a engenharia automotiva, aeroespacial, ferroviária e naval. Atuando e contribuindo no aperfeiçoamento profissional, através da promoção de cursos, simpósios, colóquios e eventos técnicos promovidos anualmente, e no networking para estudantes, através de programas estudantis como o Baja SAE, AeroDesign SAE, Fórmula SAE, Fórmula Drone e Demoiselle SAE.
O programa Baja SAE é um desafio lançado pela SAE Brasil e SAE
international aos estudantes de engenharia, visando impulsionar sua preparação para
o mercado de trabalho. Os estudantes tem a oportunidade de aplicar na prática os conhecimentos adquiridos em sala de aula, onde se envolvem com um caso real de desenvolvimento de um veículo off-road. Além da experiência proporcionada pela aplicação do conhecimento técnico, o estudante se familiariza com etapas e metodologias utilizadas na indústria para o desenvolvimento de um produto, adquirindo experiência em planejamento, gerenciamento de projeto, projeto detalhado, processos de fabricação, controle financeiro, análises de engenharia e ensaios para aquisições de dados e validações, além da comunicação e trabalho em equipe. Outras vantagens que esse programa proporciona aos estudantes é a permuta de conhecimentos e experiências entre estudantes de diversas universidades do país e contato com líderes da indústria automotiva, nas competições.
Devido à complexidade do projeto, equipes dividem o trabalho e áreas de conhecimento em vários subsistemas, como suspensão, direção, trem de força (powertrain), eletrônica, gestão, marketing e freios. Este último será o objeto de estudo do presente trabalho.
A competição baja SAE Brasil pode ser dividida em duas partes: uma estática e outra dinâmica. A estática se caracteriza por uma avaliação de segurança e de todos os aspectos relacionados ao projeto, através de entregas de relatórios, apresentações de projeto dos subsistemas e inspeção de conformidade técnica e segurança. A parte dinâmica é composta por diversas provas, que oferecem 68% da pontuação total da competição, são elas: prova de aceleração, retomada em curva, tração, super prime,
suspensão, manobrabilidade, conforto e enduro de resistência. Onde é posto a prova o desempenho do veículo e sua durabilidade. Ainda na parte dinâmica existe uma prova eliminatória, a de segurança dinâmica, que não possui caráter pontuativo, um dos requisitos dessa prova é o veículo travar suas quatro rodas simultaneamente, em uma linha aproximadamente reta, após acelerar por uma distância de 30 metros. Nesta prova se destaca a importância de um sistema de freios bem dimensionado e com seus componentes em pleno funcionamento, visto que o não cumprimento desse requisito acarretará na eliminação da equipe para a participação das provas dinâmicas e o enduro de resistência.
1.1 Motivação e objetivos
Durante o período de participação do autor na equipe Car-kará da Universidade Federal do Rio Grande do Norte, de 2017 a 2019, dedicou-se ao desenvolvimento do subsistema de freios, e participou de quatro competições, do tipo regional e nacional. No decorrer das competições e em testes realizados, a equipe encontrou algumas dificuldades com relação a esse subsistema, as principais estavam relacionadas ao travamento das rodas, resistência mecânica de alguns componentes e desgaste prematuro de outros. Esses problemas estão diretamente associados ao conjunto dos componentes hidráulicos, que é composto basicamente por três pinças e um cilindro mestre de freios, que por serem adaptados de motocicletas e automóveis de uso urbano, não atendem todas as necessidades de um veículo off-road do tipo baja SAE.
Esses problemas motivaram o desenvolvimento desse trabalho, que tem como objetivo geral dimensionar o sistema de freios do atual protótipo da equipe, o CK20. De maneira que permita e simplifique os processos de fabricação dos componentes utilizados, assim como a solução de problemas identificados nos componentes utilizados nos protótipos anteriores.
Os próximos capítulos apresentam os embasamentos teóricos e os procedimentos realizados para desenvolver e validar o projeto dos componentes. O capítulo 2, apresenta um referencial teórico, mostrando todos os conceitos que englobam o funcionamento do sistema e dos seus principais componentes.
O capítulo 3 é referente as etapas do dimensionamento geral do sistema, que são ilustradas na figura 1. Esse capítulo também apresenta como foram desenvolvidos os projetos de cada componente.
Figura 1 - Sequência de passos para o dimensionamento do sistema de freios
Fonte: Autor (2019)
O capítulo 4, mostra as análises, os resultados e as discussões do projeto final de cada componente e do sistema na totalidade. O capítulo 5 apresenta as conclusões referentes ao trabalho desenvolvido e as recomendações para futuros trabalhos.
2 Revisão Bibliográfica
2.1 Introdução
O presente capitulo tem por objetivo apresentar uma revisão da literatura, expondo uma visão geral sobre os sistemas de freios, enfatizando a sua importância, os tipos mais utilizados, os princípios físicos envolvidos e o funcionamento dos seus principais componentes. A figura 2, mostra o protótipo desenvolvido pela equipe Car-kará, que servirá de base para o desenvolvimento deste trabalho.
Figura 2 - Protótipo CK19 Evo da equipe Car-kará.
Fonte: Autor (2019)
2.2 Sistema de freios
Para a condução segura de um veículo automotor, é estritamente necessário a presença de mecanismos que ajustam a velocidade e a direção do veículo, mudando as condições de tráfego, conforme a necessidade ou escolha do condutor. Os sistemas que realizam esse trabalho em um veículo são chamados de sistemas de freios e de direção, respectivamente.
As funções básicas de um sistema de freios podem ser divididas em três: • Desacelerar o veículo até uma velocidade mais baixa, ou até sua total
parada;
• Manter o veículo parado (estacionado).
O sistema de freios deve ser capaz de cumprir todas as suas funções sob quaisquer condições, seja em estrada seca, molhada, lisa ou irregular, com o veículo levemente ou totalmente carregado, ao frear em linha reta ou em manobras como em curvas, com os componentes novos ou em meia-vida e também quando acionados por pilotos experientes ou principiantes (LIMPERT, 2011).
Ainda segundo Limpert, todos os sistemas de freios podem ser divididos em quatro subsistemas básicos:
• Fonte de energia: Inclui todos os mecanismos que produz a energia necessária para a frenagem, como o esforço aplicado pelo pé do piloto, e o servo-freio;
• Sistema de aplicação: Envolve todos os componentes utilizados para modular a intensidade da frenagem;
• Sistema de transmissão: Engloba todos os componentes necessários para transportar a energia desde o sistema de aplicação, até os componentes que realizam a desaceleração do veículo;
• Freios propriamente ditos: São os componentes que transformam a energia transmitida em esforços que servirão para parar o veículo, são as pinças e/ou tambores de freio.
De acordo com Chengal; Gunasekhar; Harinath (2013), o processo de frenagem de maneira geral pode ser descrito como a conversão da energia cinética e potencial em energia térmica que deve ser dissipada na forma de calor. Dessa forma um bom sistema de freios, consegue gerar muita energia térmica e ao mesmo tempo dissipa-la de forma eficaz, pois o acumulo dessa energia nos componentes, pode gerar os seguintes problemas, segundo Iombriller (2002):
• Fade: Trata-se da perda de atrito entre o disco e a pastilha, provocada pelo excessivo calor gerado durante as frenagens. Segundo Limpert (2011), nos freios a disco só aparece significativamente acima de 400°C. No entanto, esta perda de atrito deve manter-se dentro de limites aceitáveis, de modo que o sistema de freio ainda apresente uma boa eficiência na frenagem;
• Distorções cônicas do disco: Responsável por modificar as condições de contato entre disco e pastilha, podendo gerar instabilidade na frenagem;
• Variação no fator de freio: O fator de freio é a razão da força de frenagem produzida pelo contato entre o disco e a pastilha (força de atrito) e a força aplicada pelo pistão da pinça para comprimir as pastilhas contra o disco (GILLESPIE, 1992), com o aumento da temperatura o fator de freio decresce, reduzindo consequentemente as forças de frenagem.
O processo de frenagem em situações normais de uso em um veículo de passeio é uma atividade relativamente simples e sem grandes exigências aos componentes envolvidos. A dificuldade e possíveis falhas de projetos começam a se apresentarem sob o uso intenso e frequente desse sistema. Sistemas de freios de veículos que necessitam de alto rendimento dinâmico, devem ser capaz de reduzir completamente altas velocidades, em distâncias muito curtas, de forma muito recorrente, sem apresentar qualquer falha, perda de eficiência ou de controle do veículo. A diferença entre um bom projeto de freios e um sistema malsucedido, é o quão bem ele opera sob as condições mais adversas (PUHN, 1985).
2.3 Componentes do sistema de freio hidráulico 2.3.1 Pedal
O pedal de freio é o componente que faz a conexão entre todo o sistema de freio com o condutor do veículo. Nele é aplicado a força proveniente da ação muscular que será transmitida até as pinças de freio. Um ser humano por si próprio não é capaz de fornecer toda a força necessária para efetuar a frenagem, então o pedal também funciona como uma alavanca, multiplicando essa força.
Devido o pedal se tratar de uma barra rígida articulada, a força aplicada pelo condutor é transformada em um momento com relação a esse ponto de articulação. O momento pode ser definido como o produto vetorial da força com o vetor que representa a menor distância entre o ponto de articulação e o de aplicação dessa força. Quando a barra está em equilíbrio estático o somatório de suas forças e momentos são necessariamente iguais a zero. Em outras palavras, o momento sobre
o pedal fornecerá diferentes forças para diferentes pontos ao longo do pedal, assim se faz necessário uma escolha adequada dos pontos onde será aplicado a força do condutor e o que transmitirá a força ao cilindro mestre, por intermédio do pushrod (haste de acionamento), como mostrado na figura 3, para garantir uma ampliação adequada.
Essa relação de multiplicação, é comumente denominada de pedal lever ratio e pode ser quantificada através da grandeza C e calculada utilizando as equações 1 e 2.
Figura 3 - Razão do pedal.
Fonte: Autor (2019).
𝐶 = 𝑌/𝑋 (1)
𝐹𝑠𝑎í𝑑𝑎 = 𝐹𝑎𝑝𝑙𝑖𝑐𝑎𝑑𝑎∗ 𝐶 (2)
Para o projeto desse componente o engenheiro deve-se atentar a alguns cuidados, pois este deve ser o item mais confiável de todo o sistema. Uma falha nesse componente poderá implicar em perda total de frenagem do veículo. O pedal de freio previamente deverá ser robusto, garantindo que o componente não sofra escoamento ou ruptura, sob nenhuma circunstância, visto que as deformações modificarão o deslocamento previsto em projeto, reduzindo eficiência de frenagem. Seu ganho de
força deve ser definido cautelosamente, pois essa característica impactará no tempo de acionamento do sistema, além da sensação subjetiva experimentada pelo condutor, com relação à segurança, conforto e ergonomia.
Para Oshiro (1994) a relação de pedal deve estar entre 4,0 e 6,5 para garantir uma desaceleração segura do veículo. Visto que ganhos menores que 4,0 poderá diminuir em demasia o curso do pedal, que provocará respostas muito agressivas de frenagem, em reação a pouca variação no esforço de acionamento. Para relações maiores que 6,5, a multiplicação de força é potencializada, mas em contra partida o curso para acionamento total do sistema também será, provocando desconforto e sensação de insegurança ao condutor. Para Limpert (2011) o deslocamento total do pedal entre o ponto totalmente liberado e o ponto onde é aplicado a força máxima não deve exceder 150 mm, para freios sem o auxílio de força acionadora, que é o mais utilizado nos sistemas de baja.
Segundo Puhn (1985), o pedal de freio deve ser projetado e montado de tal forma, que no momento que a força máxima é inserida, sua posição seja de 90° com a haste de acionamento, que por sua vez deve estar paralela ao cilindro mestre.
2.3.2 Haste de acionamento (Pushrod)
Este componente é o elemento que transmite os esforços aplicados no pedal de freio até o cilindro mestre. Deve ser projetado para receber altos carregamentos compressivos sem sofrer flambagem. Sua montagem está ilustrada na figura 4.
Figura 4 - Montagem da haste de acionamento.
2.3.3 Servo-freio
O servo-freio é um componente auxiliar que multiplica a força aplicada pelo motorista durante a frenagem do veículo, usando um amplificador a vácuo, conforme ilustrado na figura 5.
Figura 5 - Cilindro mestre com servo-freio.
Fonte: Adaptado de Limpert (2011).
O sistema é regularmente montado diretamente contra a parede corta-fogo em frente ao pé do motorista. É fixado entre o pedal e o cilindro mestre, formando uma única unidade, denominada de atuação, facilitando não só o seu manuseio durante a montagem na linha de produção da montadora, como garantindo a integridade e o perfeito funcionamento, tanto do servo-freio, quanto do cilindro mestre (BAUER, 2003). A força de assistência, atuando na haste que aciona o pistão do cilindro mestre, é produzida pela diferença de pressão entre duas câmaras separadas por um diafragma ou pistão. A câmara próxima ao cilindro mestre é de baixa pressão, causada pelo vácuo gerado pelo coletor de admissão nos veículos de motor ciclo Otto. O nível de vácuo gerado no coletor de admissão, com a válvula borboleta fechada, pode chegar a aproximadamente 0,8 bar (BOSCH, 2004). A outra é a câmara de alta pressão (pressão atmosférica), no lado de entrada.
O nível de força produzida por essa assistência para uma determinada força aplicada ao pedal é controlado pelo disco de reação mostrado na figura 6.
Figura 6 - Servo freio de único diafragma.
Fonte: Adaptado de Limpert (2011).
O material do disco de reação age como um fluido hidráulico, produzindo pressões iguais contra todas as superfícies em que ele entra em contato. O resultado é uma válvula de entrada de pressão atmosférica modulada de maneira refinada, que consequentemente ajustará as forças da haste de acionamento (pushrod) contra os pistões do cilindro mestre. O vácuo desenvolvido no coletor de admissão dos motores de ciclo Otto geralmente é suficiente para acionar completamente o auxílio necessário, exceto quando estiver operando em altas rotações. Os motores a diesel necessitam de uma bomba de vácuo separada devido ao vácuo insuficiente do coletor (LIMPERT, 2011).
2.3.4 Cilindro mestre
O cilindro mestre, bomba de freio, ou até mesmo burrinho de freio como também é conhecido, é o componente onde se inicia a hidráulica do freio, seu objetivo é realizar a conversão da força mecânica aplicada pelo condutor sobre o pedal de freio em pressão hidráulica, que será transportada e distribuída para todas as pinças ou cilindros de roda (REIF, 2014).
Existem vários tipos de cilindro mestre, mas segundo Limpert (2011) eles se dividem basicamente em dois tipos: o simples e o duplo (tandem), como pode ser visualizado na figura 7.
Figura 7 - Cilindro mestre simples (a), Cilindro mestre duplo (b).
Fonte: Wilwood disc brakes (2019).
O cilindro mestre do tipo simples é composto basicamente por sua carcaça, um pistão, uma mola de retorno, duas vedações e um reservatório, como mostrado na figura 8. O seu funcionamento se resume ao deslocamento do pistão, no momento em que o freio é acionado, comprimindo o fluido de freio e aumentando a pressão do sistema, quando o pedal de freio é liberado, a mola de retorno é responsável por retornar o pistão para sua posição inicial. Nos primeiros sistemas de freio, de acordo com Puhn (1985), um único cilindro mestre era responsável por pressurizar todo o sistema de freios do veículo. Nesse caso, se houvesse falha em algum ponto do sistema, toda a potência de frenagem seria perdida. Assim, a legislação atual exige dois sistemas independentes para os freios do veículo (REIF, 2014). O cilindro mestre simples ainda é utilizado em projetos que exigem distribuição de força de frenagem entre os eixos. Assim, são necessários dois cilindros mestre, um para cada eixo.
Figura 8 - Cilindro mestre simples
Fonte: Adaptado de Puhn (1985).
O cilindro mestre duplo ou tandem, foi desenvolvido para sanar o problema relacionado ao uso de um único cilindro mestre simples para os eixos traseiros e dianteiros. Nesse modelo são colocados dois pistões em série, de maneira que a cavidade do cilindro mestre pode ser dividida em duas câmaras independentes, cada câmara funciona como um cilindro mestre simples, como pode ser visto na figura 9. Dessa forma, caso um dos circuitos falhe, o outro ainda continuará funcionando, garantindo uma frenagem parcial, suficiente para a parada total do veículo.
Figura 9 - Cilindro mestre duplo
A figura 9, representa as condições de repouso do cilindro mestre duplo, onde: (1) câmara secundária; (2) furo de compensação secundário; (3) furo de alimentação secundário; (4) pistão secundário; (5) gaxeta de isolamento; (6) câmara primária; (7) furo de compensação primário; (8) furo de alimentação primário; (9) pistão primário; (10) vedação externa; (11) espaçador do pistão primário; (12) gaxeta de pressão do pistão primário; (13) espaçador do pistão secundário; (14) gaxeta de pressão do pistão secundário.
No momento que o pedal é acionado, o movimento é transmitido ao pistão primário, através do pushrod. No instante que a gaxeta de pressão desse êmbolo ultrapassa o furo de compensação primário a câmara primária é isolada e inicia-se um aumento de pressão, como mostrado na figura 10. Enquanto isso, na região posterior a gaxeta de pressão, onde encontra-se efetivamente o corpo do pistão primário, o furo de alimentação, que se mantém sempre aberto para essa região, encarrega-se de preenche-la totalmente com fluido de freio, de maneira a manter a pressão sempre próxima da atmosférica.
Praticamente ao mesmo tempo, o furo de compensação secundário é fechado, selando e aumentando a pressão da segunda câmara. A diferença de pressão entre as duas câmaras é de até 0,5 bar (LUCAS, 1995).
Figura 10 - Cilindro mestre duplo durante aplicação do freio
Quando o pedal é liberado, ambos os pistões retornam a sua posição de repouso, empurrados pela pressão hidráulica e as molas de retorno, à medida que os pistões retornam, as pressões nos circuitos diminuem e o fluido que está na câmara posterior a gaxeta de pressão retorna ao reservatório. Devido a inércia do fluido em passar por pequenos orifícios, o mesmo não retorna ao reservatório tão rapidamente quanto os pistões, causando uma diferença de pressão entre as câmaras. Essa diferença de pressão faz com que as gaxetas de pressão permitam a passagem do fluido através de pequenos orifícios dos pistões, como ilustrado na figura 11, preenchendo as câmaras de pressões e eliminando essa diferença de pressão.
Figura 11 - Cilindro mestre durante a liberação do freio
Fonte: Lucas (1985).
Para sistemas que utilizam Antilock braking system (ABS), normalmente são desenvolvidos cilindros mestre com válvula central. A figura 12 mostra três configurações de cilindros mestre, sem válvula central, com válvula central integrada no pistão secundário e com duas válvulas centrais. Essa última configuração geralmente é aplicada em veículos que possuem controle de tração (LUCAS, 1995).
Figura 12 - Tipos de cilindro mestre duplo
Fonte: Adaptado de Lucas (1985)
O emprego dessa válvula em sistemas que utilizam ABS se deve ao fato da ocorrência de danos aos lábios das gaxetas de pressões, como mostra a figura 13. Durante seu funcionamento, são provocados movimentos longitudinais pulsantes em ambos os pistões, além de pressões excessivas, que possuem picos de até 200 bar, decorrente da regulagem de pressão dos freios das rodas (LUCAS, 1995).
Figura 13 - Cilindro mestre convencional durante aplicação do ABS
As condições de operação da válvula central no pistão secundário na posição de repouso, durante aplicação dos freios e durante a liberação dos freios, podem ser visualizadas nas figuras 14, 15 e 16.
Figura 14 - Cilindro mestre com válvula em repouso
Fonte: Lucas (1985)
Na situação de repouso do sistema, o pistão secundário (Item 5, figura 14) fica apoiado no pino limitador (Item 6, figura 14), através da mola de retorno do pistão (Item 1, figura 14). De maneira similar, a válvula central (Item 3, figura 14) é empurrada pela ação da mola de retorno da válvula central (Item 2, figura 14), onde a ponta da válvula central (Item 7, figura 14) é limitada pelo pino limitador, que mantém a válvula aberta nessa condição, assim a câmara de pressão secundária é preenchida om fluido de freio proveniente do reservatório, através do canal de comunicação (Item 4, figura 14).
Figura 15 - Cilindro mestre com válvula central durante o acionamento do freio
Quando o sistema de freio é acionado, o pistão secundário (Item 5, figura 15) é deslocado e a válvula central (Item 3, figura 15) é pressionada contra seu alojamento, através da mola de retorno da válvula central (Item 2, figura 15) selando a câmara de pressão secundária, dessa forma aumentando a pressão hidráulica no circuito de freio.
Figura 16 - Cilindro mestre com válvula central durante o desacionamento do freio
Fonte: Lucas (1985)
Quando o sistema é desacionado, o pistão secundário (Item 5, figura 16) é deslocado de volta para sua posição de repouso, através da mola de retorno do pistão (Item 1, figura 16). O sistema passa por uma situação similar a descrita anteriormente com relação ao retorno dos pistões de um cilindro mestre sem a válvula central, onde o pistão retorna mais rapidamente do que o fluido consegue retornar ao reservatório, gerando assim uma diferença de pressão entre a câmara de pressão e a câmara que se comunica com o reservatório. Essa diferença de pressão é suficiente para vencer a força exercida pela mola de retorno da válvula central (Item 2, figura 16), abrindo assim a válvula central e permitindo o fluxo de fluido de freio para a câmara de pressão. Ao pistão retornar para sua posição de repouso, a válvula continua aberta, devido a ação do pino limitador.
2.3.5 Tambor de freio (freio a tambor)
O Freio a tambor é um tipo de freio de atrito, no qual o componente que atua diretamente na roda, transformando a pressão hidráulica em torque de frenagem, é denominado tambor de freio. Seu princípio básico de funcionamento consiste na geração de força de frenagem através do contato das lonas que revestem as sapatas
de freio na superfície interna do tambor por meio de sua movimentação radial provida pela ação de do cilindro de roda. Assim esse tipo de freio pode ser classificado como um freio por compressão radial, a figura 17 ilustra os componentes internos de um tambor de freio.
Figura 17 - Componentes do tambor de freio
Fonte: Reif (2014)
A figura 17, representa a montagem dos componentes fundamentais de um tambor de freio, onde: (1) cilindro de roda; (2) lona; (3) mola de retorno da sapata; (4) mola de retorno do mecanismo de auto-ajuste; (5) sapata de freio; (6) tambor de freio; (7) alavanca do freio de estacionamento; (8) cabo do freio de estacionamento; (9) sentido de rotação do tambor; (10) lâmina bi-metálica do mecanismo de auto-ajuste; (11) porca do mecanismo de auto-ajuste; (12) sapata de freio; (13) prato do freio; (14) mola de retorno; (15) placa de apoio.
O cilindro de roda tem como função pressionar as sapatas de freio contra a superfície interna do tambor. O cilindro pode possuir um ou dois pistões que são deslocados devido a pressão hidráulica presente nos circuitos de freio, dessa forma, as sapatas de freio que estão acopladas aos pistões, são empurradas e pressionadas contra as paredes do tambor, gerando uma força de atrito, que criará resistência ao movimento de rotação das rodas, até a parada total.
Existem dois tipos básicos de cilindros de roda, como mostrado na figura 18. O primeiro é o cilindro de roda simples, que é composto por apenas um pistão, sua fixação permite deslocamentos em relação ao prato de freio. Quando o sistema é acionado, sua câmara é pressurizada, deslocando o pistão contra uma sapata, ao mesmo tempo que o corpo do cilindro de roda se desloca no outro sentido, pressionando a outra sapata contra as paredes internas do tambor. O segundo tipo é o cilindro de roda com duplo pistão, nesse modelo o mesmo de roda é fixado rigidamente ao prato de freio, e quando o sistema é acionado, a pressão hidráulica em sua câmara empurra os dois pistões, onde cada um pressiona uma sapata de freio contra as paredes internas do tambor.
Figura 18 - Cilindro de roda simples(a), Cilindro de roda com duplo pistão (b)
Fonte: Carros in foco (2019)
O prato de freio é fixado rigidamente ao tambor de freio e a extremidade do eixo, permanecendo imóvel em relação as rodas. É no prato de freio, que são montados a maioria dos componentes internos ao tambor de freio, como o cilindro de roda e as sapatas. A função do prato consiste basicamente em transmitir o torque de frenagem para a roda, além de proteger, juntamente com o tambor de freio, os componentes internos contra detritos e sujeiras provenientes do ambiente externo.
Quando o sistema de freios é liberado, as molas de retorno são responsáveis por retornar as sapatas de freio de volta as suas posições iniciais. Na ausência desse componente, as lonas, juntamente com as sapatas de freio permanecem em contato com o tambor, desgastando desnecessariamente o material de fricção das lonas, aumentando a temperatura interna ao tambor, causando superaquecimento dos componentes e possivelmente ocasionando o travamento das rodas, causando perda
da dirigibilidade, com grandes riscos de causar acidentes, colocando em risco a segurança de todos os passageiros do veículo e das pessoas em volta.
As sapatas de freio são componentes rígidos de metal, com um material de fricção inserido em sua superfície, chamado de lona de freio. Sua função consiste em transmitir e transformar o esforço fornecido pelo cilindro de roda, em força de atrito, que cria resistência a rotação das rodas, denominada força de frenagem. Quando duas sapatas têm o mesmo eixo de articulação, uma recebe a designação de primária e a outra de secundária. Outra disposição consiste em articular sapatas separadamente em pontos opostos do prato de freio. Neste caso, atuam ambas como sapatas primárias quando o automóvel se desloca para frente (COSTA, 2002), as disposições estão ilustradas na figura 19.
Figura 19 - Configuração das sapatas de freio
De acordo com Limpert (2011), uma característica distintiva dos freios a tambor é seu fator de freio mais alto quando comparado aos freios a disco, grandeza essa definida como a razão entre a força de atrito entre as lonas de freio e o tambor e a força fornecida pelo cilindro de roda. O fator de freio mais alto é proveniente da auto-energização dentro do freio. A auto-auto-energização acontece na sapata primária, pois o sentido de rotação do tambor cria um efeito de rotação nessa sapata, que pressiona ainda mais a sapata contra o tambor, aumentando consequentemente a força de atrito e a força de frenagem.
A figura 20 ilustra o diagrama de corpo livre de uma sapata primária. Ao fazer o somatório de momentos em torno do ponto A (ponto de pivotamento), constata-se que a sapata primária desenvolve uma força de contato maior do que a proveniente apenas devido a pressão hidráulica dos circuitos. Onde, Fd é a força de arrasto total, Fa é a força de aplicação do cilindro de roda e Fn é a força normal de contato entre a lona e o tambor.
Figura 20 - Diagrama do corpo livre da sapata primária
Fonte: Limpert (2011)
A figura 21, mostra um comparativo dos fatores de freio para diferentes tipos de freio a tambor e para o freio a disco, em função do coeficiente de atrito dos materiais (lona ou pastilha e da velocidade inicial de frenagem (BAUER, 2003), onde: (1) Freio a tambor duo-servo; (2) freio a tambor duo-duplex; (3) freio a tambor simplex; (4) freio a disco.
Figura 21 - Comparação de fatores de freio para diferentes tipos de freio
Fonte: Bauer (2003)
2.3.6 Pinça de freio (freio a disco)
O freio a disco é um outro tipo de freio de atrito. Possui sua construção simplificada quando comparada ao freio a tambor, formado por basicamente dois componentes, o disco de freio e a pinça de freio, como representado na figura 22. Seu princípio básico de funcionamento consiste na geração de força de atrito devido ao contato entre as pastilhas de freio e as paredes laterais de um disco de freio. Assim esse tipo de freio pode ser classificado como um freio por compressão axial.
Figura 22 - Freio a disco
Diferente dos freios a tambor que necessitam de um mecanismo auxiliar para realizar a regulagem automática da folga entre as lonas de freio e o tambor à medida que os materiais de fricção se desgastam. O freio a disco é auto regulável, como pode ser visto na representação da figura 23.
Figura 23 - Vedação do pistão com o freio em repouso (a), e com o freio acionado (b)
Fonte: Reif (2014)
A pinça de freio ou caliper como também é conhecido, tem seu funcionamento similar ao cilindro de roda. Possui uma câmara preenchida com fluido de freio, que ao ser pressurizado, desloca um ou mais pistões que pressionam as pastilhas contra o disco de freio. O interior de uma pinça de freio pode ser visualizado através da figura 23, onde: (1) Vedação do pistão; (2) corpo da pinça de freio; (3) orifício de entrada do fluido; (4) pistão.
Segundo Reif (2014), a vedação de borracha tem a seção transversal retangular e fica em uma ranhura ao redor do cilindro, formando uma vedação ao redor do pistão, além de ajustar automaticamente a folga entre a pastilha de freio e o disco. O diâmetro interno da vedação é um pouco menor que o diâmetro do pistão, de modo que a vedação diminui a tensão e agarra o pistão. Quando os freios são acionados, o pistão se move em direção ao disco do freio e, ao fazê-lo, deforma a vedação, projetada para que seu atrito estático impeça que ele deslize sobre o pistão.
Como a vedação é elástica, ele armazena energia que o retorna à sua forma e posição originais, de modo que puxa o pistão para trás quando o freio é liberado, ou
seja, quando a pressão hidráulica é removida. A folga da pastilha em um freio a disco é de cerca de 0,152 mm e, portanto, fica nas proximidades do desvio estático máximo permitido do disco.
À medida que a pastilha de freio se desgasta e o deslocamento do pistão aumenta, ocorre deslizamento em relação a vedação, permitindo que o pistão se projete ainda mais e, assim, efetuando o ajuste automático infinitamente variável da folga da pastilha de freio. Consequentemente, a folga da pastilha é mantida constante e o disco pode girar livremente quando a pastilha não está sob pressão.
Figura 24 - Pinça de freio tipo fixa (a), pinça de freio tipo flutuante (b)
Fonte: Adaptado de Reif (2014)
Para Limpert (2011), as pinças de freio podem ser classificadas em pinças do tipo fixa e pinças do tipo flutuante, como ilustrado na figura 24. Na pinça do tipo fixa, sua fixação é rígida, não permitindo nenhum movimento relativo com relação ao componente onde está acoplado, geralmente mangas de eixo. Enquanto a pinça do tipo flutuante, recebe esse nome por permitir um deslizamento do corpo da pinça com relação ao componente no qual está fixado.
Figura 25 - Pinça do tipo fixa
Fonte: Reif (2014)
A pinça do tipo fixa conta sempre com um número par de pistões, posicionados em lados opostos ao disco de freio. A figura 25 ilustra os componentes desse tipo de pinça, onde: (1) carcaça externa; (2) parafuso de junção; (3) vedação; (4) canal de comunicação; (5) pastilha de freio; (6) disco de freio; (7) guarda-pó; (8) pistão; (9) carcaça interna flangeada; (10) furo de alimentação do fluido; (11) flange.
De acordo com Reif (2014), o funcionamento de uma pinça tipo fixa é descrita da seguinte maneira. Quando os freios são acionados, a pressão hidráulica do cilindro mestre atua através do furo de alimentação nos dois pistões, produzindo assim a força de atuação pela qual as pastilhas de freio são pressionadas contra as superfícies de atrito do disco de freio. O tamanho dessa força de acionamento é determinado pela pressão do pé aplicada ao pedal do freio.
Quando o freio é liberado, ou seja, quando o pé é retirado do pedal do freio, o pistão do cilindro mestre é retornado à sua posição original pela força de sua mola de compressão e a pressão transmitida à pinça de freio através do tubo de freio é liberada. Os pistões (8) são então puxados de volta para suas posições originais pelas vedações elásticas (3). Após liberado pelas pastilhas de freio, o disco de freio (6) fica livre para girar novamente. Se o curso do pistão for maior que a folga de projeto entre a pastilha de freio e o disco devido ao desgaste da pastilha, o pistão desliza através
da vedação quando os freios são aplicados e a folga é redefinida para a quantidade correta.
Figura 26 - Pinça do tipo flutuante
Fonte: Reif (2014)
A pinça do tipo flutuante pode contar com um ou mais pistões, posicionados sempre do mesmo lado. A figura 26 representa os componentes de uma pinça flutuante de apenas um pistão, onde: (1) suporte; (2) pino-guia; (3) carcaça; (4) pastilha de freio externa; (5) disco de freio; (6) pastilha de freio interna; (7) anel de vedação; (8) furo de alimentação do fluido; (9) pistão ; (10) carcaça; (11) guarda-pó.
De acordo com Reif (2014), o funcionamento de uma pinça tipo fixa é descrita da seguinte maneira. Quando os freios são acionados, a pressão hidráulica do cilindro mestre atua através do furo de alimentação no pistão que sai da pinça e pressiona diretamente a pastilha de freio interna contra o disco de freio. Como a pressão do fluido de freio atua com igual força contra o pistão e a pinça, o corpo da pinça é empurrado na direção oposta ao pistão, deslizando nos pinos-guia e puxando a pastilha de freio externa contra o disco. As duas pastilhas dos freios são pressionadas contra o disco com a mesma força. Quando o freio é liberado, a vedação elástica do pistão puxa o pistão de volta à sua posição original.
2.4 Análise do volume de fluido consumido pelo sistema
No sistema de freios, vários componentes para funcionarem de forma adequada, consomem parte do volume de fluido de freio disponível no sistema. Essas perdas, de acordo com Limpert (2011), são devido a expansão das tubulações, expansão das mangueiras, perdas no cilindro mestre, compressão das pastilhas de freio, compressão do fluido, devido a folga pastilhas.
Quando o condutor pressiona o pedal de freio, o curso inicial se deve ao deslocamento dos pistões do cilindro mestre para compensar o volume total consumido, a partir desse momento é que o esforço aplicado pelo condutor é realmente utilizado para elevar a pressão do sistema e pressionar as pastilhas contra o disco de freio.
Realizar uma análise prévia do volume previsto para consumo de todo o sistema é fundamental, pois permite que o engenheiro conheça o curso necessário dos pistões do cilindro mestre, e consequentemente do pedal, para garantir o funcionamento do sistema de forma adequada. Essa análise indicará se o curso do pedal de freio está dentro das faixas recomendadas pela literatura, de maneira a garantir a segurança e o conforto do condutor, além do desempenho do sistema.
Entre os fatores que consomem volume de fluido, o referente as folgas entre as pastilhas e o disco é um dos mais impactante no volume consumido total e está diretamente relacionado com a área dos pistões das pinças de freio, visto que o curso de folga das pastilhas é aproximadamente constante. Dessa forma essa análise também é importante para verificar se a escolha das dimensões de projeto do cilindro mestre juntamente com as das pinças de freio é adequada.
Todos os métodos e equações utilizados no cálculo dos volumes consumidos por cada componente foram recomendados por Limpert (2011).
2.4.1 Expansão das tubulações de freio
As tubulações rígidas são tubos de metal. Quando são pressurizadas, uma dilatação no sentido radial acontece, aumentando assim seu volume interno (Limpert, 2011). Esse aumento no volume pode ser calculado pela equação 3.
𝑉𝑏𝑙 =
0,79 ∗ 𝐷3∗ 𝐿 ∗ 𝑝ℓ
𝑡 ∗ 𝐸 (3)
Onde,
𝐷 = Diâmetro externo da tubulação; 𝐿 = Comprimento da tubulação; 𝑝ℓ = Pressão nos circuitos de freio;
𝑡 = Espessura da parede da tubulação;
𝐸= Módulo de elasticidade do material do tubo.
2.4.2 Expansão das mangueiras de freio
As mangueiras de freio sofrem expansão radial de forma similar as tubulações rígidas. O aumento no volume pode ser calculado através da equação 4.
𝑉ℎ = 𝑘ℎ∗ 𝑙ℎ∗ 𝑝ℓ (4)
Onde,
𝑘ℎ = 4.39 𝑥 10−6 𝑐𝑚4/𝑁 ;
𝑙ℎ = Comprimento da mangueira; 𝑝ℓ = Pressão nos circuitos de freio.
2.4.3 Perdas no cilindro mestre
As perdas de volume para os cilindros mestre em boas condições mecânicas geralmente variam com o diâmetro do pistão, como indicado na figura 27 e calculado pela equação 5.
Figura 27 - Perda de volume específico para diferentes diâmetros de cilindro mestre
Fonte: Limpert (2011)
𝑉𝑚𝑐 = 𝑘𝑚𝑐∗ 𝑝ℓ (5)
Onde,
𝑝ℓ = Pressão nos circuitos de freio. 2.4.4 Compressão das pastilhas de freio
A perda do volume devido a compressão das pastilhas de freio pode ser calculada através da equação 6.
𝑉𝑝 = 4 ∗ ∑(𝐴𝑤𝑐∗ 𝐶𝑠∗ 𝑝ℓ) (6)
Onde,
𝐴𝑤𝑐 = Área do pistão da pinça;
𝐶𝑠 = Compressibilidade da pastilha de freio;
𝑝ℓ = Pressão nos circuitos de freio.
Uma faixa de valores da compressibilidade da pastilha de freio para freios em temperatura ambiente é de 11 𝑥 10−6 a 26 𝑥 10−6 𝑐𝑚3/𝑁 e para freios submetidos a
2.4.5 Compressão do fluido de freio
A perda de volume resultante da compressão do fluido de freio é uma função do volume ativo no sistema de freio pressurizado durante o processo de frenagem. Esses volumes são calculados através das equações 7 e 8.
𝑉𝐴 = 𝑉0+ 4 ∑(𝐴𝑤𝑐∗ 𝑤)𝑖 𝑛
(7)
𝑉𝐹𝐿 = 𝑉𝐴 ∗ 𝐶𝐹𝐿∗ 𝑝ℓ (8)
Onde,
𝑉𝐴 = Volume ativo no sistema de freio;
𝑉0 = Volume de fluido de freio para o sistema com pastilhas novas;
𝐴𝑤𝑐 = Área do pistão da pinça;
𝑤 = Curso de desgaste das pastilhas;
𝑉𝐹𝐿 = Volume perdido na compressão do fluido;
𝐶𝐹𝐿 = Fator de compressibilidade do fluido de freio; 𝑝ℓ = Pressão nos circuitos de freio
O fator de compressibilidade do fluido de freio pode ser encontrado a partir das curvas mostradas na figura 28.
Figura 28 - Curvas de fator de compressibilidade do fluido de freio
Fonte: Limpert (2011)
2.4.6 Perdas por ar no sistema de freio
Segundo Limpert (2011), o ar permanece no sistema de freio quando se formam bolsas de ar que não podem ser expulsas durante o processo de sangria. Pequenas bolhas de ar aderem às superfícies metálicas de molas e outras peças.
Assumindo uma compressão isotérmica com base na suposição válida de que a temperatura do ar permanece igual à temperatura do fluido de freio durante o processo de compressão, com as equações da termodinâmica básica, a diminuição do volume de ar é determinada pela equação 9.
𝑉𝐺𝐿 = 𝑉𝐺∗ 𝑇 𝑇0 ∗ (𝑝1 − 𝑝0
ℓ+ 𝑝0)
(9)
Onde,
𝑉𝐺 = Volume ativo no sistema de freio;
𝑇 = Temperatura absoluta;
𝑇0 = Temperatura absoluta nas condições iniciais; 𝑝0 = Pressão atmosférica;
3 Dimensionamento e projeto dos componentes
Este capítulo aborda todas as etapas seguidas durante o desenvolvimento do projeto dos componentes do sistema de freios de um veículo do tipo baja SAE, os componentes desenvolvidos nesse trabalho são, o pedal de freio, o cilindro mestre e as pinças de freio. As etapas foram divididas em: condições de contorno; dimensionamento do sistema e projeto dos componentes.
3.1 Condições de contorno
O desenvolvimento do projeto dos componentes teve início com a definição de metas para o subsistema de freios do protótipo CK20 da equipe Car-kará para a Competição Baja SAE Brasil 2020, as metas gerais do projeto são:
a) Aumentar a rigidez do pedal de freio para 160 N/mm;
b) Proporcionar um fator de segurança com relação a resistência mecânica de 1,2 para condição mais crítica;
c) Garantir a intercambialidade das pinças de freio; d) Reduzir massa do subsistema em 15% (700 g); e) Facilitar a troca das pastilhas;
f) Implementar o espelhamento das pinças das rodas dianteiras, garantindo sempre a posição dos sangradores voltados para cima. Também foram traçadas limitações impostas ao projeto, classificadas como limitações impostas pelo regulamento da competição e limitações definidas pela equipe.
Limitações do regulamento:
a) O veículo deve possuir um sistema de freio hidráulico que atue em todas as rodas e seja atuado por um único pé;
b) O sistema deve ser capaz de travar todas as rodas, tanto em condição estática como em movimento em superfícies pavimentadas e não pavimentadas;
c) O sistema de freios deve ser segregado em ao menos dois circuitos hidráulicos independentes;
d) Os freios no eixo motor devem atuar no eixo final, ou seja, no eixo das rodas. Freios centrais atuando nas rodas por meio de semieixos são permitidos. Freios atuando em eixos de transmissão intermediários são proibidos.
Limitações definidas pela equipe:
a) Suspensão traseira do tipo Swing Axle;
b) Pneus traseiros modelo AT489 23x7-10 da marca Carlislie®; c) Pneus dianteiros modelo Holeshot HD 22x7-10 da marca ITP®; d) Freio traseiro fixado no eixo final da caixa redutora;
e) Diâmetro máximo dos discos de freio em 160 mm; f) O menor custo final de projeto possível.
Antes de iniciar os procedimentos para o dimensionamento do sistema de freios, é de extrema importância tomar algumas decisões básicas a respeito do sistema que se deseja obter. Com base nas limitações impostas, o sistema de freios escolhido para o protótipo CK20 é o de freio hidráulico a disco. Composto por um único cilindro mestre do tipo duplo e três pinças de freio, fixadas nas duas rodas dianteiras e no eixo final da caixa redutora do protótipo.
A escolha do freio a disco se deve ao seu número reduzido de componentes, sua concepção ser aberta ao meio externo, permitindo fluxo de ar e dissipando calor de maneira mais eficiente, além de possuir uma característica autolimpante, expulsando a sujeira através do efeito centrifugo causado pela rotação dos discos de freio. Outro ponto importante, segundo Gillespie (1992), é que o freio a disco possui menor variação de torque durante a frenagem. A variação de torque é um fator determinante, pois, o excesso dessas variações causa desbalanceamento entre a força de frenagem no eixo traseiro e dianteiro, diminuindo o desempenho de frenagem.
3.2 Aquisição de dados
Como primeiro passo para realizar os cálculos de dimensionamento do sistema, é de extrema importância realizar um levantamento de informações a respeito do veículo, das condições de carregamento máximo do protótipo e de possíveis materiais que serão selecionados para composição do sistema.
3.2.1 Massa do protótipo, dimensões e posição do centro de gravidade
Dados como a massa do protótipo, distância entre eixos e bitola (distância de centro a centro de pneus do mesmo eixo), são de extrema importância para o cálculo de carregamentos dinâmicos impostos aos eixos durante um processo de frenagem. Esses dados também são importantes para encontrar a posição do centro de gravidade de um veículo. Dessa forma foi realizada a medição de todos esses parâmetros em um único ensaio, que segue a metodologia descrita a seguir.
Para reduzir alguns erros associados a componentes deformáveis, foram tomados alguns cuidados:
a) Garantir que todos os reservatórios de líquidos estivessem cheios durante o ensaio;
b) Substituir todos os amortecedores por uma barra rígida, ou aplicara pressão máxima nos amortecedores, para eliminar ou minimizar o curso da suspensão;
c) Calibrar todos os pneus com pressão máxima especificada pelo fabricante, para eliminar ou reduzir sua flexibilidade.
Em seguida foram utilizadas quatro balanças de vidro temperado, posicionadas uma em cada roda, para mensurar a massa total do veículo, como pode ser visto na figura 29. Também foram medidas a distância entre os eixos do veículo e as bitolas.
Figura 29 - Medição da massa do protótipo CK20
Fonte: Autor (2019)
Com os dados encontrados foi possível calcular a posição longitudinal e transversal do centro de gravidade do veículo. Para calcular o centro de gravidade longitudinal do veículo, utiliza-se a somatória de momentos das forças peso de cada eixo, medidas com o veículo sem nenhuma inclinação com relação a horizontal. Assim, é possível chegar à equação 10.
𝐶𝐺𝑙 = 𝑃𝑡𝑡𝑟𝑎∗ 𝑒𝑒
𝑃 (10)
Onde,
𝐶𝐺𝑙 = Posição do centro de gravidade longitudinal, medido a partir do eixo
dianteiro;
𝑃𝑡𝑡𝑟𝑎 = Peso total no eixo traseiro; 𝑒𝑒 = Distância entre eixos;
𝑃 = Peso total do veículo.
Para calcular o CG transversal, utiliza-se a somatória de momento das forças peso da direita e da esquerda, também medidas com o veículo sem nenhuma inclinação com relação a horizontal. Assim é possível chegar à equação 11.
𝐶𝐺𝑙 = 𝑃𝑡𝑡𝑟𝑎∗ 𝑒𝑒
𝑃 (11)
Onde,
𝐶𝐺𝑡 = Posição do centro de gravidade transversal, medido a partir do centro
do pneu dianteiro direito;
𝑃𝑡𝑒𝑠 = Peso total no lado esquerdo; 𝐵𝐷 = Bitola dianteira;
𝑃 = Peso total do veículo.
A altura do centro de gravidade é calculada pesando o carro sem inclinação com a horizontal, como já foi demonstrado e então levantando a dianteira do carro a uma altura conhecida e pesando a parte traseira outra vez, como mostrado na figura 30. A altura do centro de gravidade é encontrada usando as regras da trigonometria e o teorema de Pitágoras.
Figura 30 - Medição da massa no eixo traseiro com o carro inclinado
Fonte: Autor (2019)
Quando o veículo tem seu eixo dianteiro levantado, um triangulo retângulo é criado, como mostrado na figura 31, então usando o teorema de Pitágoras, é encontrada a equação 12 e a partir dela se pode chegar à equação 13.
𝐴𝑑𝑗 = √𝑒𝑒2− 𝐻2 (12)
Onde,
𝐴𝑑𝑗 = Cateto adjacente formado pelo triangulo; 𝑒𝑒 = Distância entre eixos;
𝐻 = Altura da bancada que a dianteira está apoiada.
𝐶𝐺𝑣 = (𝑃𝑡𝑡𝑖− 𝑃𝑡𝑡𝑟𝑎) ∗ 𝑒𝑒 𝑃 ∗ tan 𝜃 +
𝐷𝑇
2 (13)
Onde,
𝑃𝑡𝑡𝑟𝑎 = Peso total no eixo traseiro; 𝑒𝑒 = Distância entre eixos;
𝑃 = Peso total do veículo;
𝑃𝑡𝑡𝑖 = Peso do eixo traseiro medido com o veículo inclinado; 𝐷𝑇 = Diâmetro do pneu traseiro;
𝜃 = Ângulo formado entre o cateto adjacente e a hipotenusa do triangulo.
Figura 31 - Triângulo formado ao levantar o eixo dianteiro
3.2.2 Medição do coeficiente de aderência entre o pneu e o solo
O coeficiente de aderência entre o pneu e o solo está diretamente relacionada ao atrito disponível para realizar o processo de frenagem. O seu valor está associado a vários fatores que o tornam determinantes para o dimensionamento de um sistema de freios. A figura 32 mostra como foi realizado o ensaio.
Figura 32 - Ensaio de obtenção do coeficiente de aderência pneu/solo
Fonte: Autor (2019)
O ensaio consiste basicamente em realizar uma força no sentido horizontal no protótipo, de maneira a forçar o veículo a mudar do regime estático para o dinâmico. Essa força é produzida por um veículo automotor que puxa o protótipo baja através de um cabo inextensível conectado a uma célula de carga, foi utilizada uma célula de carga tipo S com escala de 1 tonelada, figura 33. Para que não ocorra o rolamento dos pneus, o veículo baja deve manter as quatro rodas travadas durante todo o ensaio. Com a medição da força aplicada sobre o protótipo e com o conhecimento da massa total do protótipo carregado com o piloto, que é a massa no sentido normal ao contato do pneu com o solo, é possível encontrar o coeficiente de fricção a partir da equação 14.
Figura 33 - Célula de carga utilizada no ensaio
Fonte: Autor (2019)
µ = 𝐹𝑎𝑝𝑙
𝑚𝑡∗ 𝑔 (14)
Onde,
µ = Coeficiente de aderência entre o pneu e o solo;
𝐹𝑎𝑝𝑙𝑖 = Força aplicada, medida através da célula de carga;
𝑚𝑡 = Massa do veículo somada a massa do piloto; 𝑔 = Aceleração da gravidade.
3.2.3 Medição do coeficiente de atrito entre o disco e as pastilhas
O coeficiente de atrito entre o par tribológico disco e pastilha, que realizam o processo de frenagem está diretamente relacionado com o fator de freio, que representa o ganho entre a força oriunda da pressão hidráulica na pinça de freio e o torque de frenagem, responsável diretamente por parar o veículo. O fator de freio é de importância crítica para a eficácia e o projeto adequado de um sistema de freio (LIMPERT, 2011).
Uma prática muito comum entre as equipes de baja, é a consulta desses valores em literatura. Esses valores não podem ser tomados como confiáveis para
todas as condições e materiais utilizados, visto que de acordo com Limpert (2011), o coeficiente de atrito entre o disco e as pastilhas de freio são funções de muitas variáveis. Assim, o engenheiro de projeto do freio deve selecionar os materiais desse par tribológico, que mantenham um coeficiente de fricção, e consequentemente um fator de freio, razoavelmente previsíveis.
Para garantir um sistema de freio mais confiável, recomenda-se que a seleção desses materiais sejam analisadas e definidas ainda na fase inicial de projeto, visto que é melhor escolher uma pastilha ou material de revestimento com desempenho e características de desgaste estabelecidas e projetar os componentes do freio “ao seu redor”, em vez de desenvolver um novo material de freio para se encaixar em um projeto existente (LIMPERT, 2011).
Visando obter dados precisos para a fase de dimensionamento e também conhecer e comparar as características de desgaste para diferentes combinações de materiais para o disco e a pastilha, foi realizado um ensaio de pino-sobre disco, seguindo a norma ASTM G99.
De maneira muito resumida, esse ensaio consiste basicamente em rotacionar um pequeno disco de metal e utilizar um pino com um inserto de material de uma pastilha de freios para pressionar o disco, mensurando o desgaste dos materiais, o coeficiente de aderência e a temperatura durante o ensaio. Neste tipo de máquina não é possível simular as condições reais de frenagem, impedindo que os resultados de desgaste sejam analisados de maneira a descrever o funcionamento real, sendo utilizados apenas para comparação entre si.
Figura 34 - Bancada de ensaio pino-sobre-disco