Faculdade de tecnologia de São Paulo
Departamento de Mecânica
Exercicios de Freios
Autores:
Prof. Eduardo Silva Lisboa Prof. Fábio Morgantetti
Disponível em : www1.fatecsp.br/lisboa apostilas
Jan 2019
Cinematismo
Variação da energia cinética em um sistema mecânico
Máquina com massas girantes, massa do conjunto e com velocidade, tendo movimentos de translação e de rotação, ambos com determinado nível de energia cinética “E”
Translação
𝐸 = . 𝑚 . 𝑣 m [kg], v [m/s], E [Joules]
𝜏 = 𝐹 . 𝑑 ⇒ 𝜏 = 𝑚 . 𝑎 . 𝑑 ⇒ 𝜏 = 𝑘𝑔 . . 𝑚 ∴ 𝐸 =
.[Joules]
Variação da energia = E
Ocorre quando há variação de velocidade, se a massa for constante.
Nosso enfoque esta na variação do nível de energia entre 2 situações de regime (v cte), isto é:
Antes e depois de uma operação de aceleração ou frenagem. Logo ∆𝐸 = 𝐸 − 𝐸 > 0, onde 𝑣 > 𝑣
Por convenção: v 1 antes e v 2 depois da frenagem ou v 2 antes e v 1 depois da aceleração Aceleração = ganho de energia para o sistema
Frenagem = perda de energia para o sitema
Logo ∆𝐸 = 𝐸 − 𝐸
∆𝐸 = 1
2 . 𝑚 . 𝑣 − 1
2 . 𝑚 . 𝑣 ⇒ ∆𝐸 = 1
2 . 𝑚 . (𝑣 − 𝑣 )
Se 𝑚 = , temos ∆𝐸 = . (𝑣 − 𝑣 ), se g = 9,81 m/s 2 g = 10 m/s 2 Assim ∆𝐸 = . (𝑣 − 𝑣 ) onde: G [kp], g [m/s 2 ], v [m/s], E [kp.m]
Rotação
𝑑𝐸 = 𝑑𝑚 . 𝑣 onde v = w . r 𝑑𝐸 = 𝑑𝑚 . 𝑤 . 𝑟 𝐸 = ∫ . 𝑤 . 𝑟 𝑑𝑚 sendo w = cte, temos:
𝐸 = . 𝑤 ∫ 𝑟 𝑑𝑚, onde ∫ 𝑟 𝑑𝑚 = 𝐼 (𝑐𝑡𝑒)
I = momento de inércia de massa
𝐸 = . 𝐼 . 𝑤 , onde I [kg . m2], 𝑤 = [
.], E [Joules] 𝐸 =
.Variação da energia E:
Entre as situações 1 (nível alto de nergia) e 2 (nível baixo de energia) temos:
𝐸 = 𝐸 − 𝐸 1
2 . 𝐼 . 𝑤 − 1
2 . 𝐼 . 𝑤 1
2 . 𝐼 . ( 𝑤 − 𝑤 )
Fator de inécia GD
2O momento de inércia 𝐼 = ∫ 𝑟 𝑑𝑚 tambem pode ser escrito como I = R 2 . m, onde m é a massa total do corpo e R é o raio de giração.
Obs: Raio de giração é a distancioa ao centro de giro no qual a massa m do corpo concentrada, produz um momento de inércia equivalente
I = R 2 . m
g G I D .
2
2
g G I D .
4
2 G . D 2 = 4 .g . I
Fazendo: 𝑚 = e 𝑅 = (D = diâmetro de giração), temos:
𝐼 = . 𝐼 =
..
𝐺 . 𝐷 = 4 . 𝑔 . 𝐼 onde 𝐺 . 𝐷 [𝑘𝑝 . 𝑚 ] Velocidade angular
Usualmente expressa em rotações por minuto [rpm] logo:
w = 2 . . f w = 2 . . n 𝑤 =
.
. 𝑤 =
.w [rd/s], n [rpm]
Assim substituindo I e w temos:
𝐸 = .
.. . (𝑛 − 𝑛 ) assumindo g = 9,81 m/s 2 temos:
𝐸 =
. .onde GD 2 [kp . m 2 ], n [rpm], E [kp . m]
Variação total de enrgia
rotação translação
total
E E
E
, logo:
𝐸 𝐺
20 . (𝑣 − 𝑣 ) + 𝐺 . 𝐷 . (𝑛 − 𝑛 ) 7160 Onde:
G é o peso total da massaem translação com velocidade “v”.
GD
2é o fator de inércia das massas girantes, reduzido ao eixo de velocidade angular
“n”.
Obs – Usualmente os raios de giração se encontram tabelados em manuais e livros
especializados, em função da forma do corpo e da posição do eixo de rotação.
Lembrar que:
m
R I e D= 2R
Determinação do momento de inércia I e do fator de inércia GD
2. A) Cilindro em relação ao seu eixo longitudinal de simetria.
dm r
I
2. onde dm 2 . . r . d r . t . I
rr r d r t t
0rr dr
3 02
. 2 . . . . . 2 . . .
. 4 . . 4 2 . . 2
4 0
4
r
r t
t
r
logo: . . .
42 t r I
onde é a densidade t = espessura = m /v m = .v A = . r
2perímetro = 2 . . r
Determinação do raio de giração m
R
I
2. m . r
2. t . , logo: . . . . .
. 2 .
2 2
4
R r t
r
t
2 2
2 2
2
r
r R
R
Determinação do GD
22 modos:
a) Sabe-se G e R
b)
2 2 2 2 22 . .
2. 2 . 4 . 4 . ) . 2
.( r GD G r
G R
G R G
GD
c) Sabe-se I
4 . . . . 2 . . 4 . . .
4
.
2 2 4g r t g
I D g G
D
I G
onde .g = peso específico
4 2
2 . . . .
. D t r
G onde: t [m], r [m], [kp/m 3 ], GD 2 [kp.m 2 ]
B) Cilindro tubular
24
4 1 4
2 4
1 2
1
. . .
. 2 . 2 . . .
2 . t r t r t r r
I I
I
ou
14 24
2
2 . . . .
. D t r r
G
Exercício completo de freios
01 – De acordo com a fig. abaixo defina o momento de inércia da frenagem para os ptos de 1 a 4
Dados:
I
motor= 0,7 kg.m
2Tempo de frenagem = 6 s
= 7580 kg/m
3Resolução:
2 1
0 , 7 kg . m Ip
A
2 4
4
1
. 7580 . 0 , 25 . 0 , 05 0 , 019 .
. 2 .
2 . t r kg m
Ip
B
2 4
2
. 7580 . 0 , 25 . 0 , 225 7 , 9 .
2 kg m
Ip
A
2 4
2
. 7580 . 0 , 045 . 0 , 175 0 , 52 .
2 kg m
Ip
B
2 4
3
. 7580 . 0 , 045 . 0 , 1 0 , 055 .
2 kg m
Ip
A
2 4
3
. 7580 . 0 , 19 . 0 , 125 0 , 57 .
2 kg m
Ip
B
2 4
4
. 7580 . 0 , 19 . 0 , 29 16 , 57 .
2 kg m
Ip
A
2 4
4
. 7580 . 0 , 3 . 0 , 095 0 , 30 .
2 kg m
Ip
B
Escolhendo-se a instalação do freio no eixo 3:
Transportaremos as inércias dos demais eixos para o eixo 3
2 2
1 2
2 2 2
4 4 3
3
350
. 200 100 . 450 350
. 200 580
. 250
3 A B A B A B m B
total
Ip Ip I I I I I I
I
2 2
2 2
350 . 200 100 . 450 19 , 0 7 , 350 0
. 200 52 , 0 9 , 580 7
. 250 3 , 0 57 , 16 57
, 0 055 ,
3
0
total
I
m kg I
total11 , 26 .
3
Obs -
2
movida motora
parcela relativa ao fator de transporte de inércia
n n E E kg m
E I
total12 , 569 .
179 447 . 26 , 11 179
2 2 2 2
1
sendo
n n Mf Mf kgf cm
tf
Mf
inérciaE
inércia inércia8951 .
447 . 6
12569 . 1910 .
. 1910
2 2 2 1
O transporte de inércia, deverá ser considerado por estágio e somente aplicado após o eixo em que esta o freio
A diferença de rotação no delta de energia [AE], refere-se diferença de velocidade inicial e
final, no caso em questãono eixo frenado[3], especificamente assim de 447,22 rpm para
zero
FREIOS E EMBREAGENS – DIMENSIONAMENTO 1 - FREIOS DE SAPATA
1.1 – Caracteristicas específicas
Aplicação: usadas onde a quantidade de calor gerada é elevada
Construção: elevada robustes de construção
Em geral: a força de frenagem é a de um contrapeso, podendo ser a de um eletroímã por segurança
Conjunto da alavanca: quanto menor o peso e maior a resistência do conjunto sapata/alavanca, melhor, o ideal é a sapata ser de aço laminado e soldado
A lona de freio normalmente é de material a base de abstetos (amianto), sendo hoje a tendência a base de fibras sintéticas ou peças sinterizadas, tendo um coeficiente de atrito variando com a temperatura e esta o mais próximo de nula (mínima)
Fixação da lona: normalmente executada com adesivo técnico ou rebites
1.2 Calculo simples de sapata fixa
Considerando que o eixo gira no sentido horário
Supondo a pressão distribuída constantemente entre a lona da sapata e o tambor. (isto será tanto mais verdadeiro quanto menor for o comprimento da sapata em relação ao diâmetro do tambor)
Na alavanca: T = força de atrito T . N [1]
N = resultante das pressões na direção radial
Considerando o equilíbrio de momento torsor no sitema temos:
Considerando que o eixo gira no sentido horário
. . . 0
. .
. b N a T c F b N a T c
F [2]
b c N a F N
b c T a
F N . . . . .
b c a F N . .
[3]
Considerando que o eixo gira no sentido anti – horário
Considerando o equilíbrio de momento torsor no sitema temos:
0 . . . .
.
. b T c N a F b T c N a F
b c N a F N
b c T a
F N . . . . .
b c a F N . .
[4]
Caso o eixo gire no sentido anti-horário a força F será menor, uma vez que o momento de atrito auxilia no momento de frenagem, portanto, deve-se utilizar a posição da articulação da alavanca, tal que a força F seja minimizada.
Momento de frenagem
. 2
. d
T M braço força
M [5]
O momento de frenagem faz parte dos dados para o projeto do freio (pelo menos o seu valor aproximado), e é elemento conhecido como o valor que será dispendido na forma de calor, a sua determinação depende da inercia do sitema.
Caso particular 1: A descida de uma carga “Q” com velocidade cte. Pelo principio de conservação da energia temos:
h Q M .
M = momento de frenagem
= variação do ângulo
Q = carga h = altura
obs - é o deslocamento do tambor M = espaço dimensional angular Dividindo tudo pelo tempo
w M Qv Qv t Mw
h Q t
M . .
Caso particular 2: massas girantes que devam sofrer uma desaceleração angular “α”, onde:
M = I . α
I = momento polar de inércia α = desaceleração angular
de [1], [3], [4] e [5] temos:
b c a d
F M .
. . .
2
Deve-se evitar que o fator (a – μ.c) seja muito pequeno fim de se evitar a frenagem pelo próprio peso da alavanca (auto-frenagem)
Se (a – μ.c) < 0 o freio é auto-frenante, uma aplicação muito rara. Pode-se construir um freio em que a alavanca sendo recurvada s na extremidade, apresente c = 0 (vide croqui), neste caso, qualquer que seja o sentido de rotação do eixo, a força de frenagem valerá:
b d
a F M
. .
. . 2
Duas sapatas fixas – calculo simples
O freio visto anteriormente apresenta um inconveniente sério, a sapata aplica ao tambor e este por sua vez
aplica no eixo com uma força radial N, geralmente de intensidade alta ( do eixo alto, mancais maiores). O
freio duplo elimina este problema
Temos em qualquer sentido de rotação o mesmo momento de frenagem, desde que F1 seja igual F2
c a
b F M d
. . 2
. .
11
c a
b F M d
. . 2
. .
22
Se F1 = F2 = F M = M
1+ M
2, assim:
c a c a b F M d
. 1 .
1 2
. . .
Como se vê, com o sentido alterado, o M não se altera
Para referência segue abaixo alguns dados médios usuais de projeto, para freios de sapata pivotadas Freios de sapatas pivotadas
tambor – d [mm] Largura da sapata [mm] Potência [cv]
250 80 8
320 100 13
400 125 24
500 160 42
630 200 77
800 280 144
Quando o freio não esta em ação deve existir uma folga “”, entre o tambor e a sapata, que é função do diâmetro do diâmetro do tambor “d”
d [mm]
0,1 a 0,15 160 a 250
0,15 a 0,2 320 a 500
0,18 a 0,25 630 a 800
Nas sapatas pivotadas e na fixação da alavanca, recomenda-se que haja na superfície dos pinos de articulação, uma pressão da ordem de 40 a 50 kgf/cm
2.
Exercício
Calcular um freio de sapata duplo, para um eixo de 400 kgf . cm ( ou seja, qual é a força F) Considerar:
tambor= 200 mm
Largura da sapata, s = 90 mm Peso = 25 kgf (da alavanca)
= 65⁰
a = 100 mm b = 240 mm c = 0
Freio de sapatas fixas (preferencialmente duplas)
M [kgf . cm] d [mm] s [mm] Peso (alavanca + sapata) [kgf]
200 100 70 13
400 200 90 25
1600 200 90 34
2400 300 140 55
5000 300 140 84
Usualmente α varia de 60⁰ a 70⁰ a = 0,5 . d b = 1,2 . d
Geralmente a força de frenagem é obtida por ação de molas e a de defrenagem é obtida por eletroímã b kgf
d a
F M 16 , 66
24 . 20 . 5 , 0
10 . 400 .
.
.
Calculo simples de sapata pivotada única
Para equilíbrio da sapata, a resultante “P” de pressão do tambor deve passar pelo pino de articulação.
Passando pelo pino:
a N b
F . . T . N na lona:
a b N F d
M T .
2
.
a b T . F .
assim:
a d b M F
. 2
. .
.
O freio de sapata mais usado é o duas sapatas pivotado
Exercício
1 1 1 1
. b N . a
F F
2. b
22 N
2. a
21 1
1
N
T T
2
2N
21 1 1 1 1
1
. 2
.
a b N F
d
M T
2 2 2 2 2
2
. 2
.
a b N F
d
M T
1 1 1 1 1
. 2
. . .
a d b M F
2 2 2 2 2
. 2
. . .
a d b M F
2 2 2 2 1
1 1 2 1
1
2 .
. . . .
2 . . .
a d b F a
d b M F
M M
M
total
total
Considerando que as sapatas são idênticas em propriedades e dimensões, e que as forças aplicadas tem o mesmo valor:
a d b M F
a d b
M
totalF
total. . .
. 2
. . . .
2
Freios de fita
Vantagem: ocupa menos espaço
Desvantagem: tem menor troca de calor
São utilizados em tratores, automóveis e máquinas operatrizes. Ocupam pouco espaço, o que justifica o seu emprego. Duas desvantagens principais:
Carga no eixo Dificuldade de resfriamento
É composto de 3 partes:
Tambor Fita de aço com lona Alavanca
Consideremos um comprimento elementar da fita, junto ao ponto P e esse comprimento será:
Comprimento elementar = r . d .
ampliando o d:
dFa = força de atrito elementar
Supondo que a fita não oferece resistência a flexão, o tambor atua sobre a fita por meio de pressão, que junto ao ponto P, vale p. A distância A-B, que é muito pequena, vale rd. A resultanet das pressões vale dN
= pdA (A = área) p . s . r . d . . (s = largura da fita)
Devido ao atrito e ao movimento relativo entre o tambor e a fita, atua Tb a força de atrito dFa = μdN.
Considerando o equilíbrio das forças sobre o elemento de fita considerado, projetar as forças na direção
radial e tangencial
. d 2 sen T dT T
dN
cos 2 . d T
dT T
dFa
2 2
d
sen d 1
cos d 2
2
dT d
d Td T
dN
. 2
2 [1]
dT
dFa . dN dT [2]
De [1] e [2] dN = Td Μ . dN = dT
μ . T . d = dT equação diferencial de variáveis separáveis c
T T
d dT . ln
.
c = cte
Na figura o ângulo “” foi contado apartir do início do contato da fita com o tambor, do lado da fita em que a tensão é menor. Notando a posição da força T + dT, vê-se que T na figura cresce com “”.
Para = 0 T = T
1Para = T = T
20 = ln T
1+ c ln T
1= - c log
eT
1= -c e
-c= T
1μ . = ln T
2+ c = ln T
2= μ . - c log
eT
2= μ . - c e
μ . -c= T
22
.
. e T
e
c onde e
-c= T
12 1 .
. T T
e
.1
2
e
T T
[rd]
Prova-se facilmente que:
M = momento de frenagem = (T
2– T
1) = r
Exercício
Calcular T1 e T2 no freio da figura, para um momento de frenagem de 200 kp . cm com μ = 0,3. Considerar um ângulo de abraçamento de 230⁰ e raio de 150 mm.
. 1
2
e
T T
T
2 T . 15 200 T
2 T
1 13 , 33 T
2 13 , 33 T
1[1]
. 1
2
e
T se T
33 , 33 3
, 13 33
, 13
1 . 1
1
1
T e T
T
T
obs [rd]
1 1
3 , 33 . 33
,
13 T T 3 , 33 . T
1 T
1 13 , 33 2 , 33 . T
1 13 , 33
T
1= 5,72 kp [2]
Substituindo [2] em [1] temos: T
2 13 , 33 T
1 T
2 13 , 33 5 , 72 T
2 19 , 05 kp Equilibrio da alavanca de frenagem
Existem 2 tipos de freios de fita, dependendo da posição da alavanca em que é preso a fita.
Freio normal
No freio normal, uma extremidade da fita é presa no ponto de articulação da alavanca.
Para o sentido de rotação da figura (horário) temos:
1
1
.T
b F a
Para o sentido de rotação oposto ao da figura (anti-horário) temos:
2
2
.T
b F a
Como F2 é maior que F1, a segunda situação deve ser evitada, quando possível.
Freio aditivo
No freio aditivo, para qualquer sentido de rotação:
1 2
3
. T T
b
F a F
3 F
2 F
1Freio diferencial
As forças de frenagem são com T
2> T
1Para o sentido de rotação da figura (horário) temos:
b a T c F T
1.
2.
4
Para o sentido de rotação oposto ao da figura (anti-horário) temos:
b a T c F T
2.
1.
5
Para que o freio não seja auto-frenante deve-se ter F
i> 0 No caso de freio diferencial deve-se ter:
no sentido horário T
1. c T
2. a 0 T
1. c a . e
. 0 c a . e
.sentido horário anti-horário
2.
1. 0
1. .
.. 0
.e c a a
e c T a
T c
T
quando o tambor gira nos dois sentidos c a .e
.Dados de projeto para freio de fita
(Ang. de abraçamento) = geralmente em torno de 270⁰ μ = geralmente em torno de 0,4
A fita normalmente é de aço st 37 (
r= 37 kp / mm
2), deve ser flexível e internamente com freio rebitado e colado.
Tensão de tração da fita gera em torno de 4 kp / mm
2. Dimensões usuais
d = do tambor [mm] 160 200 250 320 400 500 630 800
Largura do tambor 50 65 80 100 125 160 200 250
s = largura da fita [mm] 45 60 70 90 110 140 180 230
Espessura da fita 2 2 2 3 3 3 3 3
Espessura da lona 5 5 6 6 7 8 10 10
Exercícios
1 – Num freio de sapata única fixa, qual o coeficiente de atrito entre a lona e o tambor, tendo um momento de frenagem de 235 kgf . cm, a = 100 mm, b = 350 mm, c = 25 mm, sendo que a força de acionamento é F = 19,5 kgf e o diâmetro do tambor é de 180 mm.
Solução:
Tambor no sentido horário
b d
c a F M
. .
. 2
0 , 35
35 . 18 .
5 , 2 . 10 . 235 . 5 2 ,
19
Tambor no sentido horário
b d
c a F M
. .
. 2
0 , 42
35 . 18 .
5 , 2 . 10 . 235 . 5 2 ,
19
2 – Calcular o coeficiente de atrito em máquina idêntica a anterior, com sapata duplas pivotadas, sendo c = 0
191 , 10 0
17 . 35 . 5 , 19 235 .
. .
.
a d b M F
3 – Calcular T
1e T
2no freio de fita da figura.
Dados:
Largura do tambor = 100 mm Largura da fita: s = 90 mm Espessura da fita = 3 mm Espessura da lona: = 6 mm
M = 300 kgf . cm
= 290⁰ μ = 0,25
Solução:
T
2T
1 . r 300 T
2T
1 . 16
M
5 , 3 .
.
. 2 11
2
T e T T
T
T T T kgf T kgf
M
1. 3 , 5
1. 16 2 , 5 .
1 18 , 75
1 7 , 5
4 – Considerando o freio anterior como “normal” em termos de acionamento, qual é a força “F” com rotação horária
Solução:
kgf b T
F a . 7 , 5 2 , 04 5
, 37
2 , .
110
1
5 – Considerando o freio aditivo dado abaixo, calcular a força “F”, adotando um coeficiente de atrito.
Dados:
Largura do tambor = 50 mm Largura da fita: s = 45 mm Espessura da fita = 2 mm Espessura da lona: = 5 mm
M = 175 kgf . cm
= 262⁰ μ = ? [0,45]
Solução:
T
2T
1 . r 175 T
2T
1 . 8
M
. 1 2
T .e
T Adotando μ = 0,45 temos 1
, 8 .
.
. 2 11
2
T e T T
T
T . 8 , 1 T . 8 7 , 1 . T 21 , 875 kgf T 3 , 08 kgf
175
1
1
1
1
T
2 T
1. e
. T
2 3 , 08 . 8 , 1 24 , 94 kgf
T T F kgf
b
F a . 3 , 08 24 , 94 5 , 78
2 , 41
5 , .
1 2 38
3
6 – Calcular “μ” para que o freio de sapata única não seja auto-frenante, para rotação horária.
387 , 0 0
31 . 12 0
.
c
a
7 – Calcular “C” para que ofreio de fita diferencial, não seja auto-frenante
μ = 0,35 = 230⁰ Solução:
cm c
e e c
c a 17 4 , 17
.180 230 . 35 ,
.
0