DIMENSIONAMENTO E PROJETO DOS COMPONENTES DO …

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






VEÍCULO BAJA SAE


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.

NATAL – RN, 2019






VEÍCULO BAJA SAE


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

NATAL, 05 de dezembro de 2019.

i

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.

ii

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.

iii

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.

Palavras-chave: dimensionamento, cilindro mestre, pinça, pedal, freios.

iv

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.

Keywords: sizing, master cylinder, caliper, pedal, brake

v

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

vi

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

vii

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

viii

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

ix

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

Tabela 9 - Volume de fluido consumido e curso do pedal de freio ............................ 61

x

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 .................................................................................. 4

2.3 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

2.4.6 Perdas por ar no sistema de freio ................................................. 31

xi

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 Pinça de freio ...................................................................................... 67

xii

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

7 Apêndices .................................................................................................. 81

1

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,

2

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.

3

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.

4

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 a velocidade constante do veículo em declives;

5

• 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;

6

• 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

7

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

8

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.

Fonte: Autor (2019).

9

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.

10

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).

11

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.

12

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

Fonte: Lucas (1985).

13

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


14

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


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).

15

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

Fonte: Lucas (1985)

16

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

Fonte: Lucas (1985)

17

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

18

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.

19

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

20

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

Fonte: Costa (2002)

21

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-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.

22

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

Fonte: Brembo (2019)

23

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

24

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.

25

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

26

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.

27

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.

28

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.

29

Figura 27 - Perda de volume específico para diferentes diâmetros de cilindro mestre


𝑉𝑚𝑐 = 𝑘𝑚𝑐 ∗ 𝑝ℓ (5)

Onde,


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;


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

aproximadamente 100 °C a faixa é de 15 𝑥 10−6 a 33 𝑥 10−6𝑐𝑚3/𝑁 (Limpert, 2011).

30

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.

31

Figura 28 - Curvas de fator de compressibilidade do fluido de freio


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 ∗ (1 − 𝑝0

𝑝ℓ + 𝑝0)

(9)

Onde,

𝑉𝐺 = Volume ativo no sistema de freio;

𝑇 = Temperatura absoluta;

𝑇0 = Temperatura absoluta nas condições iniciais;

𝑝0 = Pressão atmosférica;

𝑝ℓ = Pressão na linha de freio.

32

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;

33

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.

34

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.

35

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.

36

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.

37

𝐴𝑑𝑗 = √𝑒𝑒2 − 𝐻2 (12)

Onde,

𝐴𝑑𝑗 = Cateto adjacente formado pelo triangulo;


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;


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

Fonte: Autor (2019)

38

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.

39

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

40

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

Fonte: Autor (2019)

41

O ensaio foi realizado em uma bancada desenvolvida exclusivamente para

ensaios do tipo pino-sobre-disco (figura 34), localizada no laboratório Grupo de

Estudos de Tribologia e Integridade Estrutural (GET). Foram ensaiadas as possíveis

combinações entre os discos de material aço SAE 1020, SAE 1045 e AISI 304, com

pastilhas de composto semi-metálico e metálico, as amostras podem ser visualizadas

na figura 35.

Figura 35 -Amostra de disco fixada na bancada (a), amostras de discos após ensaio (b),

pino com uma amostra de pastilha após ensaio (c)

Fonte: Autor (2019)

As dimensões das amostras e os parâmetros de ensaio, foram limitadas pelo

modelo da máquina utilizada. Dessa forma, definiu-se os parâmetros de maneira a

ocasionar um desgaste de maior intensidade disponível, com o intuito de encurtar a

duração do ensaio e mensurar o desgaste durante maior parte do consumo de

materiais. Os parâmetros utilizados estão descritos na tabela 1.

Tabela 1 - Parâmetros do ensaio

Dimensões das amostras

Diâmetro do disco 30 mm

Diâmetro do pino 12 mm

Parâmetro da máquina

Rotação do disco 600 rpm

Carga do pino 15 kg

Fonte: Autor (2019)

42

3.3 Cálculo dos carregamentos nos eixos do protótipo

Essa etapa do dimensionamento, consiste basicamente nos primeiros

cálculos realizados para desenvolver um sistema de freios, com base nos resultados

encontrados e decisões tomadas na etapa anterior. Durante o processo de frenagem

a força total de frenagem é distribuída entre as rodas dianteiras e traseiras, de modo

que toda a força longitudinal seja dividida de forma proporcional entre todas as rodas

do veículo. Para atingir o objetivo de travar as quatro rodas e parar o veículo, imposto

pelo regulamento das competições baja SAE, a força que os componentes do sistema

de freio são capazes de produzir deve ser no mínimo igual as forças inerciais que

atuam no centro de gravidade do protótipo, em situações dinâmicas.

O funcionamento do sistema de freios consiste basicamente em aplicar uma

força de acionamento que será multiplicada até atingir a força necessária para parar

o veículo. Para desenvolver os componentes desse sistema é necessário conhecer

primeiro a força final almejada, para então ajustar os componentes de maneira a

atingirem essa força.

A parada do veículo acontece devido a força de atrito entre o pneu e o solo,

que é resistiva ao movimento. Essa força depende diretamente do coeficiente de atrito,

que já foi encontrado para diferentes situações e do carregamento normal, no qual

cada roda é submetida. As forças que atuam no veículo em regime estático, ou seja,

em repouso, são ilustradas na figura 36.

Figura 36 - Diagrama de corpo livre de um veículo em repouso


43

Devido ao fato da posição de gravidade não se encontrar no ponto médio do

segmento de reta que representa a distância entre os eixos, o peso total do veículo

não é dividido de forma uniforme entre os eixos. Dessa forma a distribuição estática

das cargas por eixo, definida por Limpert (2011), como a razão entre a carga estática

no eixo traseiro e o peso total do veículo, pode ser encontrada através das equações

15 e 16.

𝜓 =𝐹𝑧𝑅

𝑊 (15)

𝑊 ∗ ℓ𝐹 = 𝐹𝑧𝑅 ∗ 𝐿 (16)

Onde,

𝜓 = Distribuição estática de cargas do eixo traseiro;

𝐹𝑧𝑅 = Carga estática do eixo traseiro;

𝑊 = Peso total do veículo;

𝐿 = Distância entre os eixos;

ℓ𝐹 = Distância horizontal entre o centro de gravidade e o eixo dianteiro.

Todos os cálculos realizados nessa etapa são para a situação de

carregamento máximo do veículo, onde a massa do protótipo é conhecida e o

carregamento máximo é definido para especificação de piloto mais pesado que o

veículo deve suportar, 109 kg, definido pelo regulamento de competição atual.

As cargas para condição estática são importantes para se conhecer a

distribuição de peso entre os eixos, mas durante a frenagem ocorre a desaceleração

do veículo, e é para essa condição de carregamentos que o sistema de freios deve

atuar. A figura 37 ilustra as forças atuante em um veículo para essa condição,

desconsiderando os arrastos aerodinâmicos e a frenagem do motor.

44

Figura 37 - Diagrama de corpo livre de um veículo durante a frenagem


Fazendo a somatória dos momentos sobre o ponto de contato entre o pneu

traseiro e o solo, pode ser encontrado a carga dinâmica no eixo dianteiro, como

mostrado na equação 17.

𝐹𝑧𝐹,𝑑𝑦𝑛 = (1 − 𝜓 + 𝜒 ∗ 𝑎) ∗ 𝑊 (17)

Onde,

𝐹𝑧𝐹,𝑑𝑦𝑛 = Carga dinâmica do eixo dianteiro;


𝜒 = Altura do centro de gravidade dividia pela distância entre os eixos;

𝑎 = Desaceleração pretendida em unidade de g;

𝑊 = Peso total do veículo.

A desaceleração pretendida, segundo Limpert (2011), é considerada

numericamente igual ao coeficiente de atrito pneu solo. Essa equivalência é

encontrada ao igualar a soma das forças de atrito em cada pneu com a equação da

segunda Lei de Newton.

A diferença entre as cargas em regime estático e dinâmico, é devido a

transferência longitudinal de carga. Isso acontece, pois, as forças inerciais atuam no

45

centro de gravidade e as forças de frenagem atuam no contato pneu/solo, essa

diferença na linha de atuação das forças gera um momento, que transfere uma parcela

da carga do eixo traseiro para o dianteiro.

De forma análoga, pode ser encontrado o carregamento no eixo traseiro,

fazendo a somatória dos momentos em relação ao eixo dianteiro, como pode ser visto

na equação 18.

𝐹𝑧𝑅,𝑑𝑦𝑛 = (𝜓 − 𝜒 ∗ 𝑎) ∗ 𝑊 (18)

Onde,

𝐹𝑧𝑅,𝑑𝑦𝑛 = Carga dinâmica do eixo traseiro;


𝜒 = Altura do centro de gravidade dividia pela distância entre os eixos;

𝑎 = Desaceleração pretendida em unidade de g;

𝑊 = Peso total do veículo.

É importante para o engenheiro projetista visualizar facilmente o

comportamento dessa transferência de carga no veículo de estudo. Para isso as

curvas da figura 38 mostram essa mudança de carga nos eixos, para diferentes níveis

de desaceleração.

Figura 38 - Peso dinâmico dos eixos x desaceleração

Fonte: Autor (2019)

46

Com os dados das cargas nos eixos durante o processo de frenagem, é

possível encontrar a força de atrito entre o pneu e o solo necessária para travar as

rodas do protótipo, de forma similar como foi abordado no ensaio para obtenção do

coeficiente de atrito pneu solo, através da equação 14. Essa força de atrito é

proveniente do torque de frenagem criado pelo sistema de freio. Esse torque pode ser

calculado através da equação 19.

𝑇 = 𝐹 ∗ 𝑅𝑝 + 𝐼𝑤 ∗ 𝛼𝑤 (19)

Onde,

𝑇 = Torque de frenagem;

𝐹 = Força de frenagem, força de atrito entre o pneu e o solo;

𝑅𝑝 = Raio efetivo de rolagem do pneu;

𝐼𝑤 = Momento de inércia das partes girantes;

𝛼𝑤 = Aceleração angular.

Segundo Gillespie (1992), a aceleração angular pode ser obtida conhecendo

o raio efetivo de rolagem do pneu e a desaceleração linear do veículo, conforme a

equação 20.

𝛼𝑤 =𝑎

𝑅𝑝 (20)

Devido ao fato de o pneu ser construído de material elástico e permitir

diferentes pressões, o raio efetivo de rolamento, definido como a distância do centro

do pneu até a banda de rodagem, é menor que o raio nominal especificado pelo

fabricante. Segundo Genta (2009), para pneus de construção diagonal e radial, os

raios efetivos de rolagem representam 96 e 98%, respectivamente, do raio nominal.

Dessa forma, os resultados obtidos para os carregamentos dos eixos do CK20

em situação de frenagem são apresentados no capítulo 4.

47

3.4 Definição de dimensões dos componentes

Com a distribuição dos torques de frenagem calculados, inicia a etapa dos

cálculos dimensionais dos componentes atuantes no sistema, como relação do pedal,

diâmetro dos pistões do cilindro mestre, diâmetro dos pistões das pinças de freio e

diâmetro dos discos de freio.

Como em muitos tipos de projetos de engenharia, o projeto de um sistema de

freio, especialmente nessa etapa, não segue passos sequenciais. O engenheiro terá

muitas vezes que “dá passos para trás” para rever considerações adotadas e ajustar

parâmetros arbitrados.

Com os diâmetros máximos dos discos de freio limitados em 160 mm, na

dianteira pelo espaço interno da roda e na traseira pela dimensão da carcaça da caixa

redutora. Optou-se por utilizar esse valor como diâmetro de projeto dos discos, de

maneira a garantir o maior torque de frenagem possível, para uma determinada força

de contato disco/pastilha.

A força de acionamento no pedal de freio necessária para atender os objetivos

de projeto, foi estabelecida com base em considerações ergonômicas. De acordo com

Limpert (2011), sistemas de freio sem mecanismo auxiliar, como o servo freio para

ganho de força, devem ser projetados de modo que, para uma força máxima de 489

N, seja alcançada uma desaceleração de 1 g. Ele também fala que os pilotos

geralmente consideram, as relações de força aplicada por desaceleração obtida, entre

445 a 668 N/g como boas e 267 a 445 N/g como muito boas. Dessa forma foi

estabelecido como 350 N a força máxima aplicada ao pedal de freio, para travar as

quatro rodas e desacelerar o veículo a 1g.

Sabendo a força que se pretende chegar e a fornecida ao sistema, é possível

determinar os ganhos de força exigidos ao sistema, esses ganhos são classificados

como mecânicos e hidráulicos. O ganho de força mecânico está relacionado ao pedal

de freio, através do princípio da alavanca de Arquimedes e o ganho de força hidráulico

está relacionado ao cilindro mestre e a pinça de freio, que estão em comunicação e

submetidos a mesma pressão, o ganho acontece devido ao princípio de Pascal, pois

os êmbolos desses componentes possuem diferentes áreas. Dessa forma é possível

48

calcular as forças de frenagem que o sistema é capaz de gerar, através das equações

21 e 22.

𝑝ℓ =𝐹𝑝 ∗ ℓ𝑝 ∗ 𝜂𝑝

𝐴𝑚𝑐 (21)

𝐹𝑥 = 2 ∗ (𝑝ℓ − 𝑝0) ∗ 𝐴𝑤𝑐 ∗ 𝜂𝑐 ∗ 𝐵𝐹 ∗ (𝑟

𝑅) (22)

Onde,

𝑝ℓ = Pressão nas linhas de freio;

𝐹𝑝 = Força aplicada ao pedal;

ℓ𝑝 = relação de ampliação do pedal;

𝜂𝑝 = Eficiência da alavanca do pedal;

𝐴𝑚𝑐= Área do pistão do cilindro mestre;

𝐹𝑥 = Força de frenagem produzida;

𝑝0 = Pressão resistiva;

𝐴𝑤𝑐 = Área do pistão da pinça de freio;

𝜂𝑐 = Eficiência da pinça de freio;

𝐵𝐹= Fator de freio;

𝑟 = Raio do disco de freio;

𝑅 = Raio do pneu.

Com base nas dimensões dos componentes utilizados nos protótipos

anteriores da equipe Car-kará, é possível arbitrar de maneira mais precisa, valores

iniciais para a relação do pedal e diâmetro dos êmbolos do cilindro mestre, diminuindo

o número de iterações para encontrar as combinações dimensionais mais adequadas.

As dimensões definidas para o projeto do sistema de freios do CK20, são

apresentadas no capítulo 4. Com a definição dessas dimensões, foi possível iniciar o

49

projeto dos componentes principais do sistema de freios, como pedal, cilindro mestre

e pinça.

3.5 Projeto do pedal

Nos últimos anos a equipe teve como objetivo global a redução de massa do

protótipo, dessa forma os subsistemas recorreram a alternativas, como o

redimensionamento de vários componentes para serem manufaturados em materiais

mais nobres, que possuem baixa densidade sem grandes perdas na resistência

mecânica. Cubos de roda, semieixos, juntas universais e bandejas de suspensão

foram manufaturados e validados em ligas nobres de alumínio, porém o pedal de freio

por ser considerado um componente de baixo custo, fácil fabricação e visando apenas

a resistência mecânica, foi projetado e manufaturado em liga de alumínio menos

nobre.

Figura 39 - Pedal de freio manufaturado em alumínio

Fonte: Autor (2019)

O pedal manufaturado em alumínio, foi ensaiado em máquina de ensaio

universal, visando validar o componente para os carregamentos de trabalho, mas não

foi considerado a rigidez do componente. O pedal apresentou deformações plásticas

durante a 24ª Competição Baja SAE BRASIL – PETROBRAS, que está em destaque

na figura 39. Essa falha ocorreu devido à baixa rigidez, exigindo uma maior força de

aplicação com relação a definida em projeto, para compensar a energia e o curso

50

perdido devido a deformação elástica do componente, aliada ao uso intenso e

recorrente durante as provas.

Para o projeto do sistema de freios do CK20, foi realizado o projeto de um

novo pedal de freio, objetivando maior rigidez e maior resistência mecânica sem

acréscimos significativos de massa. Para tanto, foram analisadas geometrias que

poderiam distribuir o momento fletor na estrutura do pedal. Através de uma análise de

benchmarking e análise analítica de forças, as geometrias dos pedais com curvas em

sua estrutura mostraram ser mais usadas.

3.6 Projeto conceitual do cilindro mestre e das pinças

A partir das condições de contorno e dos dados obtidos na fase de

dimensionamento do sistema, iniciou-se os projetos do cilindro mestre e das pinças

de freio, a mudança nas dimensões de projeto do cilindro mestre e das pinças de freio

permite o desenho de peças com menores tamanhos, utilizando menos material e

reduzindo a massa de cada componente.

Após definidas as dimensões dos pistões de trabalho desses componentes,

idealizou-se geometrias que favorecessem a montagem e manutenção. O desenho

do cilindro mestre se baseou em algumas características do modelo utilizado no

protótipo CK19 (Cilindro mestre do Volkswagen® Polo), como material e geometria da

base no qual o reservatório é acoplado, e o comprimento da câmara de trabalho foi

tomado como referência o modelo de cilindro mestre utilizado no Peugeot® 206, que

tem algumas semelhanças com o modelo do Volkswagen® Polo, porém é um modelo

mais compacto. Ambos os modelos podem ser visualizados na figura 40.

Figura 40 - Cilindro mestre Volkswagen® Polo (a), cilindro mestre Peugeot® 206 (b)

(a) (b)

Fonte: Controil (2019)

51

A pinça de freio se baseou no modelo da pinça traseira da Honda® XRE 300,

mostrada na figura 41, com o intuito de utilizar as mesmas pastilhas de freio, visto que

essa é uma motocicleta off-road, então além de facilmente encontrar pastilhas pra

esse modelo com o composto metálico, que foi definido na fase inicial de

dimensionamento do sistema, essas pastilhas possuem um maior material de

consumo, alongando sua vida útil.

Figura 41 - Pinça traseira da XRE 300

Fonte: Americanas (2019)

3.7 Projeto do cilindro mestre

Após definir todas as dimensões e idealizar o projeto de maneira geral, partiu-

se para o projeto detalhado de cada componente. Com o uso do software Solidworks

foram feitas as modelagens 3D das peças e suas análises estruturais, considerando

as metas estabelecidas.

3.7.1 Carcaça

A primeira etapa no projeto da carcaça foi a escolha dos processos de

fabricação. Visando reduzir o custo de fabricação e permitir maior complexidade de

geometria, foi definido a fundição em alumínio como primeiro processo de fabricação,

onde o molde a ser utilizado será fabricado em areia verde, a partir de um modelo

impresso de material Acrilonitrila butadieno estireno (ABS). Em seguida o processo

de usinagem convencional será responsável por realizar todos os furos, ranhuras e

garantir as tolerâncias dimensionais.

52

O próximo passo foi a seleção do material. Fatores como o processo de

fabricação empregado, limite de escoamento e densidade do material foram

considerados, uma vez que o cilindro mestre precisa suportar altas pressões

hidráulicas. Assim foi selecionada a liga de alumínio A356, que apresenta boa

estanqueidade sob pressão (ABAL, 2007), além de que é uma liga utilizada

comercialmente para a mesma aplicação. As propriedades químicas e mecânicas são

apresentadas nas tabelas 2 e 3.

Tabela 2 - Composição química do alumínio A356

Composição %

Silicio (Si) 6,5-7,5

Magnésio (Mg) 0,25-0,45

Cobre (Cu) 0,2

Manganês (Mn) 0,1

Ferro (Fe) 0,2

Zinco (Zn) 0,1

Titanio (Ti) 0,2

Outros (cada) 0,05

Outros (total) 0,15

Fonte: ASM (2004)

Tabela 3 - Propriedades mecânicas do alumínio A356

Propriedades mecânicas

Valor Unidade

Limite de resistência 230 Mpa

Limite de escoamento 185 Mpa

Dureza Brinell 75 HBN

Alongamento 2 %

Fonte: ASM (2004)

Em relação aos componentes usados nos protótipos anteriores, as principais

modificações do projeto foi a redução do seu diâmetro nominal de projeto e

comprimento efetivo da cavidade que delimita as câmaras, de 13/16” e 150 mm, para

3/4” e 130 mm, respectivamente, e o posicionamento de uma das saídas de fluido,

que antes era localizado na parte inferior, agora será posicionado na lateral direita

(figura 42), facilitando sua montagem e fixação das tubulações. A massa da carcaça

foi prevista em aproximadamente 230 g.

53

Figura 42 - Cilindro mestre do CK19 (a), cilindro mestre do CK20 (b)

(a) (b) Fonte: Controil (a, 2019), autor (b, 2019)

3.7.2 Componentes internos

As peças internas serão descritas brevemente quanto as suas características

e processos de fabricação.

1. Molas de retorno: Será fabricada pela própria equipe, com arame de

inox AISI 302 adquirido no mercado local. Foram realizados cálculos de

dimensionamento para atender ao novo projeto, as características de projeto estão

ilustradas na figura 43 e tabela 4.

Tabela 4 - Dados das molas de retorno

Comprimento livre 31 mm

Diâmetro externo 17 mm

Diâmetro do fio 1,8 mm

Número de espiras 8 mm

Fonte: Autor (2019)

Figura 43 - Mola de retorno de ambos os pistões

Fonte: Autor (2019)

54

2. Pistão primário: O pistão primário manteve a geometria do pistão

utilizado no protótipo atual da equipe, o do Volkswagen® Polo ilustrado na figura 44,

ajustando apenas seu diâmetro externo e dimensões do alojamento da gaxeta,

respeitando as tolerâncias indicadas pelo fabricante.

Figura 44 - Pistão primário com gaxeta

Fonte: Autor (2019)

3. Válvula central: O sistema de freios do baja não utiliza o sistema ABS,

que para o funcionamento adequado exige uma válvula central para permitir o fluxo

para a câmara de pressão durante o retorno dos pistões, mas devido a simplicidade

desse componente e facilidade em sua manufatura ou adquirir comercialmente, foi

decidido utilizar esse componente para permitir o fluxo de fluido durante o retorno de

forma mais rápida, visto que o sistema de freios durante a competição é utilizado de

maneira muito recorrente, como nas provas de manobrabilidade, o projeto final desse

componente pode ser visualizado na figura 45.

Figura 45 - Válvula central

55

Fonte: Autor (2019)

4. Apoio das molas de retorno: Esse componente será usinado pela

própria equipe em aço SAE 1020, sua principal função é manter o posicionamento e

também ajustar o posicionamento final dos pistões, diminuindo o curso morto do pedal,

sua geometria é mostrada na figura 46.

Figura 46 - Apoio das molas de retorno

Fonte: Autor (2019)

5. Pistão secundário: O pistão secundário também manteve a geometria

do pistão utilizado no protótipo atual da equipe, como pode ser visto na figura 47,

ajustando apenas seu diâmetro externo e dimensões do alojamento da gaxeta,

respeitando as tolerâncias indicadas pelo fabricante.

Figura 47 - Pistão secundário com gaxetas

Fonte: Autor (2019)

56

6. Trava do pistão primário: Este componente também será fabricado

pela equipe em aço SAE 1045, necessitando apenas adquirir as vedações, que são

dois anéis o’rings e uma gaxeta, o projeto final desse componente pode ser visto na

figura 48.

Figura 48 - Trava do pistão primário

Fonte: Autor (2019)

3.8 Projeto da pinça de freio

3.8.1 Carcaça

No dimensionamento houve a uniformização dos diâmetros de projeto das

pinças de freio, permitindo também a padronização das pinças, que antes dividia-se

em dois modelos distintos. O diâmetro nominal dos pistões das pinças dianteiras

continua o mesmo, um pistão em cada pinça com diâmetro nominal de 1 ¼ de

polegada, aumentando apenas o fator de segurança com relação aos esforços

requeridos, devido a diminuição do diâmetro de projeto do cilindro mestre, que antes

era de ¾ de polegada. No freio traseiro, o benefício será maior, com uma redução de

massa, pois antes era utilizado uma pinça mais robusta, com dois pistões de diâmetro

nominal uma polegada cada, com pouca alteração no fator de segurança. Além de

possuir uma geometria que permite o uso das pastilhas de freio da Honda® XRE 300,

que admite alto desempenho e durabilidade para o uso off-road.

57

Para o projeto desse componente, utilizou-se da mesma metodologia de

desenvolvimento da carcaça do cilindro mestre, onde foram selecionados o mesmo

material e processos de fabricação, e sua massa final foi estipulada em 246 g.

3.8.2 Pistões, pastilhas, parafuso banjo e vedações

Será adquirido o kit reparo (pistão com gaxeta e raspador) da pinça do modelo

traseiro da Honda® CG150, que possui as mesmas dimensões do projeto da pinça de

freio do CK20. O parafuso banjo, as pastilhas de freio e o parafuso sangrador serão

comprados separadamente.

3.9 Análises estruturais dos componentes críticos

O método de análise estrutural utilizado nos componentes críticos, foi o de

elementos finitos em software CAE. Onde para todas as análises efetuaram-se os

cálculos de pressão e forças de frenagem para uma força máxima de acionamento,

de 823 N.

Para o pedal de freio foram analisados os deslocamentos e as tensões

provocadas pelo carregamento estático crítico impresso pelo piloto e posteriormente

validado em ensaio destrutivo de flexão em uma máquina de ensaio universal.

Para a pinça de freio, foram identificados três esforços atuantes na carcaça

durante a frenagem: Pressão interna na cavidade do pistão devido à pressão exercida

pelo fluido de freio, carregamento normal exercido pela pastilha de freio oposta ao

pistão sobre a carcaça e o torque exercido pelo disco de freio sobre as pastilhas, que

causam torção na carcaça da pinça.

Para o cilindro mestre, foi identificado os esforços atuantes na carcaça, devido

a pressão interna na sua cavidade exercida pelo fluido de freio, de forma similar à que

foi descrita para a carcaça da pinça.

58

4 Resultados e Discussões

Após o desenvolvimento do projeto foi analisada as características finais dos

componentes e como as mudanças dimensionais e geométricas contribuíram para o

cumprimento dos objetivos.

4.1 Massa do protótipo, dimensões e posição do centro de gravidade

Os dados da massa total, distância entre eixos, bitola e posição do centro de

gravidade do protótipo mensuradas no ensaio descrito no capítulo de metodologia,

são apresentados na tabela 5.

Tabela 5 - Resultados obtidos no ensaio de posição do CG

Grandeza Valor

encontrado Unidade

Distância entre eixos 1550 mm

Bitola traseira 1240 mm

Bitola dianteira 1150 mm

Massa total do veículo 155 kg

Posição longitudinal do centro de gravidade

885 mm

Posição transversal do centro de gravidade 610 mm

Altura do centro de gravidade 574 mm

Fonte: Autor (2019)

4.2 Medição do coeficiente de aderência entre o pneu e o solo

Os resultados desse ensaio foram plotados em curvas, como mostra a figura

49. Os valores para o estado estático e dinâmico são mostrados na tabela 6.

Figura 49 - Curvas de coeficiente de aderência pneu/solo

Fonte: Autor (2019)

00,10,20,30,40,50,60,70,80,9

11,1

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Coeficie

nte

de a

derê

ncia

Tempo (s)

Pneu/concreto

Pneu/Asfalto

Pneu/Terrabatida

59

Tabela 6 - Coeficientes de atrito para regime estático e dinâmico

Coeficiente de atrito

Estático Dinâmico

Pneu/asfalto 1,01 0,48

Pneu/terra batida 0,65 0,26

Pneu/concreto 0,92 0,38

Fonte: Autor (2019)

4.3 Ensaio de desgaste e medição do coeficiente de atrito entre o disco e as

pastilhas

O critério para a seleção do par tribológico a ser utilizado no sistema de freios

do CK20, foi a combinação que apresentasse menor taxa de desgaste, onde

constatou-se que a menor taxa de desgaste dentre as combinações ensaiadas foi a

do disco feito de aço SAE 1020 com as pastilhas de composto metálico, apresentando

uma taxa de aproximadamente 50% inferior, quando comparada com a do disco de

aço 1045 com pastilhas do composto semi-metálico, que é combinação de materiais

utilizada nos projetos anteriores, como mostrado na figura 50. O desgaste foi

priorizado devido as condições intensas de aplicação do sistema de freios de um

veículo off-road do tipo baja SAE que visa máximo desempenho, condições essas que

intensificam o desgaste.

Figura 50 – Resultados de desgaste do ensaio pino-sobre-disco

Fonte: Autor (2019)

O coeficiente de atrito para os materiais de fricção selecionados pode ser

visualizado na figura 51, foi constatado que esse valor cresce inicialmente devido ao

período de assentamento dos materiais e se estabiliza em 0,4.

60

Figura 51 - Resultados de coeficientes de atrito do ensaio pino-sobre-disco

Fonte: Autor (2019)

4.4 Esforços requeridos de frenagem

Seguindo a metodologia apresentada no dimensionamento do sistema de

freios, foram encontrados os valores dos esforços requeridos para realizar o

travamento das rodas do CK20. Esses resultados podem ser visualizados na tabela

7.

Tabela 7 - Dados de cargas nos eixos do CK20 durante a frenagem

Dados Gerais

Distribuição de carga nos eixos, estático (ψ) 0,57

Fator de freio (BF) 0,8

Altura relativa do CG (χ) 0,37

Dados dinâmicos Asfalto Terra batida

Unidades

Transferência longitudinal de carga (ΔFz, dyn) 863,17 571,35 N

Eixo dianteiro

Força de frenagem 1776,9 1069,5 N

Torque de frenagem 493,06 299,66 N.m

Eixo traseiro

Força de frenagem 553,99 484,41 N

Torque de frenagem dinâmico 155,35 135,84 N.m

Momento de inércia da transmissão 7 7 kg.m²

Torque de frenagem total 375,75 307,26 N.m

Fonte: Autor (2019)

4.5 Dimensões de projeto definidas para os componentes

As dimensões de projeto definidas para o sistema de freios do CK20 estão

representadas na tabela 8.

61

Tabela 8 - Dados dimensionais dos componentes do sistema de freios do CK20

Componentes CK20 Unidades

Ampliação do pedal 5,5:1 adimensional

Cilindro mestre 3/4 in

Pinças da dianteira nº pistões 1 adimensional

Diâmetro 1 1/4 in

Pinça da traseira nº pistões 1 adimensional

Diâmetro 1 1/4 in

Relação dianteira 2,7778 adimensional

Relação traseira 2,7778 adimensional

Pressão de trabalho do fluido 54 bar

Coeficiente de segurança (dianteira) 2,1 adimensional

Coeficiente de segurança (traseira) 1,3 adimensional

Fonte: Autor (2019)

4.6 Volume de fluido consumido total

Todos os resultados encontrados referente ao volume de fluido consumido por

cada componente, foram calculados a partir de equações, diagramas e hipóteses

sugeridas e apresentadas por Limpert (2011).

Tabela 9 - Volume de fluido consumido e curso do pedal de freio

Expansão das tubulações (traseira) 0,0092 mm³

Expansão das tubulações (dianteira) 0,00458 mm³

Expansão de cada mangueira 0,01166 mm³

Perdas no cilindro mestre 0,00089 mm³

Compressão das pastilhas de freio 0,72871 mm³

Compressão do fluido (traseira) 348,446 mm³

Compressão do fluido (dianteira) 193,545 mm³

Volume devido a folga pastilhas (traseira) 2533,54 mm³

Volume devido a folga pastilhas (front) 1266,77 mm³

Volume de fluido consumido total 4343,06 mm³

Curso total do cilindro mestre 15,24 mm

Curso do Pedal 83,8 mm

Fonte: Autor (2019)

Analisando a tabela 9, é possível observar que o curso do cilindro mestre para

compensar todo o volume de fluido consumido é de aproximadamente 15 mm, só após

esse deslocamento é que a pressão do sistema se elevará de forma significativa,

dessa forma o cilindro mestre precisa ser projetado de maneira a permitir um curso

superior a esse valor. É possível observar também que o curso do pedal será de

62

aproximadamente 84 mm, que está dentro da faixa recomendada por Limpert (2011),

que define que o curso máximo do pedal entre totalmente liberado e o ponto onde o

pistão está totalmente acionado, não deve exceder 150 mm.

4.7 Pedal de freio

O projeto 3D para um novo pedal foi desenhado, houve mudança no seu

material para o aço SAE 1020 e para diminuir as concentrações de tensões

provocadas pela soldagem de chapas que travam a estrutura dos pedais anteriores,

foi utilizado tubos soldados para garantir a rigidez da estrutura. A massa do novo

projeto foi mensurada em 299 g, mostrando um pequeno acréscimo com relação ao

projeto anterior, que possuía 237 g. A nova geometria e o resultado da fabricação do

novo pedal estão ilustrados na figura 52.

Figura 52 - Modelo 3D em CAD do pedal (a), modelo do pedal manufaturado (b)

Fonte: Autor (2019)

O cumprimento dos objetivos de aumentar a rigidez e o fator de segurança do

pedal para 160 N/mm e 1,2, respectivamente, definidos na fase de mapeamento das

condições de contorno do projeto, puderam ser verificados através de simulações

estruturais no software SOLIDWORKS, como mostrado na figura 53, para a condição

de carregamento crítico e posteriormente validados através de um ensaio destrutivo

em máquina de ensaio universal, simulando as condições de funcionamento.

63

Figura 53 - Resultado de deslocamento em simulação numérica

Fonte: Autor (2019)

Para a análise estrutural foi aplicado um acessório de fixação do tipo

articulação fixa nas faces do furo do ponto de articulação (item 1, figura 53) e do tipo

faces cilíndricas com restrição de deslocamento na direção que a haste de

acionamento do cilindro mestre restringe, nas faces do furo de acionamento (item 2,

figura 53), o carregamento crítico de 823 N foi aplicado na face indicada pelo item 3

da figura 53. Foi utilizada malha tetraédrica com tamanho global e tolerância de 2,5 e

0,125 mm, respectivamente.

64

O resultado de análise de deslocamento apresentou valor máximo satisfatório,

com um deslocamento que representa menos de 4% do curso do pedal previsto em

projeto.

Na análise de tensões, verificou-se um ponto de tensão em destaque, com

valor excedente a distribuição em outros pontos do componente, esse ponto está

indicado como tensão máxima na figura 53. Para verificar se este ponto se tratava de

uma concentração de tensão, que deve ser considerado em projeto, ou de uma

singularidade de tensão, que não representa o comportamento de tensão real no

ponto analisado e está relacionado a má geração de alguns elementos de malha, foi

utilizado o recurso de diagnóstico de pontos de tensão disponibilizado pelo software.

Figura 54 - Ponto de tensão analisado

Fonte: Autor (2019)

A primeira etapa do diagnóstico identificou o ponto mencionado, como ponto

de tensão a ser analisado. O ponto está em destaque na figura 54. Para o diagnóstico

final foram utilizadas 3 iterações com fator de redução do tamanho dos elementos em

todos os níveis de 0,45 e uma taxa de crescimento do elemento de 1,5. Assim, o ponto

analisado foi diagnosticado como singularidade de tensão, como mostrado na figura

55, onde é possível ver que naquele elemento de malha a tensão diverge para o

infinito, permitindo ser desconsiderada.

65

Figura 55 - Resultado do diagnóstico de tensão

Fonte: Autor (2019)

Após essa análise foi identificado o ponto crítico real de projeto, figura 56. O

fator de segurança foi mensurado em 1,25, considerado satisfatório, visto que o

modelo está sendo analisado para a situação mais crítica e atende o objetivo

previamente determinado.

Figura 56 - Ponto crítico de projeto

Fonte: Autor (2019)

66

Com o intuito de validar o novo projeto e mensurar o aumento na rigidez e na

resistência mecânica, foi manufaturado um protótipo do novo pedal, que passou por

ensaio destrutivo de flexão em máquina de ensaio universal, como mostrado na figura

58. Observando os resultados mostrados na figura 57 é possível ver um aumento

notável na rigidez do pedal e no fator de segurança com relação ao carregamento

crítico de operação, que ultrapassa o previsto em projeto. Em ambos os ensaios foram

padronizadas as velocidades de avanço em 10 mm/min.

Figura 57 - Resultados dos ensaios de flexão nos pedais

Fonte: Autor (2019)

Figura 58 - Ensaio de flexão realizado no pedal de alumínio (a), novo projeto de pedal (b)

Fonte: Autor (2019)

Os resultados do ensaio mostram que o novo projeto obteve uma rigidez

média de 230 N/mm e uma resistência ao carregamento limite de 2100 N,

apresentando um fator de segurança de 2,5.

67

4.8 Pinça de freio

Com a decisão de utilizar os mesmos diâmetros de pistões para as três pinças

do veículo, definido na etapa de dimensionamento, foi possível desenvolver uma

geometria da carcaça da pinça intercambiável para as rodas dianteiras e o eixo

traseiro. Para isso, os pontos de apoio dos eixos que permitem o deslizamento da

pinça foram cuidadosamente posicionados para não prejudicarem a montagem e

manutenção dos componentes. A figura 59 ilustra a montagem das pinças nos

componentes de fixação.

Figura 59 - Montagem da pinça para o freio traseiro (a), dianteiro (b)

Fonte: Autor (2019)

Para garantir o espelhamento das pinças com relação aos lados do veículo,

de maneira que o parafuso sangrador estivesse sempre posicionado voltado para

cima, foram inseridos dois canais para o parafuso sangrador.

Com o projeto da carcaça feito para utilizar as pastilhas de freio da pinça da

Honda® XRE 300, que proporciona facilidade na troca das pastilhas sem a remoção

da pinça de freio, visto que as pastilhas são fixadas por apenas um pino guia e

apoiadas em uma superfície.

68

4.8.1 Análise estática da cavidade da carcaça da pinça

Para essa análise estrutural foi aplicado um acessório de fixação do tipo faces

cilíndricas com restrição de rotação nas faces dos furos de apoio e geometria fixa na

face de encosto da pastilha oposta ao embolo. O carregamento 13,8 Mpa de pressão

foi aplicada nas faces da câmara da pinça, a figura 60 mostra essas considerações.

Foi utilizada malha tetraédrica com tamanho global e tolerância de 2,5 e 0,125 mm,

respectivamente.

Figura 60 - Condições de contorno análise da cavidade da pinça

Fonte: Autor (2019)

Figura 61 - Ponto de tensão máxima da análise da câmara da pinça

69

Fonte: Autor (2019)

Nessa análise o ponto de tensão máximo, indicado na figura 61, apresentou

valor discrepante em relação aos demais pontos, de maneira similar a análise de

tensão no pedal. Também foi executado um diagnóstico de pontos de tensões, para

confirmar a existência da singularidade, foi utilizado o diagnóstico de pontos de tensão

com fator de sensibilidade 25, 5 iterações foram realizadas, com fator de redução do

tamanho dos elementos em todos os níveis de 0,45 e uma taxa de crescimento do

elemento de 1,5.

Figura 62 - Resultado do diagnóstico de tensão para a câmara da pinça

Fonte: Autor (2019)

Devido ao ponto ser identificado como singularidade de tensão (figura 62), e

por se tratar de um ponto na aresta interna da câmara, que permite pequenas

deformações plásticas, foi desconsiderado. Então, outros pontos foram mapeados,

como mostrado na figura 63, para serem considerados como críticos, a maior tensão

encontrada foi de 55,3 Mpa, e o fator de segurança de 2,75 foi considerado

satisfatório.

70

Figura 63 - Pontos críticos

Fonte: Autor (2019)

4.8.2 Análise estática na carcaça da pinça devido a força normal aplicada pela

pastilha de freio

O acessório de fixação utilizado nessa análise foi de geometria fixa na face

frontal da câmara da pinça e um carregamento de 4000 N foi aplicado na face de

encosto da pastilha de freio, como mostrado na figura 64. Também foi utilizada malha

tetraédrica com tamanho global e tolerância de 2,5 e 0,125 mm, respectivamente.

Figura 64 - Condições de contorno análise do encosto da pastilha

Fonte: Autor (2019)

71

As figuras 65 e 66 ilustram os resultados de deslocamento e tensão para essa

análise.

Figura 65 - deslocamento da face de encosto da pastilha

Fonte: Autor (2019)

Figura 66 - Tensão máxima para análise da força da pastilha

Fonte: Autor (2019)

72

O deslocamento foi analisado, visto que grandes deslocamentos no encosto

das pastilhas causariam desbalanceamento na distribuição de tensões na face de

contato entre o disco e a pastilha, o deslocamento máximo de 0,128 mm encontrado

na simulação foi considerado aceitável. A tensão máxima encontrada, com valor de

76,5 Mpa, proporciona um fator de segurança com relação ao limite de escoamento

de 2 unidades, também julgado como aceitável.

4.8.3 Análise estática na carcaça da pinça devido a torção provocada pelo

torque resistivo do disco de freio

Para essa análise foi aplicado um acessório de fixação do tipo faces cilíndricas

com restrição de rotação nas faces dos furos de apoio e o carregamento 1600 N em

cada face de encosto das pastilhas. Esse carregamento foi obtido como a força de

atrito devido a força de compressão das pastilhas, na condição crítica de frenagem.

Foi utilizada malha tetraédrica com tamanho global e tolerância de 2,5 e 0,125 mm,

respectivamente. A figura 67 ilustra essas condições de contorno.

Figura 67 - Condições de contorno da análise de torção da pinça

Fonte: Autor (2019)

As figuras 68 e 69 ilustram os resultados de deslocamento e tensão para essa

análise.

73

Figura 68 - Deslocamento provocado pela torção da pinça

Fonte: Autor (2019)

Figura 69 - Tensão máxima provocada pela torção da pinça

Fonte: Autor (2019)

A torção da pinça provoca pequenos deslocamentos, considerados

insignificantes. A tensão máxima mensurada em 54,8 Mpa, proporciona um fator de

segurança de 2,77 unidades, considerado aceitável.

74

4.9 Cilindro mestre

A seleção de um diâmetro de projeto de cilindro mestre menor que o do

modelo utilizado no protótipo anterior da equipe, permitiu o desenho da carcaça e seus

componentes internos com dimensões menores, utilizando menos material, e

consequentemente reduzindo a massa do componente, convergindo para o objetivo

de reduzir uma massa total de 700 g no sistema.

A mudança de posição de uma das saídas do circuito secundário, responsável

por travar o eixo traseiro, para a lateral, facilita a montagem das conexões das

tubulações de freio e permite maior espaço livre para os membros inferiores do piloto,

essa mudança pode ser visualizada na figura 70.

Figura 70 - Cilindro mestre do CK19 (a), cilindro mestre do CK20 (b)

Fonte: Autor (2019)

4.9.1 Análise estática na carcaça do cilindro mestre da pressão interna

exercida pelo fluido

Para essa análise estrutural foi utilizado um acessório de fixação do tipo

geometria fixa nas faces internas dos furos de fixação e nas faces frontais das orelhas

de fixação, como mostrado na figura 71. Foi aplicado o carregamento 13,8 MPa de

pressão nas faces da câmara do cilindro mestre e a malha utilizada no modelo foi a

tetraédrica com tamanho global e tolerância de 2,5 e 0,125 mm, respectivamente.

75

Figura 71 - Condições de contorno da análise da pressão interna do cilindro mestre

Fonte: Autor (2019)

O resultado da análise de tensões apresentou um valor máximo de 69,3 MPa,

como mostrado na figura 72, considerado aceitável e proporcionando um fator de

segurança de 2,2. Esse ponto foi diagnosticado como singularidade de tensão, como

mostra a figura 73, mas não foi desconsiderado, visto que qualquer deformação

plástica próximo a esse ponto, causará desalinhamento do cilindro mestre com o

pushrod, que poderá ocasionar falha no sistema.

Figura 72 - Resultado de tensão para análise de pressão interna do cilindro mestre

Fonte: Autor (2019)

76

Figura 73 - Gráfico de convergência para análise de pressão interna

Fonte: Autor (2019)

77

5 Conclusões

O dimensionamento de um sistema de freios, o projeto e análise dos principais

componentes que o compõe foram idealizados, projetados e submetidos a análises

no presente trabalho.

O projeto desses componentes, apresenta um grande potencial de evolução

no sistema de freio para o novo protótipo da equipe Car-kará. A mudança na geometria

e padronização das pinças, proporcionam facilidade na montagem e manutenção dos

componentes, principalmente no freio traseiro, que devido a sua fixação direta na

caixa redutora, permite maior facilidade no alinhamento entre o disco e a pinça. A nova

geometria também permite o uso de pastilhas de freio com característica de baixa taxa

de desgaste, além de que o novo projeto provê o espelhamento das pinças e resulta

em uma massa final de 495 gramas para cada unidade.

A alterações nas dimensões do cilindro mestre foi uma decisão crucial para

as maiores mudança no sistema, permitindo o projeto de um componente mais

compacto, resultando uma massa final de 385 gramas, e permitindo a padronização

das pinças citada anteriormente. A mudança no posicionamento de um dos furos,

permite maior espaço interno para a acomodação das pernas do condutor, além de

tornar a montagem das tubulações mais acessível.

O novo projeto do pedal, apresentou grande avanço em relação ao modelo

anterior, comprovado em ensaios práticos, permitindo atender os requisitos de

resistência mecânica e rigidez definidos nos objetivos. A massa final do componente

apresentou uma pequena mudança de 237 para 299 gramas, considerada aceitável

devido ao aumento de robustez do componente.

A massa final proveniente da mudança dos componentes supracitados foi

estimada em aproximadamente 1870 gramas, proporcionando uma redução de 735 g,

em relação aos componentes utilizados no protótipo anterior.

Conclui-se que o projeto desses componentes permite evolução em diversos

aspectos. Recomenda-se a fabricação, validação dos resultados de desempenho em

78

testes realizados no protótipo e a verificação dos parâmetros implementados nas

análises de elementos finitos.

79

6 Referências

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Alumínio - ABAL Maio/2007.

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Remote%20Master%20Cylinder>. Acesso em: 21 nov. 2019.

81

7 Apêndices

APÊNDICE A – Desenhos técnicos

1

APÊNDICE B – Principais vistas do modelo em CAD da carcaça do cilindro mestre

Vista isométrica da carcaça do cilindro mestre

Vista lateral direita da carcaça do cilindro mestre

2

Vista superior da carcaça do cilindro mestre

Vista frontal da carcaça do cilindro mestre

Vista lateral esquerda do cilindro mestre

3

Vista em corte da carcaça do cilindro mestre

Vista explodida dos componentes da câmara primária

1

APÊNDICE C – Principais vistas do modelo em CAD da carcaça da pinça de freio

Vista isométrica da carcaça da pinça de freio

Vista lateral direita da carcaça da pinça de freio

2

Vista superior da carcaça da pinça

Vista frontal da carcaça da pinça de freio

3

Pinças de freio montada

Vista explodida dos componentes da pinça

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