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BANCADA DE TESTE PARA ANÁLISE DO COEFICIENTE DE ATRITO ENTRE
DISCO E PASTILHAS DE FREIO
Bruno Soares do Livramento
Projeto de Graduação apresentado ao Curso de
Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,
Universidade Federal do Rio de Janeiro, como
parte dos requisitos necessários à obtenção do
título de Engenheiro.
Orientador:
Prof. Fernando Augusto de Noronha Castro
Pinto; Dr.Ing.
Rio de Janeiro
Setembro de 2017
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DEM/POLITÉCNICA/UFRJ
BANCADA DE TESTE PARA ANÁLISE DO COEFICIENTE DE ATRITO
ENTRE DISCO E PASTILHAS DE FREIO
Bruno Soares do Livramento
PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO
DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS
REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE
ENGENHEIRO MECÂNICO.
Aprovado por:
________________________________________________
Prof. Fernando Augusto de Noronha Castro Pinto; Dr.Ing.
________________________________________________
Prof. Fábio Luiz Zamberlan; DSc
________________________________________________
Prof. Vitor Ferreira Romano; Dott.Ric.
RIO DE JANEIRO, RJ – BRASIL
SETEMBRO DE 2017
i
Livramento, Bruno Soares do.
Bancada de Teste para Análise do Coeficiente de
Atrito entre Disco e Pastilhas de Freio/ Bruno Soares do
Livramento – Rio de Janeiro: UFRJ / ESCOLA
POLITÉCNICA, 2017.
XI, 73 p.: il.; 29,7 cm
Orientador: Fernando Augusto de Noronha Castro
Pinto
Projeto de Graduação – UFRJ / Escola Politécnica /
Curso de Engenharia Mecânica, 2017.
Referências Bibliográficas: p. 70-72.
1.Introdução. 2.Sistemas de Freio. 3.Atrito. 4.Projeto
da Bancada Experimental. 5.Medição. 6.Conclusão. I.Pinto,
Fernando Augusto de Noronha Castro. II.Universidade
Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de
Engenharia Mecânica. III. Bancada de Testes para Análise
Comportamental do Coeficiente de Atrito entre Disco e
Pastilhas e Freio em Função da Temperatura.
ii
Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica / UFRJ como parte
dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânica.
Bancada de Teste para Análise do Coeficiente de Atrito entre Disco e Pastilhas de Freio
Bruno Soares do Livramento
Setembro/2017
Orientador: Fernando Augusto de Noronha Castro Pinto
Curso: Engenharia Mecânica
O amplo conhecimento sobre o fenômeno de frenagem é fundamental para
projetar adequadamente um sistema de freio eficiente. No entanto, os dados concretos
acerca do coeficiente de atrito são escassos, e não existe uma formulação matemática
precisa para cálculo do mesmo de forma generalizada, uma vez que este é influenciado
por uma série de fatores.
Este trabalho aborda o desenvolvimento de uma bancada de testes na qual é
possível realizar a montagem de determinado conjunto de disco e pinça de freio
desejado para analisar o coeficiente de atrito existente na fricção do disco com as
pastilhas de freio. A frenagem ocorre pela conversão de energia cinética das partes em
movimento em energia térmica, aquecendo o sistema. Desta forma, o trabalho propõe a
análise do coeficiente de atrito junto à temperatura no disco de freio através de dados
obtidos por sensores instalados na bancada.
Palavras-chave: Bancada Experimental, Coeficiente de Atrito, Frenagem, Energia
Cinética, Energia Térmica, Fricção, Fórmula.
iii
Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of
the requirements for the degree of Mechanical Engineer.
TEST BENCH FOR BEHAVIORAL ANALYSIS OF THE COEFFICIENT OF
FRICTION BETWEEN BRAKE DISC AND BRAKE PADS AS A FUNCTION OF
TEMPERATURE
Bruno Soares do Livramento
September/2017
Advisor: Fernando Augusto de Noronha Castro Pinto
Course: Mechanical Engineering
The extensive knowledge about the phenomenon of braking is fundamental to
properly design an efficient brake system. However, the concrete data on the coefficient
of friction are scarce, and there is no precise mathematical formulation to calculate it in
a generalized way, since it is influenced by a series of factors.
This work aims the development of a test bench in which it is possible to carry
out the assembly of a certain set of discs and brake caliper desired to analyze the
coefficient of friction in the friction of the disc with the brake pads. Braking occurs by
converting kinetic energy from moving parts into thermal energy, heating the system.
In this way, the work proposes the analysis of the coefficient of friction next to the
temperature in the brake disc through data obtained by sensors installed to the bench.
.
Keywords: Experimental Test Rig, Coefficient of Friction, Braking, Kinetic Energy,
Thermal energy, Friction, Formula.
iv
DEDICATÓRIA
Dedico este trabalho à minha mãe, Conceição de Maria Soares, que me ensinou
o mundo, a vida e a seguir em frente, independente de qualquer coisa, que sempre
acreditou em mim, principalmente quem nem mesmo eu acreditava. Sem o seu suporte,
força, fé, ensinamentos e amor incondicional nada disso seria possível.
v
AGRADECIMENTOS
Em primeiro lugar, a Deus, que nunca me abandonou e sempre me deu forças
para vencer todos os obstáculos ao longo deste percurso, e para me levantar e seguir em
frente após cada queda.
À minha mãe, Conceição de Maria Soares, e ao meu pai, Odilon Inacio do
Livramento, por serem os maiores exemplos de luta e perseverança que uma pessoa
pode ter, por serem minha grande inspiração para a vida, desde sempre.
À mulher da minha vida, Carolina Bittencourt de Araujo, por ser minha fonte
inesgotável de energia. Nada disso seria possível sem seu apoio incondicional, sem sua
parceria nos momentos mais difíceis.
À Conceição dos Santos, que é uma segunda mãe para mim, e que está ao meu
lado desde que me entendo por gente. À Elizabeth Bittencourt, por todo o carinho,
amor, força que foram fundamentais ao longo desta jornada.
A todos os integrantes da Equipe Icarus de Formula SAE, em especial, aos
amigos Lucas Varella, Pedro Galvão, Matheus Costa, Felipe Alves, Walmir Braga,
Ramiz Oliveira Silva, Eduardo Araujo, Pedro Leitão, Asaph Tinoco, Pedro Zambrano e
Guilbert Nassif.
Aos irmãos que a vida me deu, Andressa Coelho, Bruno Gomes, Egon Vilela,
Fernanda Guedes, Rhenan Captivo, Marcella Weydtt e Lucas Ranulpho.
A todo o corpo de professores da Engenharia Mecânica, em especial o
professor Fernando Castro Pinto, que esteve ao meu lado, me orientando ao longo deste
projeto.
vi
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO ...................................................................................................... 1
1.1. MOTIVAÇÃO ............................................................................................... 1
1.2. FÓRMULA SAE ........................................................................................... 2
1.3. BAJA SAE ..................................................................................................... 3
1.4. OBJETIVO .................................................................................................... 4
2. SISTEMAS DE FREIO .......................................................................................... 6
2.1. FREIO A DISCO ........................................................................................... 6
2.2. FREIO A TAMBOR .................................................................................... 11
2.3. FREIO ABS ................................................................................................. 14
3. ATRITO ................................................................................................................ 15
3.1. CONCEITO DE ATRITO ........................................................................... 15
3.2. MATERIAIS DE FRICÇÃO ....................................................................... 15
3.3. FATORES QUE INFLUENCIAM O ATRITO .......................................... 17
4. PROJETO DA BANCADA EXPERIMENTAL .................................................. 20
4.1. CONCEPÇÃO DA BANCADA.................................................................. 20
4.2. SELEÇÃO DO MOTOR ELÉTRICO ......................................................... 21
4.3. ISOLAMENTO DE VIBRAÇÕES ............................................................. 28
4.4. ACOPLAMENTO FLEXÍVEL ................................................................... 32
4.5. PROJETO DO EIXO ................................................................................... 33
4.6. PROJETO DE CHAVETAS ....................................................................... 38
4.7. ADAPTADOR DO DISCO DE FREIO ...................................................... 41
4.8. SUPORTE DA PINÇA DE FREIO ............................................................. 45
4.9. ESTRUTURA DA BANCADA .................................................................. 53
4.10. ACIONAMENTO DO SISTEMA DE FREIO ............................................ 55
5. MEDIÇÃO ............................................................................................................ 56
5.1. AQUISIÇÃO DE DADOS .......................................................................... 56
vii
5.2. TRATAMENTO DOS DADOS .................................................................. 62
5.3. REALIZAÇÃO DO TESTE ........................................................................ 65
5.4. TRABALHO EXPERIMENTAL ................................................................ 67
6. CONCLUSÃO ...................................................................................................... 69
7. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS .................................................................. 70
8. ANEXOS .............................................................................................................. 73
viii
LISTA DE FIGURAS:
Figura 1: Protótipo Icarus UFRJ 2016. ............................................................................. 3
Figura 2: Modelagem do protótipo Minerva eRacing UFRJ 2016. .................................. 3
Figura 3: Protótipo Baja UFRJ 2016. ............................................................................... 4
Figura 4: Burrinho de freio dianteiro, Suzuki Yes 125cc. ................................................ 7
Figura 5: Linhas rígidas de cobre. .................................................................................... 8
Figura 6: Linhas flexíveis revestidas de aço trançado. ..................................................... 9
Figura 7: (a) Pinça tipo flutuante e (b) Pinça tipo fixa, DOS SANTOS (2014). .............. 9
Figura 8: Distribuição de pressão entre pastilha e o disco – (a) Pistão simples e (b)
Pistão duplo, DOS SANTOS (2014). ............................................................................. 10
Figura 9: Pastilhas de freio, Bosch. ................................................................................ 10
Figura 10: Pastilhas de freio, Bosch. .............................................................................. 11
Figura 11: Tambor de freio, Bosch. ................................................................................ 12
Figura 12: Sapata de freio, Bosch. .................................................................................. 12
Figura 13: Lona de freio, Bosch. .................................................................................... 13
Figura 14: Cilindro de roda, Bosch – (1) Guarnição de proteção contra o pó, (2) Vedante
de pistão, (3) Pistões, (4) Parafuso de purga e (5) Guarnição contra o pó. .................... 13
Figura 15: Representação esquemática da bancada de teste........................................... 21
Figura 16: Protótipo F2015i. .......................................................................................... 22
Figura 17: Motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV (dimensões em mm). ........................ 24
Figura 18: Dados do motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV........................................... 24
Figura 19: W22 Motofreio IR2, curva de torque e corrente x rotação. .......................... 25
Figura 20: W22 Motofreio IR2, curva de desempenho em carga. ................................. 25
Figura 21: Motor WEG 80S MS, de 3 CV (dimensões em mm). .................................. 26
Figura 22: Dados do motor WEG 80S MS, de 3 CV. .................................................... 27
Figura 23: WEG 80S MS, curva de torque e corrente x rotação. ................................... 27
Figura 24: WEG 80S MS, curva de desempenho em carga. .......................................... 28
Figura 25: Linha coxim Vibra-Stop................................................................................ 29
Figura 26: Linha Micro Vibra-Stop. ............................................................................... 31
Figura 27: Acoplamento flexível de correia. .................................................................. 32
Figura 28: Modelo simplificado do eixo (dimensões em mm). ...................................... 33
Figura 29: Diagrama de corpo livre do eixo (dimensões em mm). ................................ 34
Figura 30: Diagrama de esforço cortante do eixo........................................................... 35
ix
Figura 31: Diagrama de momento fletor do eixo. .......................................................... 35
Figura 32: Diagrama de momento torçor do eixo. ......................................................... 35
Figura 33: Desenho técnico das chavetas. ...................................................................... 40
Figura 34: Disco de freio dianteiro do protótipo F2015i (vista frontal). ........................ 41
Figura 35: Conjunto disco dianteiro/cubo de roda, protótipo F2015i (vista frontal). .... 41
Figura 36: Conjunto disco dianteiro/cubo de roda, protótipo F2015i (vista isométrica).
........................................................................................................................................ 42
Figura 37: Desenho técnico do adaptador do disco de freio........................................... 43
Figura 38: Parafuso M8 sextavado interno com pescoço. .............................................. 43
Figura 39: Montagem do adaptador do disco de freio ao eixo. ...................................... 44
Figura 40: Tensão equivalente (Von-Mises), adaptador do disco. ................................. 45
Figura 41: Pinça de freio dianteiro da Suzuki Yes 125. ................................................. 45
Figura 42: Suporte da pinça traseira da CBX 750. ......................................................... 46
Figura 43: Desenho técnico do suporte da pinça de freio............................................... 47
Figura 44: Suporte montado à pinça e ao rolamento (vista frontal). .............................. 48
Figura 45: Suporte montado à pinça e ao rolamento (vista isométrica). ........................ 48
Figura 46: Desenho técnico, haste de fixação. ............................................................... 49
Figura 47: Desenho técnico da base de fixação da haste. ............................................... 50
Figura 48: Modelagem da montagem do conjunto de fixação da pinça (vista isométrica).
........................................................................................................................................ 50
Figura 49: Tensão equivalente (Von-Mises), suporte da pinça. ..................................... 52
Figura 50: Deslocamento total, suporte da pinça. .......................................................... 52
Figura 51: Tensão equivalente (Von-Mises), base de fixação da haste.......................... 53
Figura 52: Deslocamento total, base de fixação da haste. .............................................. 53
Figura 53: Dimensionamento da estrutura da bancada. .................................................. 54
Figura 54: Montagem completa da bancada. .................................................................. 55
Figura 55: Modelagem do acionador do sistema de freio. ............................................. 55
Figura 56: Sensor de pressão 5PP8-1C. ......................................................................... 57
Figura 57: Relação entre a voltagem e pressão do sensor 5PP8-1C, datasheet do sensor.
........................................................................................................................................ 57
Figura 58: Ponte de Wheatstone. .................................................................................... 59
Figura 59: Configurações das pontes de Wheatstone – (a) 1⁄4 de ponte, (b) 1⁄2 de ponte,
GRANTE (2004). ........................................................................................................... 59
Figura 60: Sensor MLX 90614. ...................................................................................... 61
x
Figura 61: Precisão em função da temperatura ambiente (𝑇𝑎) e da temperatura do objeto
(𝑇𝑜), sensor de temperatura MLX 90614, datasheet do sensor. ..................................... 61
Figura 62: Interface do aplicativo Clinometer. ............................................................... 63
Figura 63: Representação da distância 𝑑ℎ. ..................................................................... 64
Figura 64: Representação do raio de atuação do freio a disco. ...................................... 64
Figura 65: Termômetro digital infravermelho. ............................................................... 66
xi
LISTA DE TABELAS:
Tabela 1: Classificação dos fluidos de freio, DOS SANTOS (2014). .............................. 7
Tabela 2: Dados dos modelos de coxim presentes no catálogo, Vibra-Stop. ................. 29
Tabela 3: Dados dos modelos de pés amortecedores, catálogo Vibra-Stop. .................. 31
Tabela 4: Especificações, sensor de pressão 5PP8-1C. .................................................. 57
Tabela 5: Circuitos que podem ser usados para carregamentos axiais, GRANTE (2004).
........................................................................................................................................ 60
1
1. INTRODUÇÃO
1.1. MOTIVAÇÃO
Quando se trata de carros esportivos ou carros de corrida, a avaliação do
projeto e do desempenho do sistema de freio deve ser muito criteriosa. Para isso, é de
suma importância o conhecimento sobre todo o fenômeno de frenagem. O maior
domínio deste conhecimento é necessário, por exemplo, para que se possa ajustar o
sistema de freio de acordo com o percurso ou prova que será executada.
No que se refere ao projeto, o coeficiente de atrito entre o disco e a pastilha é
um dado fundamental para o adequado dimensionamento do sistema, uma vez que este
faz a ponte entre a força aplicada pelo piloto sobre o pedal de freio e a desaceleração
obtida durante a frenagem. No entanto, este usualmente deve ser estimado uma vez que
se desconhece os seus reais valores, ou como o mesmo se comporta em situações
distintas. Grandes montadoras e equipes de corrida têm posse desses dados, que são
guardados em sigilo, o que demonstra sua importância.
Este trabalho foi desenvolvido tendo em vista as competições organizadas pela
SAE (Society of Automotive Engineers), nas quais participam as equipes de competição
da UFRJ. Nestes eventos, cada equipe deve apresentar o projeto realizado em torno de
um protótipo, e a obtenção de dados experimentais referentes ao coeficiente de atrito
são de grande relevância durante a avaliação do projeto.
A participação em equipes que participam deste tipo de competição traz um
grande complemento à formação acadêmica, permitindo que o discente tenha um
contato maior, de fato, com a engenharia, assumindo grandes responsabilidades ao
longo do projeto, e possibilitando por em prática os conhecimentos obtidos nas salas de
aula. De um modo geral, um estudante que é submetido a esta experiência tende a ter
uma formação acadêmica mais completa que os demais. No entanto, é importante
ressaltar que este é um grande desafio, sendo necessária grande capacidade de
organização para que o tempo investido no projeto não prejudique o desempenho nas
disciplinas da graduação.
2
1.2. FÓRMULA SAE
A competição Fórmula SAE, assim como as outras promovidas pela entidade,
tem como objetivo propiciar aos estudantes de Engenharia a oportunidade de aplicar na
prática os conhecimentos adquiridos em sala de aula, desenvolvendo um projeto
completo e construindo um carro tipo fórmula. A competição foi criada na década de 80
nos EUA, com intuito de melhorar a qualificação da mão de obra que chegava ao
mercado automotivo.
As equipes são avaliadas em diferentes provas que podem ser separadas em
estáticas, dinâmicas e testes de segurança. O evento tem duração de três dias, onde o
primeiro é exclusivamente dedicado aos testes de segurança, que passam pela
verificação do veículo em relação ao regulamento, teste de frenagem, teste de ruído
(para as equipes de fórmula a combustão), prova de banho (para as equipes de fórmula
elétrico, onde o protótipo fica ligado por vinte minutos sob um chuveiro) e tilt table. As
provas estáticas são constituídas por análise de custos, cases de venda e marketing e
apresentações de projeto. Por fim, as provas dinâmicas submetem o veículo a diversos
de percursos, onde se avaliam os tempos de conclusão, dirigibilidade e resistência.
Atualmente, a UFRJ conta com duas equipes na categoria: a Icarus UFRJ
e a Minerva eRacing.
1.2.1. Icarus UFRJ
A Icarus UFRJ é uma das cinco equipes de Formula SAE mais antigas do país,
tendo sido fundada em 2004, ano da primeira competição brasileira. Atualmente, é
composta, majoritariamente, por alunos dos cursos de Engenharia da Escola Politécnica,
mas já conta com membros de outras carreiras.
3
Figura 1: Protótipo Icarus UFRJ 2016.
1.2.2. Minerva eRacing
A equipe foi criada oficialmente em 2015 e conta atualmente com 36 membros.
Inicialmente, o trabalho, mais que construir um carro elétrico, foi a transformação de
um carro com motor à combustão, em um totalmente movido a eletricidade.
Figura 2: Modelagem do protótipo Minerva eRacing UFRJ 2016.
1.3. BAJA SAE
Assim como o Fórmula SAE, o projeto Baja SAE é um projeto estudantil da
SAE que desafia estudantes de graduação a conceituar, projetar, fabricar e competir com
protótipos de um veículo “off-road”.
As competições são compostas de avaliações estáticas (inspeção técnica de
segurança, verificação de motor e avaliação técnica de projeto) e avaliações dinâmicas
4
(aceleração, velocidade Máxima, tração, suspension and traction e o enduro de
resistência).
No enduro de resistência, os veículos são testados em condições extremas de
pilotagem, dando voltas em uma pista acidentada durante 4 horas independentemente
das condições climáticas, sendo a pontuação baseada no número de voltas completadas.
Fundada em 2002, a Minerva Baja projeta vem participando de competições
nacionais desde 2003. Atualmente, a equipe participa anualmente de duas competições:
uma nacional, Baja SAE BRASIL, e outra regional da região Sudeste.
Figura 3: Protótipo Baja UFRJ 2016.
1.4. OBJETIVO
O objetivo deste trabalho é o desenvolvimento de uma bancada de teste para
aquisição de dados referentes ao coeficiente de atrito entre o disco de freio e a pastilha
aplicado ao sistema de freio utilizado pela Equipe Icarus UFRJ, de forma a obter
informações confiáveis e de grande importância para o dimensionamento do sistema de
freio do protótipo.
A modelagem da bancada foi realizada no software SOLIDWORKS, e todas
simulações necessárias foram realizadas no software Workbench Ansys. Além disso, foi
realizada a seleção dos itens necessários para funcionamento da bancada e dos sensores
necessários para aquisição de dados.
5
Vale ressaltar que, embora a bancada esteja sendo desenvolvida inicialmente
para o sistema de freio adotado pela equipe Icarus UFRJ, outro importante objetivo da
mesma é que, caso se queira testar um novo sistema, haja a possibilidade de troca de
componentes para a adaptação do novo sistema. Isso permite que todas as equipes com
interesse em utilizar o equipamento possam fazê-lo sem maiores empecilhos.
6
2. SISTEMAS DE FREIO
2.1. FREIO A DISCO
O freio a disco é empregado em uma grande variedade de veículos, desde
carros de passeio até locomotivas e aviões de grande porte. A vantagem deste modelo
está na possibilidade maior torque de frenagem, devido à maior facilidade de dissipação
de calor, dada pela área exposta ao meio. Além disso, os freios a disco têm longa vida
útil, são autoajustáveis, pouco afetados por impurezas (que são retiradas do sistema pela
própria rotação do disco), leves e, ainda, apresentam menor dilatação e melhor
equilíbrio das pressões exercidas quando comparados com outros sistemas de frenagem.
2.1.1. Componentes
2.1.1.1. Reservatório
A função deste componente é armazenar o fluido de freio. Possui duas
entradas, onde a primeira está diretamente conectada ao cilindro mestre (ou à uma
mangueira conectada ao mesmo), e a segunda permite que adicionar mais fluido ao
reservatório caso o mesmo se encontre com baixo nível.
2.1.1.2. Cilindro mestre
Também chamado de burrinho de freio, o cilindro mestre tem a função de gerar
a pressão hidráulica para todo o sistema de freio. O sistema de freio é comporto por dois
cilindros, onde um é responsável pela frenagem do eixo dianteiro e, o outro, pela
frenagem do eixo traseiro. Esta separação é importante uma vez que, caso um dos
sistemas apresente falhas, o piloto ainda será capaz de frear o veículo.
No caso de motos, o cilindro mestre costuma vir acoplado ao reservatório,
como mostra a Figura 4.
7
Figura 4: Burrinho de freio dianteiro, Suzuki Yes 125cc.
2.1.1.3. Fluido de freio
É um importante componente do sistema de freio, trata-se de um óleo
incompressível que transmite a pressão hidráulica gerada no cilindro mestre até os
componentes de fricção. O mesmo deve contar com algumas propriedades específicas,
tais como: baixo ponto de solidificação, elevado ponto de ebulição, estabilidade química
sob altas temperaturas, não ser corrosivo às partes metálicas do sistema e não degradar
elementos de vedação. A viscosidade também é um fator muito importante, já que baixa
viscosidade pode resultar em vazamentos nas conexões, enquanto alta viscosidade eleva
a perda de carga, reduzindo a resposta do sistema.
Os fluidos são classificados de acordo com o ponto de ebulição em: DOT 3,
DOT 4, DOT 5 e DOT 5.1, como indicado na tabela abaixo.
Tabela 1: Classificação dos fluidos de freio, DOS SANTOS (2014).
2.1.1.4. Linhas de freio
As linhas tem o objetivo de transmitir a pressão hidráulica gerada pelo cilindro
mestre às pinças de freio ou cilindro de roda. As mesmas podem ser rígidas ou flexíveis.
8
As linhas rígidas são dutos fabricados em aço ou cobre, com pequeno diâmetro.
São utilizados em regiões do sistema onde não se observa qualquer tipo de
movimentação. Quando comparadas às linhas flexíveis, as linhas rígidas apresentam
menor expansão quando submetidas a altas pressões, isso se traduz em um menor
deslocamento do acionador de freio (pedal, ou manete).
Figura 5: Linhas rígidas de cobre.
Linhas flexíveis são normalmente utilizadas em locais onde o sistema apresente
graus de liberdade, como o esterçamento das rodas e nas suspensões. As linhas de freio
flexíveis são mangueiras de borracha com fibras de nylon internas, reforçando-as. No
entanto, a expansão observada nas linhas flexíveis representa um problema para a
quando se trata do intervalo de tempo de resposta do sistema de freio quando acionado,
dessa forma, algumas linhas flexíveis recebem externamente uma armadura de fios de
aço trançado, garantindo a integridade da tubulação quando submetida a elevadas
pressões.
9
Figura 6: Linhas flexíveis revestidas de aço trançado.
Em relação a custos, linhas flexíveis revestidas de aço tem um valor
significativamente maior que as linhas rígidas. Assim, para se garantir a eficiência da
frenagem e rápida resposta do sistema, o mesmo deve ser constituído pelos dois tipos de
linhas.
2.1.1.5. Pinça de freio
É o elemento responsável pela transmissão da força que irá comprimir as
pastilhas contra o disco e freio. No seu interior há um pistão que se desloca quando a
pressão no fluido de freio é elevada.
A mesma pode ser do tipo fixa ou flutuante. A primeira é geralmente utilizada
em carros de competição e motocicletas de maior potência, apresentando pistões
opostos. Já o tipo flutuante tem um custo menor em relação ao tipo fixo, nesta, apenas
um pistão age sobre o disco de freio, quando isso ocorre a pinça sofre um deslocamento
devido às forças de interação com o disco de freio, empurrando usa outra pastilha sobre
o disco.
Figura 7: (a) Pinça tipo flutuante e (b) Pinça tipo fixa, DOS SANTOS (2014).
10
A eficiência de frenagem de cada pinça está diretamente ligada à quantidade de
pistões de cada lado da pinça. Onde um maior número de pistões se traduz em uma
maior área de ação dos pistões sobre a pastilha de freio e, como a força aplicada é
diretamente proporcional à área de contato para uma mesma pressão hidráulica, o
resultado final é uma maior força de frenagem. Outra vantagem no aumento do número
de pistões está relacionada à uniformidade da distribuição de pressão sobre as pastilhas,
como mostrado na Figura 8.
Figura 8: Distribuição de pressão entre pastilha e o disco – (a) Pistão simples e (b) Pistão duplo, DOS
SANTOS (2014).
2.1.1.6. Pastilhas de freio
Existem duas pastilhas montadas sobre cada uma das pinças, uma de cada lado
do disco. A função deste elemento é transmitir a força do sistema hidráulico para o
disco e, através do atrito resultante, realizar a desaceleração da roda.
Figura 9: Pastilhas de freio, Bosch.
11
2.1.1.7. Disco de freio
Os discos de freio são fixados às rodas, rodando solidariamente às mesmas.
Dessa maneira, quando o sistema é pressurizado, sua função é de realizar a parada da
roda através do atrito entre as superfícies de fricção do disco e das pastilhas. A energia
cinética do sistema é convertida, principalmente, em calor no disco de freio. Assim,
para a seleção do material adequado para o disco de freio é importante analisar algumas
propriedades do material, tais como: a resistência mecânica, propriedades térmicas e
resistência ao desgaste.
Figura 10: Pastilhas de freio, Bosch.
2.1.2. Funcionamento
Quando o acionador (pedal ou manete) é solicitado, um êmbolo localizado no
cilindro mestre força o deslocamento do fluido através das linhas de freio. Devido à
incompressibilidade do fluido, a pressão que chega às pinças de freio é
aproximadamente a mesma do cilindro mestre. Dessa maneira, o fluido aciona o pistão
da pinça que, por sua vez, pressiona as pastilhas de freio contra o disco. A pressão de
contato entre as pastilhas e o disco gera uma força de atrito que desacelera a rotação do
mesmo, reduzindo a velocidade do veículo.
2.2. FREIO A TAMBOR
O freio a tambor é empregado principalmente no eixo traseiro de veículos
leves. Em modelos mais antigos, também é utilizado na frenagem do eixo dianteiro. Os
componentes deste sistema são: o tambor, a sapata, a lona, o cilindro de roda, as molas
de retorno e o sistema de ajuste automático.
12
2.2.1. Componentes
2.2.1.1. Tambor
O tambor tem como função prover atrito com a lona no momento da frenagem.
Por conta do calor gerado durante a frenagem, o tambor também é responsável pela
dissipação do calor. O tambor deve ter suficiente condutividade térmica e ainda resistir
à fadiga causada pela diferença de temperatura entre a superfície interior e exterior. Na
superfície interna do tambor ocorre o contato entre o mesmo e a lona de freio.
Figura 11: Tambor de freio, Bosch.
2.2.1.2. Sapatas
As sapatas são peças rígidas de metal com material de fricção colado ou
rebitado na superfície de contato com o tambor (lonas de freio). As sapatas tem como
função prover uma superfície entre o cilindro de roda e a lona, para que a pressão seja
melhor distribuída entre os dois.
Figura 12: Sapata de freio, Bosch.
13
2.2.1.3. Lona
A lona, assim como a pastilha tem a função de transmitir a força do sistema
para o tambor, de forma que o atrito entre as partes realiza a frenagem do sistema.
Figura 13: Lona de freio, Bosch.
2.2.1.4. Cilindro de roda
Assim como o cilindro mestre tratado na Seção 2.1, o cilindro de roda converte
a pressão nas linhas de freio em força mecânica para as sapatas e lonas, que são
empurradas contra o tambor.
Figura 14: Cilindro de roda, Bosch – (1) Guarnição de proteção contra o pó, (2) Vedante de pistão, (3)
Pistões, (4) Parafuso de purga e (5) Guarnição contra o pó.
2.2.1.5. Molas de retorno
As molas de retorno têm como função característica puxar o conjunto lona-
sapada de volta para sua posição inicial após a pressão do cilindro de roda ser cessada.
14
2.2.1.6. Sistema de ajuste automático
O sistema de ajuste automático tem a função de corrigir a instabilidade gerada
durante a frenagem. A mesma se dá ao fato de que, assim como a lona exerce uma força
sobre o tambor, o mesmo exerce uma força de reação sobre a lona.
2.2.2. Funcionamento
Ao acionar o sistema de freios, as sapatas de freio são pressurizadas contra as
paredes internas do tambor, gerando o atrito necessário para a frenagem.
2.3. FREIO ABS
O freio ABS é composto por sensores eletrônicos de rotação instalados junto às
rodas, um microprocessador central e um modulador hidráulico. Quando os sensores
detectam o travamento de uma das rodas, um sinal é enviado para o microprocessador
central que, por sua vez, passa ao modulador hidráulico informações para aumentar ou
reduzir a pressão do fluido sobre cada cilindro de roda. O ABS pode chegar a liberar
completamente os freios de uma roda e manter a pressão sobre os demais freios. Assim,
pode-se utilizar sistemas de três canais, onde um dos sensores é responsável pela
frenagem do eixo traseiro e os outros dois canais são responsáveis por cada roda
dianteira, ou quatro canais, com um sensor por roda.
Toda intervenção do sistema eletrônico ocorre em frações de segundo, sem
sequer que o piloto tenha a percepção do seu funcionamento, evitando a derrapagem do
veículo mesmo que o motorista acione o pedal de freio com força máxima.
15
3. ATRITO
3.1. CONCEITO DE ATRITO
O atrito pode ser definido sob uma perspectiva energética. De acordo com
SERBINO (2005), o atrito é um processo onde a energia cinética é convertida em outras
formas de energia, como térmica, mecânica, ótica e acústica. A conversão da energia
cinética depende, entre outros fatores, das propriedades mecânicas dos corpos em
contato. Ainda segundo SERBINO (2005), a energia de atrito é dissipada através de
deformações nas camadas superficiais por mecanismos elásticos, plásticos e
viscoelásticos ou através de microfraturas de partículas da superfície sob cisalhamento.
Sob um ponto de vista mecânico, RABINOWICZ (1995), diz que o atrito é a
resistência ao movimento que existe quando um corpo se move tangencialmente em
relação a uma superfície de contato, ou quando há uma tentativa de se produzir
movimento. Quantitativamente, o atrito é uma força proporcional à carga normal
existente entre os corpos.
Segundo HALLIDAY (2008), uma grandeza adimensional surge da relação
entre a carga normal e a força de atrito, denominada coeficiente de atrito. Este pode ser
dividido em coeficiente de atrito estático e coeficiente de atrito dinâmico. O coeficiente
de atrito estático é considerado para quando as superfícies em contato estão na
iminência do movimento. Já o coeficiente de atrito dinâmico se faz presente quando há
movimento relativo entre as superfícies em contato.
Embora o conceito de atrito seja bem definido, o desenvolvimento de um
modelo matemático capaz de abranger todos os fenômenos em torno do atrito é uma
tarefa de elevada complexidade. Isso se dá ao fato de que o atrito e o desgaste serem
fenômenos complexos, que dependem não só do material, mas também de uma
interação entre diversas variáveis operacionais.
3.2. MATERIAIS DE FRICÇÃO
A frenagem em veículos automotores é gerada pela fricção entre os discos e as
pastilhas. Segundo BLAU (2001), os materiais de fricção utilizados em pastilhas e lonas
de freio devem satisfazer às seguintes condições:
16
Devem apresentar estabilidade do coeficiente de atrito (pouca perda de
atrito com o aumento de temperatura);
A fricção entre materiais do disco e das pastilhas não deve introduzir
grandes vibrações ao sistema;
Os materiais de atrito devem apresentar taxas mínimas de desgaste;
Os materiais devem possuir difusividade térmica suficiente para
prevenir que o aumento de temperatura na interface resulte em perda de
eficiência;
Mínima quantidade de liberação de resíduos;
Os materiais devem ser capazes de resistir às cargas (térmicas e
mecânicas) provenientes do processo de frenagem;
O coeficiente de atrito entre os materiais de fricção apresenta a tendência a
aumentar até temperaturas da ordem de 200ºC. No entanto, para temperaturas muito
superiores, o material de fricção tende a desintegrar e o coeficiente de atrito tem seu
valor reduzido significativamente, comprometendo a eficiência da frenagem, este
fenômeno é conhecido por fade. Logo, é importante que todos os requisitos citados
anteriormente sejam obedecidos.
O material com o qual as pastilhas e lonas de freio são fabricadas podem ser
classificadas em orgânico, semimetálico ou metálico.
Segundo DOS SANTOS (2014), pastilhas de material orgânico são constituídas
por seis elementos: fibras, modificadores de atrito, enchimento, agentes de cura,
aglutinantes e pó de zinco, bronze e alumínio. As fibras são responsáveis pela
resistência às altas temperaturas e pelo elevado coeficiente de atrito. Os modificadores
de atrito são usados para atingir a qualidade de fricção desejável. O enchimento server
para atenuar o ruído e vibrações produzidas durante a frenagem. Os agentes de cura são
utilizados durante a fabricação das pastilhas para ativas reações químicas necessárias.
Os aglutinantes são usados para agregar todos os componentes. Finalmente, os
elementos como pó de zinco, bronze e alumínio tem a finalidade de amentar o
desempenho do material de fricção. As pastilhas orgânicas são mais macias que as
demais, o que proporciona um maior contato com os disco, reduzindo o coeficiente de
atrito e aumentando a vida útil dos discos. Dessa forma, são utilizadas em mercados que
17
priorizam o conforto da operação de frenagem, sendo largamente utilizadas em veículos
leves.
As pastilhas fabricadas em material metálico são utilizadas quando o objetivo é
elevada dissipação térmica e uma frenagem mais abrupta. Dessa forma, são projetadas
para trabalhar em temperaturas mais elevadas que as pastilhas fabricadas em material
orgânico. Como seu processo de fabricação é dado por sinterização, não necessitam de
resina orgânica como aglutinante, o que faz com que as pastilhas fabricadas em material
metálico não se desintegrem quando submetidas a elevadas temperaturas. No entanto,
seu material gera maior desgaste dos discos de freio.
As pastilhas fabricadas em materiais semiorgânicos procuram aliar as
vantagens do material orgânico às do material metálico. Dessa forma, parte das fibras
encontradas nas pastilhas orgânicas é substituída por fios de aço. Essa alteração melhora
o desempenho da pastilha durante a frenagem, além de aumentar a estabilidade em altas
temperaturas de trabalho, aumentando a resistência ao fade. Devido às suas
propriedades, são largamente empregadas em aplicações mais severas, como em
veículos grandes e esportivos.
3.3. FATORES QUE INFLUENCIAM O ATRITO
Assim como mencionado anteriormente, segundo NEIS (2012), o atrito
depende, além dos materiais em fricção, de diversas variáveis, entre elas: a velocidade
de deslizamento, a pressão de contato, a rugosidade do material, as condições
ambientais de realização dos testes e a temperatura do disco.
Cada variável será abordada brevemente separadamente, no entanto, é
importante ressaltar que este trabalho se propõe somente a projetar uma bancada capaz
de analisar experimentalmente a relação do coeficiente de atrito com a temperatura do
disco de freio.
3.3.1. Velocidade de deslizamento
De acordo com RABINOWICZ (1995), o coeficiente de atrito se modifica em
alguns pontos percentuais, no processo de fricção de metal com metal, quando a
velocidade é aumentada de um fator de 10. Dessa forma, ainda que a variação seja
pequena, experimentos são válidos para que seja possível determinar uma faixa de
18
velocidades onde o coeficiente de atrito pode ser considerado aproximadamente
constante.
3.3.2. Pressão de contato
Embora não seja claro o porquê disso acontecer, segundo OSTERMEYER
(2003), o aumento carga normal, na prática, parece agir no sentido da diminuição do
coeficiente de atrito. Este efeito pode estar diretamente interligado a outros, tais como a
rugosidade do material ou a natureza do material de fricção.
3.3.3. Rugosidade do material
A rugosidade superficial é uma característica importante que afeta e define o
modo como duas superfícies irão interagir. As superfícies, ainda que rigorosamente
trabalhadas, apresentam, quando examinadas no microscópio, descontinuidades,
imperfeiçoes geométricas, ondulações e asperezas. Essas imperfeições são o que
definem a “rugosidade superficial”, que é função do tipo de acabamento superficial
especificado que, por sua vez, depende do processo de fabricação e máquina-operatriz
utilizada.
Se as superfícies tanto do disco, quanto das pastilhas, apresentam muitas
imperfeições, a área de contato entre os dois é reduzida, causando a redução no
coeficiente de atrito. Assim, superfícies mais lisas tendem a apresentar maior
coeficiente de atrito devido à maior área de contato.
3.3.4. Condições ambientais
De acordo com NEIS (2012), diversos autores concluem que as condições
ambientais causam influência significativa sobre os resultados de atrito quando pelo
menos uma das duas situações a seguir é satisfeita:
Quando, durante a frenagem, a temperatura inicial do disco é menor do
que 100ºC;
Quando, durante a frenagem, apesar da temperatura inicial do disco ser
maior do que 100ºC, a combinação dos parâmetros de pressão e
velocidade é relativamente “branda”;
19
Ainda segundo NEIS (2012), a fim de minimizar a influência das condições
ambientais sobre os resultados dos ensaios, a velocidade, a pressão hidráulica e a
temperatura devem possuir magnitudes superiores a, respectivamente, 20 km/h, 2 MPa e
100ºC.
No entanto, o fato de se utilizar a bancada de teste no interior de um ambiente
controlado minimiza as preocupações em torno das influências das condições
ambientais.
3.3.5. Temperatura do disco
Assim como mencionado na seção 3.2, o fade é um problema comum que
ocorre quando o disco de freio atinge altas, gerando a desintegração do material das
pastilhas e, consequentemente, uma drástica redução do coeficiente de atrito.
Assim, há uma constante preocupação dos fabricantes no desenvolvimento de
materiais que suportem elevadas temperaturas sem que haja um significativo aumento
na taxa de desgaste, além de buscar materiais que com elevada condutividade térmica,
capazes de dissipar o calor gerado na frenagem com maior facilidade.
O objetivo do trabalho é o desenvolvimento da bancada de teste para, a
princípio, análise do coeficiente de atrito em função da temperatura. No entanto, diante
do que foi citado acima, esta análise poderia ser realizada tendo como base outro fator,
como a velocidade de deslizamento, pressão de contato, etc. A escolha da temperatura
se deu ao fato de que, durante a permanência na Equipe Icarus, foi observado um
problema de superaquecimento do disco de freio utilizado na época, o que gerou, desde
então, o interesse em saber como o coeficiente de atrito se comportava de acordo com a
temperatura. Ainda assim, é importante ressaltar que a bancada pode ser adaptada para
análise da relação entre o coeficiente de atrito e outras variáveis.
20
4. PROJETO DA BANCADA EXPERIMENTAL
O projeto da bancada experimental para determinação do coeficiente de atrito
entre o disco e a pastilha de freio em função da temperatura no disco deve atender os
seguintes requisitos:
(i) Ser ajustável a diferentes conjuntos de discos e pinças de freio: um dos
objetivos da bancada é que a mesma possa ser utilizada para diferentes sistemas de
freio. Dessa forma, é necessário que o projeto permita a troca de componentes para a
montagem de um novo conjunto;
(ii) Facilidade de deslocamento: atualmente o Laboratório de Tecnologia
Mecânica (LTM) é utilizado por três equipes de competição, tornando o espaço limitado
e impossibilitando a fabricação de uma bancada fixa. Assim, o ideal é que a mesma
possa ser deslocada sem que haja muito esforço, permitindo que cada equipe utilize o
equipamento em sua respectiva área de trabalho;
(iii) Possuir isolamento de vibrações: o projeto deve evitar ao máximo que as
vibrações geradas durante o funcionamento sejam transferidas para a mesa sobre a qual
a bancada estará montada, o que poderia resultar em um funcionamento inadequado dos
sensores;
(iv) Compensar desalinhamentos: o projeto deve levar em consideração
possíveis imperfeições de sua fabricação, evitando que as mesmas comprometam a
integridade de seus componentes ao longo sua operação;
(v) Ter representatividade: as condições de operação do sistema devem ser as
mais próximas possíveis da realidade, de forma que os dados obtidos possam descrever
o real funcionamento do sistema de freio.
4.1. CONCEPÇÃO DA BANCADA
A bancada deve possuir um motor elétrico, responsável por fornecer a rotação
ao sistema. O mesmo deve ser conectado a um eixo onde, em uma das pontas, estará
acoplado o disco de freio, que irá girar solidário ao eixo. A ligação entre o eixo e o
motor elétrico deve ser feita de modo a compensar tanto desalinhamento, quanto
inclinação, para isso, será utilizado um acoplamento flexível. Para o suporte do eixo na
bancada, devem ser utilizados dois mancais de rolamento.
21
Para um adequado posicionamento do disco de freio no sistema, deve ser
projetado um componente com a função de adaptar o disco ao eixo, transmitindo o
torque do segundo ao primeiro.
A fixação da pinça de freio ao sistema deve ser pensada de forma a garantir o
adequado posicionamento da mesma ao disco de freio, o sensoriamento dos esforços
presentes durante a frenagem e um ajuste fino da posição da mesma ao sistema.
Toda a estrutura da bancada deve ser pensada de forma a atender aos requisitos
citados anteriormente, e garantir o adequado posicionamento de todos os componentes à
mesma. Também deve ser fixada à bancada o acionador do sistema de freio, que será
conectado à pinça de freio por meio de linhas preenchidas de fluido de freio.
Segue abaixo uma representação esquemática da bancada de teste.
Figura 15: Representação esquemática da bancada de teste.
As seções seguintes deste capítulo se destinam aos cálculos realizados e
seleções de componentes para a bancada.
4.2. SELEÇÃO DO MOTOR ELÉTRICO
4.2.1. Potência de frenagem
Os dados utilizados para os cálculos nesta seção foram retirados do protótipo
F2015i, da Equipe Icarus de Formula SAE.
22
Figura 16: Protótipo F2015i.
Os cálculos de dimensionamento do sistema de freio do protótipo são
realizados levando em consideração a frenagem do mesmo, de 130 km/h ao repouso em
apenas 4 segundos, supondo que toda a energia cinética do carro seja dissipada somente
pelo sistema de freio, desconsiderando a energia perdida no atrito entre o pneu e o
pavimento, sendo o sistema de freio dianteiro o responsável por 55% da dissipação de
energia, e o sistema traseiro, pelo saldo.
Para cálculos de projeto do sistema de suspensão, foi considerado que o carro,
junto ao piloto, possui uma massa (𝑚) igual a 310 kg. Desta forma, durante a frenagem,
as massas sustentadas por cada pneu dianteiro (𝑚𝑓) e por cada pneu traseiro (𝑚𝑟) são
dadas por:
𝑚𝑓 = 85,25 𝑘𝑔
𝑚𝑟 = 69,75 𝑘𝑔
Assim, as energias dissipadas pelos discos dianteiro (𝛥𝐾𝑓) e traseiro (𝛥𝐾𝑟) são
dadas por:
𝛥𝐾𝑓 =𝑚𝑓 ∙ 𝑣𝑖
2
2
𝛥𝐾𝑓 = 55,56 𝑘𝐽
𝛥𝐾𝑟 =𝑚𝑟 ∙ 𝑣𝑖
2
2
𝛥𝐾𝑟 = 45,48 𝑘𝐽
23
Considerando o intervalo de frenagem (𝛥𝑡) mencionado anteriormente, as
potências de frenagem nos discos dianteiro (𝑃𝑜𝑡𝑓) e traseiro (𝑃𝑜𝑡𝑟) são dadas por:
𝑃𝑜𝑡𝑓 =𝛥𝐾𝑓
𝛥𝑡
𝑃𝑜𝑡𝑓 = 13,89 𝑘𝑊
𝑃𝑜𝑡𝑟 =𝛥𝐾𝑟
𝛥𝑡
𝑃𝑜𝑡𝑟 = 11,37 𝑘𝑊
4.2.2. Motor elétrico selecionado
Conforme calculado no item 4.2.1, o sistema dianteiro é o responsável pela
maior parte da dissipação energética durante a frenagem, onde cada disco dianteiro
dissipa 13,89 kW, ou 18,90 CV.
Sendo assim, toda a bancada foi dimensionada para que seja possível trabalhar
com um motor que forneça potência semelhante. Dentre os modelos disponíveis no
website da empresa WEG, conhecida fabricante de motores elétricos, foi selecionado o
motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV, modelo adequado para operações onde o
equipamento é submetido a esforços que tendem a freiar o mesmo, onde o rotor pode ser
bloqueado por 12 segundos a frio, e por 21 segundos a quente. A Figura 18 contém
outros dados do motor selecionado.
24
Figura 17: Motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV (dimensões em mm).
Figura 18: Dados do motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV.
25
Figura 19: W22 Motofreio IR2, curva de torque e corrente x rotação.
Figura 20: W22 Motofreio IR2, curva de desempenho em carga.
26
4.2.3. Motor elétrico utilizado
Embora o motor selecionado tenha sido o W22 Motofreio IR2, este
equipamento não está disponível para uso. Entretanto, todo o dimensionamento da
bancada será feito levando em consideração os dados obtidos a partir deste modelo, com
o intuito de que, quando este, ou outro motor com maior potência do que o que estiver
sendo utilizado estiver disponível, a única intervenção necessária deverá ser a troca na
fixação do motor, para adequar a bancada ao novo equipamento.
O modelo disponível atualmente no LAVI é o WEG 80S MS, de 3 CV de
potência e tempo de rotor bloqueado de 9 segundos a quente. A Figura 22 contém
outros dados a respeito do motor elétrico a ser utilizado na bancada.
Figura 21: Motor WEG 80S MS, de 3 CV (dimensões em mm).
27
Figura 22: Dados do motor WEG 80S MS, de 3 CV.
Figura 23: WEG 80S MS, curva de torque e corrente x rotação.
28
Figura 24: WEG 80S MS, curva de desempenho em carga.
4.3. ISOLAMENTO DE VIBRAÇÕES
Segundo NETO (2007), a vibração de um equipamento não isolado propaga-se
pela base, danificando sua estrutura. Existem dois problemas básicos de isolamento da
vibração: o isolamento da fonte para que a vibração nela gerada não seja transmitida ao
ambiente e o isolamento da vibração ambiental para que ela não seja transmitida a um
equipamento cujo desempenho ou integridade possa ser afetado. Neste caso, como o
motor elétrico é a fonte, o isolamento do sistema deve ser feito de forma que a vibração
gerada pelo mesmo não seja transmitida ao ambiente.
Para realizar o isolamento entre o motor elétrico e a estrutura da bancada, foi
utilizado um conjunto de quatro coxins elastoméricos (uma para cada furo de fixação do
motor), além disso, o conjunto de quatro pés utilizado na bancada também possui
propriedades de amortecimento.
4.3.1. Coxim elastomérico
Projetado para aplicações de fixação de motores, equipamentos em chassis e
suportes metálicos, o coxim da empresa Vibra-Stop (Figura 25) possui geometria
côncava em formato de carretel. Esta geometria, junto à composição da borracha, é
29
responsável pelo desempenho no amortecimento, garantindo flexibilidade e resistência à
compressão, à tração e ao cisalhamento.
Figura 25: Linha coxim Vibra-Stop.
De acordo com o catálogo fornecido pela empresa Vibra-Stop, o coxim é
selecionado levando-se em conta os esforços que atuarão sobre o mesmo, logo, caso
ocorra a mudança do motor elétrico no sistema, é importante que haja uma nova seleção
de coxins para o novo motor. A Tabela 2 ilustra os dados contidos no catálogo da
empresa.
Tabela 2: Dados dos modelos de coxim presentes no catálogo, Vibra-Stop.
Considerando o caso extremo em que o rotor do WEG 80S MS 3CV seja
bloqueado atuando com torque máximo, e que a maior carga de compressão atue sobre
somente um dos coxins, a força experimentada por este seria igual a 31 kgf. Dessa
forma, o modelo nº1 se mostra adequado para o motor utilizado na bancada.
30
De acordo com informações contidas no site do fabricante, o coxim nº1 é feito
em borracha de dureza igual a 55 Shore A e apresenta uma deflexão (𝑙) de 1,4 mm para
uma carga (𝐹) de 70 kgf. Assim, a frequência natural angular (𝜔𝑛) será dada por:
𝜔𝑛 = √𝑘
𝑚
Onde a constante elástica do coxim (𝑘𝑐) é dada por:
𝑘 =𝐹
𝑙=
70 ∙ 9,81
1,4 ∙ 10−3= 490,5 𝑘𝑁/𝑚
Substituindo na equação anterior, calcula-se que a frequência natural angular
(𝜔𝑛) vale
𝜔𝑛 = √490500
70= 83,7 𝑟𝑎𝑑/𝑠
O motor WEG 80S MS funciona a uma rotação nominal (𝑛𝑛) de 3500 RPM,
equivalente à velocidade angular (𝜔) de 366,5 rad/s. Assim, a transmissibilidade do
coxim (𝑇𝑐) será igual a:
𝑇𝑐 =1
|1 − (𝜔𝜔𝑛
)2
|= 0,055 (5,5%)
Garantindo o adequado isolamento entre o motor elétrico e a bancada.
4.3.2. Pés amortecedores
Utilizada em equipamentos de pequeno porte, com uma geometria projetada
para amortecer vibrações e base larga, esta linha de amortecedores oferece estabilidade
e excelente amortecimento.
31
Figura 26: Linha Micro Vibra-Stop.
Tabela 3: Dados dos modelos de pés amortecedores, catálogo Vibra-Stop.
Para carga estática, deve ser levado em conta o peso total da bancada, junto aos
componentes montados junto a ela. Os esforços dinâmicos serão discutidos na seção
4.4. No entanto, considerando que cada pé do modelo Micro I suporta até 50 kgf de
carga estática e 200 kgf de carga dinâmica, o mesmo atende às necessidades do projeto
para a utilização do motor WEG 80S/MS 3CV, embora seja necessário analisar os pés
utilizados na bancada para caso da utilização de um motor mais pesado.
De acordo com informações contidas no site do fabricante, o coxim nº1 é feito
em borracha de dureza igual a 55 Shore A e apresenta uma deflexão de 1,3 mm para
uma carga de 50 kgf. Logo, a constante elástica do pé amortecedor (𝑘𝑝) e a frequência
natural do mesmo serão dadas, respectivamente, por:
𝑘𝑝 = 377,308 𝑘𝑁/𝑚
𝜔𝑛 = 86,87 𝑟𝑎𝑑/𝑠
32
Considerando a mesma frequência angular (𝜔) de excitação do sistema,
fornecido pelo motor elétrico, a transmissibilidade dos pés amortecedores (𝑇𝑝) será
igual a:
𝑇𝑝 =1
|1 − (𝜔
𝜔𝑛)
2
|= 0,059 (5,9%)
Garantindo o adequado isolamento entre a bancada e o piso no qual está
apoiada.
4.4. ACOPLAMENTO FLEXÍVEL
O acoplamento flexível é uma peça mecânica que possui como função
principal permitir a união de dois eixos de equipamentos distintos, transmitindo a
potência e a rotação do eixo motor para o eixo movido. Ele é capaz de absorver
desalinhamento entre os eixos, amortecer vibrações torcionais, absorver, parcialmente,
choque entre os eixos, entre outros. Esta peça é muito utilizada em máquinas CNC por
ser de baixo custo e excelente qualidade.
4.4.1. Acoplamento flexível de correia
Dentre os diversos modelos de acoplamentos flexíveis, o acoplamento flexível
de correia foi selecionado devido ao baixo custo e diversos benefícios, tal como o
reduzido tempo de paralisação do equipamento para manutenção do acoplamento, uma
vez que, caso ocorra a ruptura do elemento elástico, o mesmo pode ser substituído sem
que haja a necessidade de desmontagem de todo o equipamento.
Figura 27: Acoplamento flexível de correia.
33
Devido à sua simetria, o acoplamento flexível de correia confere segurança ao
rolamento e um ótimo nível de balanceamento, garantindo vida útil mais longa e
eficiência no desempenho dos equipamentos. Além disso, sua estrutura gera um
isolamento elétrico entre os dois eixos, por conta das tiras de borracha.
4.5. PROJETO DO EIXO
4.5.1. Cálculos de projeto
Os materiais usualmente utilizados para fabricação de eixos são os aços 1045
laminado, 4340 temperado e revenido (427°C) e 4063 temperado e revenido (538ºC).
Dentre esses, o escolhido para o projeto foi o aço 4063, por possuir isolamento
significativamente maior que os outros aços citados.
As distâncias horizontais do eixo foram escolhidas de forma que o
mesmo disponibilize espaço suficiente para não comprometer a montagem e ajustes do
sistema, e que não seja grande a ponto de dificultar o deslocamento da bancada.
A imagem abaixo mostra as dimensões selecionadas para o eixo:
Figura 28: Modelo simplificado do eixo (dimensões em mm).
O motor elétrico para o qual a bancada é projetada funciona a uma
potência de 20 𝐶𝑉. De acordo com os dados técnicos fornecidos pelo fabricante o
torque máximo (𝑇𝑚á𝑥) gerado pelo motor é igual a 320% do torque nominal (𝑇𝑛), logo:
𝑇𝑛 = 4,13 𝑘𝑔𝑓𝑚 = 40,51 𝑁𝑚
𝑇𝑚á𝑥 = 3,2 ∙ 𝑇𝑛 = 129,65 𝑁𝑚
O torque (𝑇𝑑) aplicado pelo disco sobre o eixo deve levar em consideração o
total bloqueio da rotação do motor. Logo, do somatório dos momentos, teremos:
34
∑ 𝑀 = 0 → 𝑇𝑚á𝑥 − 𝑇𝑑 = 0
𝑇𝑑 = 𝑇𝑚á𝑥 = 129,65 𝑁𝑚
A partir deste valor, pode-se chegar à força de atrito (𝐹𝑎𝑡) entre o disco e
pastilhas de freio através da seguinte relação:
𝐹𝑎𝑡 =𝑇𝑑
𝑟𝑑=
129,65
0,09568= 1355,04 𝑁
Onde 𝑟𝑑 é o raio de atuação do disco de freio (demonstrado na seção
5.2.2).
4.5.2. Diagramas de esforços
Devido ao sistema utilizado na fixação da pinça (que será discutido na seção
4.6), os esforços originados nos pontos de fixação da mesma são significativamente
menores que os esforços até aqui discutidos, sendo, portanto, desconsiderados nos
cálculos abaixo.
O eixo utilizado na bancada possui dois mancais de rolamento e o diagrama de
corpo livre é representado da seguinte forma:
Figura 29: Diagrama de corpo livre do eixo (dimensões em mm).
Onde as reações 𝑉𝐴 e 𝑉𝐵, correspondentes ás reações dos mancais, serão,
respectivamente, iguais a 2135,66 𝑁 e 780,62 𝑁. Seguem abaixo os diagramas de
esforço cortante e momento fletor:
35
Figura 30: Diagrama de esforço cortante do eixo.
Figura 31: Diagrama de momento fletor do eixo.
Figura 32: Diagrama de momento torçor do eixo.
Conforme indicado no diagrama, a sessão mais solicitada é o ponto de fixação
do mancal 𝐴, em que o esforço cortante, o momento fletor e o momento torçor são:
𝑄 = 1355,04 𝑁
𝑀 = 1,44 × 105 𝑁 ∙ 𝑚𝑚
𝑇 = 1,29 × 105 𝑁 ∙ 𝑚𝑚
36
4.5.3. Falha por fadiga
Falhas por fadiga são mais críticas do eu falhas causadas por cargas estáticas.
Assim, para evitar falhas por fadiga, será utilizado o critério de Goodman para o cálculo
do diâmetro do eixo, com fator de segurança igual a 4, adotado para cargas dinâmicas.
𝜎𝑎
𝜎𝑛+
𝜎𝑚
𝜎𝑅=
1
𝐹𝑆
Para eixos rotativos, as tensões são:
𝜎𝑎 =32𝑀
𝜋𝑑3=
1,467 × 106
𝑑3
𝜎𝑚 = √3𝜏𝑥𝑦𝑇 =
16√3𝑇
𝜋𝑑3=
1,138 × 106
𝑑3
𝜎𝑅 = 1236 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑛 = 𝑘𝑎𝑘𝑏𝑘𝑐𝑘𝑑𝑘𝑒𝑘𝑓𝜎𝑛̅̅ ̅
Onde 𝜎𝑛̅̅ ̅ = 0,5 𝜎𝑅 para 𝜎𝑅 ≤ 1400 𝑀𝑃𝑎, e os fatores de modificação são
dados por:
𝑘𝑎: fator de superfície, 𝑘𝑎 = 0,683 (usinado);
𝑘𝑏: fator de tamanho, 𝑘𝑏 = 0,85 (supondo 𝑑 > 25 𝑚𝑚);
𝑘𝑐: fator de confiabilidade, 𝑘𝑒 = 0,868 (confiabilidade de 95%);
𝑘𝑑: fator de temperatura, 𝑘𝑑 = 1 (temperatura de operação de 20ºC);
𝑘𝑒: fator de concentração de tensão, 𝑘𝑒 = 1;
𝑘𝑓: fator de efeitos diversos, 𝑘𝑓 = 1;
Logo:
𝜎𝑛 = 311,42 𝑀𝑃𝑎
𝑑 ≥ 28,2 𝑚𝑚
Nestas seções, foi utilizado um diâmetro de 30 𝑚𝑚. Nas seções onde serão
fixados o disco e o acoplamento flexível, o único esforço presente é o momento torçor
37
de forma que, utilizando o critério de Goodman, o diâmetro mínimo será 15,45 𝑚𝑚.
Logo, foi utilizada uma seção com 22 𝑚𝑚.
4.5.4. Eixo utilizado na bancada
Devido a limitações financeiras durante a fabricação da bancada, foi utilizado
um eixo com as mesmas dimensões determinadas no item anterior, porém fabricado em
aço 1045 laminado, cujas propriedades constam abaixo:
𝜎𝑅 = 657,27 𝑀𝑃𝑎
𝜏𝑅 = 490,5 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑒 = 402,21 𝑀𝑃𝑎
Desta forma, levando em conta que o motor utilizado na bancada tem apenas 3
CV de potência, este item destina-se a calcular os fatores de segurança para o eixo
utilizado.
De acordo com os dados técnicos fornecidos pelo fabricante o torque máximo
(𝑇𝑚á𝑥) gerado pelo motor é igual a 370% do torque nominal (𝑇𝑛), logo:
𝑇𝑛 = 6,01 𝑁𝑚
𝑇𝑚á𝑥 = 3,7 ∙ 𝑇𝑛 = 22,24 𝑁𝑚
Nesta situação, o torque aplicado pelo disco (𝑇𝑑) e a força de atrito exercida
sobre o disco serão dados por:
𝑇𝑑 = 𝑇𝑚á𝑥 = 22,24 𝑁𝑚
𝐹𝑎𝑡 =𝑇𝑑
𝑟𝑑=
22,24
0,09568= 232,44 𝑁
Os diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo mostram que, no
mancal 𝐴, os esforços no mesmo serão:
𝑄 = 232,44 𝑁
𝑀 = 2,464 × 104 𝑁𝑚𝑚
𝑇 = 2,224 × 104 𝑁𝑚𝑚
38
Para utilizar o critério de Goodman, deve-se calcular novamente os fatores de
modificação, dados por:
𝑘𝑎: fator de superfície, 𝑘𝑎 = 0,808 (usinado);
𝑘𝑏: fator de tamanho, 𝑘𝑏 = 0,862 (𝑑 = 30 𝑚𝑚);
𝑘𝑐: fator de confiabilidade, 𝑘𝑒 = 0,868 (confiabilidade de 95%);
𝑘𝑑: fator de temperatura, 𝑘𝑑 = 1 (temperatura de operação de 20ºC);
𝑘𝑒: fator de concentração de tensão, 𝑘𝑒 = 1;
𝑘𝑓: fator de efeitos diversos, 𝑘𝑓 = 1;
Logo:
𝜎𝑛 = 198,68 𝑀𝑃𝑎
Utilizando novamente o critério de Goodman para o eixo (para um fator de
segurança igual a 4), na seção do suporte do mancal o diâmetro mínimo é de 18,4 𝑚𝑚.
Já na seção de fixação do adaptador do disco, o diâmetro mínimo é de 10,6 𝑚𝑚.
Ainda que não houvesse a possibilidade de, inicialmente, trabalhar com o aço
4063 temperado e revenido, como levantado nos itens anteriores, a utilização de um
eixo com as dimensões determinadas permite que sejam utilizados motores elétricos de
maior potência sem que haja a necessidade de usinar novas peças em um primeiro
instante. No entanto, é necessário verificar os cálculos para o eixo de 1045 caso haja a
mudança do motor elétrico na bancada.
4.6. PROJETO DE CHAVETAS
As chavetas utilizadas no projeto são fabricadas em aço 1045 laminado, cujas
propriedades constam abaixo:
𝜎𝑅 = 657,27 𝑀𝑃𝑎
𝜏𝑅 = 490,5 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑒 = 402,21 𝑀𝑃𝑎
Uma das chavetas transmite o torque do motor enquanto a outra transmite
o torque do disco de freio.
39
Para eixos de diâmetros entre 22 𝑚𝑚 e 30 𝑚𝑚 é recomendado uma
chaveta com 8 𝑚𝑚 de largura e 7 𝑚𝑚 de altura. Além disso, para ajustes com
interferência no eixo, recomenda-se que a largura da chaveta possua os seguintes
afastamentos:
𝑏 = 8−0,040−0,098 𝑚𝑚
Ambas as chavetas possuem as seguintes profundidades no eixo (𝑡1) e no
cubo (𝑡2):
𝑡1 = 4,00+0,2 𝑚𝑚
𝑡2 = 3,30+0,2 𝑚𝑚
Para estabelecer o comprimento adequado para as chavetas, será
considerado um fator de segurança de 2.
O modelo utilizado leva em consideração as tensões resultantes tanto do
cisalhamento, quanto da flexão. Considerando o torque máximo do motor e o caso onde
o acionamento do freio bloqueia a rotação do mesmo, a força (𝐹𝑐ℎ) suportada por cada
chaveta é dada por:
𝐹𝑐ℎ =2𝑇𝑚á𝑥
𝑑
Onde 𝑑 é o diâmetro do eixo, logo:
𝐹 =2 × 129,65
0,022= 11786,36 𝑁
A tensão cisalhante e a tensão normal são dadas, respectivamente, por:
𝜏𝑥𝑦 =𝐹
𝑙𝑏
𝜏𝑥𝑦 =11786,36
𝑙 ∙ 8=
1473,3
𝑙
𝜎𝑥 =6𝐹𝑡2
𝑏2𝑙
40
𝜎𝑥 =6 × 11786,36 × 3,3
82 × 𝑙=
3646,4
𝑙
Utilizando o critério de tensão equivalente de Von-Mises, teremos:
𝜎𝑉𝑀𝑚 = √𝜎𝑥2 + 3𝜏𝑥𝑦
2
𝜎𝑉𝑀𝑚 =4450,62
𝑙
𝐹𝑆𝑚 =𝜎𝑒
𝜎𝑉𝑀
2 =410
4450,62𝑙
𝑙 ≥ 21,7
Com base nos cálculos, as chavetas escolhidas para a transmissão do
torque do disco e do motor terão comprimento de 30 𝑚𝑚, como mostrado na figura
abaixo.
Figura 33: Desenho técnico das chavetas.
41
4.7. ADAPTADOR DO DISCO DE FREIO
4.7.1. Disco de freio
O disco de freio dianteiro utilizado no protótipo F2015i, representado na Figura
34, foi fabricado em aço inoxidável martensítico 420, possui diâmetro externo de 218
mm e espessura de 4 mm.
Figura 34: Disco de freio dianteiro do protótipo F2015i (vista frontal).
Figura 35: Conjunto disco dianteiro/cubo de roda, protótipo F2015i (vista frontal).
42
Figura 36: Conjunto disco dianteiro/cubo de roda, protótipo F2015i (vista isométrica).
A fixação do mesmo ao cubo de roda é feita por meio de cinco peças
fabricadas em aço 1020, onde parte da superfície lateral cilíndrica está em contato com
o disco de freio, e outra parte está em contato com o cubo de roda, sendo, portanto,
responsáveis por transmitir o torque de frenagem às rodas.
4.7.2. Adaptador do disco de freio
Conforme discutido na seção 4.6, o comprimento das chavetas, responsável por
transmitir os torques do motor e de frenagem ao eixo, vale 30 mm. Desta forma, o
adaptador do disco de freio, fabricado em aço 1045, foi pensado de modo a fixar o disco
de freio adequadamente, além de garantir que a chaveta seja solicitada conforme
previsto.
43
Figura 37: Desenho técnico do adaptador do disco de freio.
Os furos indicados para a colocação dos parafusos são usinados com fios para
que não seja necessária utilização de porcas, devido à limitação de espaço por conta do
suporte da pinça de freio, que será discutido na seção 4.8.
Os parafusos M8 utilizados na fixação do disco de freio ao adaptador devem
possuir pescoços, como o indicado na figura abaixo. Este requisito é de suma
importância já que, uma vez acionado o freio, caso os parafusos não possuam pescoços,
a região de contato entre os mesmos e o disco de freio será resumida aos fios de rosca,
gerando elevada concentração de tensão durante a frenagem, o que irá resultar em danos
ao disco de freio.
Figura 38: Parafuso M8 sextavado interno com pescoço.
O ajuste entre o adaptador do disco de freio e o eixo é por folga, e a fixação do
suporte ao eixo é feita através da utilização de um anel elástico externo, como indicado
abaixo.
44
Figura 39: Montagem do adaptador do disco de freio ao eixo.
4.7.3. Simulação estrutural
Como a peça foi projetada foi projetada a partir dos requisitos do disco de freio
e da chaveta que irá transmitir o torque de frenagem, foi realizada uma simulação
estrutural no software Ansys para verificar as tensões na peça. Foi adotado um fator de
segurança mínimo igual a 3. Logo, para o aço 1045 as tensões máximas devem estar
abaixo de 134 MPa (𝜎𝑒 = 402 MPa).
Como condição de contorno, foi adotado “suporte deslizante” na superfície
cilíndrica onde o eixo se acopla ao adaptador, permitindo a rotação do mesmo. Além
disso, foram aplicadas a força da chaveta sobre a adaptador e as forças dos parafusos
sobre o adaptador, considerando a utilização do motor W22 Motofreio IR2 20 CV.
Para o cálculo de tensões, devido ao fato do aço 1045 ser um material dúcil, foi
utilizado o critério de Von-Mises.
45
Figura 40: Tensão equivalente (Von-Mises), adaptador do disco.
A tensão máxima calculada na simulação vale 95,835 MPa, valor abaixo do
limite imposto.
4.8. SUPORTE DA PINÇA DE FREIO
4.8.1. Pinça de freio
O sistema de freio dianteiro no protótipo F2015i utiliza dois modelos
espelhados entre si, a pinça dianteira da Honda CBX 250 Twister e da Suzuki Yes 125,
sendo a segunda a selecionada para o projeto.
Figura 41: Pinça de freio dianteiro da Suzuki Yes 125.
Ao ser comprada, a mesma vem fixada ao flange, que não será utilizado devido
à limitação de espaço, ficando a pinça fixada diretamente ao suporte.
46
4.8.2. Suporte da pinça de freio
O suporte da pinça de freio, fabricado em aço 1045, foi pensado de forma a
garantir o adequado posicionamento da pinça ao disco de freio, levando em
consideração, também, o espaço ocupado pelo adaptador do disco. Para isso, foi
utilizando conceito semelhante ao suporte da pinça traseira da CBX 750, como ilustrado
abaixo.
Figura 42: Suporte da pinça traseira da CBX 750.
Como pode ser observado, o suporte possui furos para fixação tanto da pinça
de freio, quanto de uma haste. O suporte em si permite que a pinça rotacione em torno
do disco de freio. Assim, a haste o objetivo de restringir este grau de liberdade.
A figura abaixo ilustra o suporte projetado para a pinça de freio utilizada no
projeto.
47
Figura 43: Desenho técnico do suporte da pinça de freio.
No desenho, a geometria da peça foi pensada tendo como ponto de partida o
correto posicionamento dos furos, onde os dois furos rosqueados serão utilizados para a
fixação da pinça ao suporte, enquanto o furo passante de 8mm será utilizado para a fixar
o suporte à haste de fixação, que será abordada no tópico 4.8.3.
O suporte é fixado ao eixo por meio de um rolamento 6005 da SKF,
selecionado devido ao diâmetro de 25mm do eixo na seção onde o mesmo será
acoplado. Para garantir a adequada fixação do suporte ao rolamento, utiliza-se um anel
elástico interno para o diâmetro de 47 mm.
48
Figura 44: Suporte montado à pinça e ao rolamento (vista frontal).
Figura 45: Suporte montado à pinça e ao rolamento (vista isométrica).
4.8.3. Haste de fixação do suporte
Conforme mencionado no tópico anterior, o suporte da pinça de freio tem
liberdade de rotação em torno do eixo, devido à utilização do rolamento. Dessa forma, a
haste de fixação do suporte tem a função principal de restringir este grau de liberdade
do suporte.
49
Figura 46: Desenho técnico, haste de fixação.
Conforme indicado acima, diferente da haste utilizada para a pinça traseira da
CBX 750, a haste utilizada na bancada possui terminais rotulares em suas extremidades.
O motivo para a adoção dos mesmos está no fato de que estes compensam pequenos
desalinhamentos da montagem sem comprometer a frenagem do sistema. Os terminais
rotulares foram escolhidos de forma que um possua rosca direita, e o outro possua rosca
esquerda. A seleção foi feita desta forma porque a simples rotação da haste pode
aumentar ou reduzir a distância entre os furos dos terminais, possibilitando um ajuste
fino na montagem.
Uma de suas extremidades é fixada no suporte da pinça de freio, com um
parafuso M8 no furo passante de 8 mm do suporte, já a outra extremidade é fixada a
uma base soldada à estrutura da bancada, fabricada a partir de um metalon com 2,0mm
de espessura, como pode ser observado abaixo.
50
Figura 47: Desenho técnico da base de fixação da haste.
Figura 48: Modelagem da montagem do conjunto de fixação da pinça (vista isométrica).
51
Dependendo da fixação da haste à estrutura da bancada, a mesma pode
trabalhar por tração ou por compressão. Ao serem comprimidos, os terminais rotulares,
devido ao grau de liberdade na rótula, podem gerar instabilidade. Por outro lado, o
trabalho sobre compressão elimina a possibilidade de tombamento da bancada durante a
frenagem, diferente do que acontece no trabalho por tração.
Para o projeto, a seleção da pinça de freio e a geometria do suporte foram
pensadas de forma que a haste atue por compressão, eliminando a possibilidade de
tombamento. Caso se deseje utilizar um suporte onde a haste de fixação trabalhe por
tração, é recomendado o chumbamento da bancada ao pavimento, como forma de
garantir a segurança do operador e do equipamento.
4.8.4. Simulação estrutural
Como os componentes desta seção foram projetados a partir dos requisitos da
pinça de freio e do adaptador do disco de freio, foram realizadas simulações estruturais
no software Ansys para verificar as tensões na peça utilizando o critério de Von-Mises.
Para as peças, foi adotado um fator de segurança mínimo igual a 3. Logo, para o aço
1045 as tensões máximas devem estar abaixo de 134 MPa (𝜎𝑒 = 402 MPa), e para o aço
1020 as tensões máximas devem estar abaixo de 117,7 MPa (𝜎𝑒 = 353 MPa).
Para o suporte da pinça de freio, fabricado em aço 1045, foi definido “suporte
deslizante” na superfície cilíndrica onde se encaixa o rolamento, permitindo a rotação
do mesmo. Além disso, foram aplicadas as forças de frenagem que a pinça exerce sobre
o suporte, além da força que a haste exerce sobre o mesmo.
52
Figura 49: Tensão equivalente (Von-Mises), suporte da pinça.
Figura 50: Deslocamento total, suporte da pinça.
A máxima tensão calculada na simulação foi de 83,94 MPa, dentro do limite
imposto.
Para a base de fixação da haste à estrutura, fabricada em aço 1020, foi definida
“geometria fixa” nas arestas que representam o cordão de solda, e aplicada a força que a
haste exerce sobre a base de fixação.
53
Figura 51: Tensão equivalente (Von-Mises), base de fixação da haste.
Figura 52: Deslocamento total, base de fixação da haste.
A tensão máxima calculada foi de 80,89 MPa.
4.9. ESTRUTURA DA BANCADA
4.9.1. Aspetos considerados
Com todos os componentes adequadamente dimensionados, a estrutura deve
acomodar todos os equipamentos, permitindo a montagem e desmontagem sem
empecilhos. Além disso, é importante ressaltar que, embora a bancada tenha sido
dimensionada pra o motor W22 Motofreio IR2, de 20 CV, a mesma será operada
inicialmente com o motor WEG 80S MS, de 3 CV. Logo, a estrutura deve ser feita para
54
que, uma vez que se deseje mudar o motor elétrico, a única alteração seja a fixação do
novo motor à bancada.
4.9.2. Estrutura da bancada
A bancada foi fabricada em tubos de perfil retangular de 50 x 20 mm, tubos de
perfil quadrado 20 x 20mm, ambos com 2mm de espessura, e cantoneiras de 3,18 x 25,4
mm como os pés da bancada.
Figura 53: Dimensionamento da estrutura da bancada.
Os tubos foram cortados e soldados de forma que nenhum tubo fique com sua
abertura à mostra, com o objetivo de evitar que o contato com o ar ocasione a oxidação
da superfície interna dos tubos.
O dimensionamento da estrutura da bancada foi pensado para o seu
deslocamento seja simples, de forma que qualquer equipe que queira realizar testes em
seu ambiente de trabalho possa deslocar a bancada sem maiores empecilhos.
55
Figura 54: Montagem completa da bancada.
4.10. ACIONAMENTO DO SISTEMA DE FREIO
Assim como o sistema utilizado nos carros de fórmula, o acionamento do freio
na bancada será feiro hidraulicamente, com um acionador manual, assim como
motocicletas.
Para a pinça selecionada, foi selecionado o burrinho de freio correspondente,
indicado na Figura 4.
Para fazer a conexão entre o cilindro mestre e a pinça de freio devem ser
utilizadas somente linhas rígidas de cobre, devido ao fato do sistema não possuir partes
móveis que necessitem da utilização de linhas flexíveis.
O conjunto burrinho/manete será fixado a uma haste fabricada em laboratório
de acordo com as medidas do manete, que será fixada à estrutura da bancada por união
aparafusada, como indicado na Figura 55.
Figura 55: Modelagem do acionador do sistema de freio.
56
5. MEDIÇÃO
5.1. AQUISIÇÃO DE DADOS
Para obtenção do coeficiente de atrito como função da temperatura no disco
serão utilizados três sensores: um sensor de pressão, um extensômetro e um sensor de
temperatura.
Os sensores de pressão e temperatura selecionados apresentam o sinal de saída
em voltagem, já o extensômetro utiliza a Ponte de Wheatstone para funcionamento.
Dessa forma, o extensômetro deve ser utilizado em uma placa de aquisição à parte dos
demais sensores. Todavia, para que as respostas estejam sinconizadas, é necessária a
utilização de um berço que receba o sinal dos sensores e os passe para o computador.
5.1.1. Sensor de pressão
Segundo FIGLIOLA (2007), um transdutor de pressão converte uma pressão
medida em um sinal mecânico ou elétrico. O transdutor é, na realidade, um sensor-
transdutor híbrido. O sensor primário é usualmente um elemento elástico que deforma
ou deflete sob pressão. Dentre os diversos elementos elásticos comuns empregados
estão o tubo de Bourbon, o fole, a cápsula e o diafragma. Um elemento transdutor
secundário converte a deflexão elástica do elemento em um sinal prontamente
mensurável tal como uma tensão elétrica ou rotação mecânica de um ponteiro.
Existem vários métodos disponíveis para realizar essa função secundária, mas
os transdutores elétricos requerem outros equipamentos condicionadores de sinal e
alimentação de potência elétrica para a transmissão de seus sinais elétricos de saída.
Os transdutores de pressão estão sujeitos a alguns ou a todos os seguintes erros
elementares: de resolução, erro de deslocamento do zero, erro de linearidade, erro de
sensibilidade, de histerese e de desvio ou “deriva” por variações na temperatura
ambiente. Os transdutores elétricos estão sujeitos a erro de carregamento entre a saída
do transdutor e seu dispositivo indicador. Esse erro aumenta a não-linearidade do
transdutor sobre sua faixa operacional. Um seguidor de tensão pode ser inserido na
saída do transdutor para isolar a carga do mesmo.
O sensor apropriado para a medição da pressão na conexão entre a linha de
freio e a pinça de freio é o 5PP8-1C, ilustrado na Figura 56. Atualmente, a equipe Icarus
57
UFRJ dispõe de dois desses sensores, utilizados nas conexões entre as linhas e os
cilindros mestre. O sensor foi fornecido por uma empresa patrocinadora à equipe.
Figura 56: Sensor de pressão 5PP8-1C.
Tabela 4: Especificações, sensor de pressão 5PP8-1C.
Tensão de alimentação 4.75 a 5.25 Vdc
Corrente de alimentação 10 mA (máx.)
Faixa de temperatura -40ºC a +140ºC
Faixa de pressão 7.57 Bar a 115.7 Bar
Carga do sistema 330 kΩ ± 40 kΩ
Pressão de prova 2x Pressão de operação
Pressão de ruptura 4x Pressão de operação
Saída a 7.57 Bar 10% da Tensão de alimentação
Sensibilidade nominal 37 mV/Bar
Massa do sensor 48g
Torque máximo de montagem 60 Nm
Figura 57: Relação entre a voltagem e pressão do sensor 5PP8-1C, datasheet do sensor.
58
A função de transferência do sensor, demonstrada na Figura 57, é dada por:
(𝑉𝑜𝑢𝑡
𝑉𝑝𝑤𝑟) × 100 = 7.4 × 𝑃(𝑀𝑃𝑎) + 4.4
Onde 𝑉𝑜𝑢𝑡 representa a tensão de saída, 𝑉𝑝𝑤𝑟 representa a pressão de
alimentação e 𝑃 representa a pressão nas linhas de freio.
5.1.2. Extensômetro
A deformação de um determinado corpo pode ser medido de diversas maneiras,
desde a simples observação da variação de distâncias entre dois pontos
predeterminados, até métodos de elevada complexidade. De acordo com FIGLIOLA
(2007), o sensor ideal para medição de deformação deveria:
Possuir boa resolução espacial, implicando na capacidade do sensor em
medir a deformação em um ponto;
Não ser afetado por mudanças nas condições ambientais, tais como
temperatura e umidade;
Ter resposta de alta frequência para medições dinâmicas de
deformação.
Dessa forma, o sensor mais indicado para medir deformações é o extensômetro
(strain gauge) de resistência colado, cuja resistência apresenta variações quando o
mesmo é deformado.
A variação na resistência de um extensômetro é normalmente expressa em
termos de um parâmetro empírico, geralmente fornecido pelo fabricante, chamado
“fator do extensômetro”, 𝐺𝐹 (gauge fator), dado por:
𝐺𝐹 =𝛥𝑅/𝑅
𝜀
Onde:
𝛥𝑅: Variação de resistência devido a deformação (Ω);
𝑅: Resistência do extensômetro não deformado (Ω);
𝜀: Deformação;
59
Para detectar pequenas variações em uma resistência, costuma-se utilizar uma
configuração do circuito em Ponte de Wheatstone, como indicado na Figura 58.
Figura 58: Ponte de Wheatstone.
Para a ponte completa, onde as quatro resistências são substituídas por
extensômetro, relação entre as tensões de entrada e saída é dada por:
𝑉𝑜𝑢𝑡
𝑉𝑖=
𝐺𝐹
4(𝜀1 − 𝜀2 + 𝜀3 − 𝜀4)
No entanto, há outras configurações para a Ponte de Wheatstone, como
indicado na Figura 59.
Figura 59: Configurações das pontes de Wheatstone – (a) 1⁄4 de ponte, (b) 1⁄2 de ponte, GRANTE (2004).
No caso de uma haste sob tração ou compressão, unicamente, a relação entre a
deformação nominal (𝜀𝑙) e a força atuante na haste (𝐹) é dada por:
60
𝐹 = 𝜀𝑙 ∙ 𝐸 ∙ 𝐴𝑡
Onde 𝐸 representa o módulo de elasticidade do material da haste e 𝐴𝑡
representa a área da seção transversal da mesma. A Tabela 5 associa os resultados
obtidos para deformação para cada configuração da ponte de Wheatstone para o caso de
carregamento em tração ou compressão na haste.
Tabela 5: Circuitos que podem ser usados para carregamentos axiais, GRANTE (2004).
5.1.3. Sensor de temperatura
A termometria pode ser realizada de diferentes formas, como, por exemplo:
baseada na expansão térmica, através da análise variação da resistência com a
temperatura ou por medições de temperatura radiante.
Segundo FIGLIOLA (2007), existe uma vantagem evidente em medir a
temperatura por detecção de radiação térmica. O sensor de radiação térmica não
necessita estar em contato com a superfície a ser medida, o que torna esse método
extremamente atrativo para uma diversificada gama de aplicações. A operação básica de
um termômetro de radiação é atribuída a conhecimentos das características da radiação
da superfície cuja temperatura está sendo medida.
O sensor utilizado na bancada deve suportar elevadas temperaturas de medição
sem perder precisão já que, conforme mencionado anteriormente, pode acontecer do
disco de freio alcançar temperaturas na ordem de 200ºC. Assim, foi escolhido o sensor
61
MLX 90614 (FIGURA 5.5) que realiza a medição da temperatura por meio de radiação
infravermelha. Apesar deste sensor ter um custo mais elevado que outros sensores de
temperatura também utilizados, ele apresenta uma faixa de operação adequada para
utilização na bancada. Quanto à temperatura ambiente, o sensor suporta faixas de
trabalho entre -40ºC e +125ºC, enquanto a temperatura do objeto focado pelo sensor
pode varia entre -70ºC e +382,2ºC.
Figura 60: Sensor MLX 90614.
Figura 61: Precisão em função da temperatura ambiente (𝑇𝑎) e da temperatura do objeto (𝑇𝑜), sensor de
temperatura MLX 90614, datasheet do sensor.
62
5.2. TRATAMENTO DOS DADOS
De acordo com a NBR 6143, o coeficiente de atrito entre o disco e a pastilha é
dado por:
𝜇 =𝑀𝑓
2 ∙ 𝑟𝑒 ∙ 𝐴𝑒 ∙ 𝑃ℎ
Onde:
𝑀𝑓: Momento de força de frenagem [𝑁 ∙ 𝑚];
𝑟𝑒: Raio de atuação do freio a disco [𝑚];
𝐴𝑒: Área do êmbolo[𝑚𝑚2];
𝑃ℎ: Pressão hidráulica [𝑀𝑃𝑎];
Definido o coeficiente de atrito, o próximo passo é cruzar os dados obtidos
com os dados do sensor de temperatura, estabelecendo uma correlação entre os valores
encontrados.
A seguir serão abordadas as variáveis da equação acima.
5.2.1. Momento de força de frenagem
No momento em que o freio é acionado, a força de atrito entre o disco e a pinça
agirá sobre a segunda, tendendo a movê-la para baixo. No entanto, a haste que fixa o
suporte da pinça à estrutura impedirá qualquer movimento do mesmo, estando, então,
sob a ação de uma força de compressão. Olhando agora para o disco de freio, quando o
freio é acionado, agirá sobre este uma força tangencial e, consequentemente, um torque
de frenagem que irá se opor à rotação do disco.
Dessa forma, o torque de frenagem realizado sobre o disco tem origem na
compressão da haste de fixação do suporte da pinça. Assim, o momento de força de
frenagem(𝑀𝑓) é dado por:
𝑀𝑓 = 𝐹ℎ ∙ 𝑟ℎ ∙ 𝑠𝑒𝑛 𝜃
Onde:
63
𝐹ℎ: Força de compressão na haste [𝑁];
𝑑ℎ: Distância horizontal entre o ponto de fixação da haste à bancada e o centro
de rotação do disco [𝑚];
𝜃: Ângulo entre a linha de ação da força e o eixo horizontal;
É importante ressaltar que, ao realizar os testes na bancada a haste deve ser
ajustada para que fique o mais próximo possível do eixo vertical como forma de facilitar
os cálculos. Ainda assim, alguns aplicativos de smartphone podem ser utilizados para a
medição do ângulo, como o Clinometer, ilustrado na figura abaixo.
Figura 62: Interface do aplicativo Clinometer.
Dessa forma, o extensômetro deve ser utilizado na haste de fixação do suporte
para medição de sua deformação quando for comprimida, uma vez que, como dito na
seção 5.1.2, a relação entre a força e a deformação medida no extensômetro é dada por:
𝐹 = 𝜀𝑙 ∙ 𝐸 ∙ 𝐴𝑡
Logo, o momento da força de frenagem pode ser calculada a partir da
deformação na haste por:
𝑀𝑓 = 𝜀𝑙 ∙ 𝐸 ∙ 𝐴𝑡 ∙ 𝑑ℎ ∙ 𝑠𝑒𝑛 𝜃
Conforme mostrado na seção 4.7, a haste tem diâmetro igual a 13mm e foi
fabricada em aço 1020, com módulo de elasticidade igual a 1,86 × 105 MPa. Além
disso, da forma como o sistema foi montado no projeto, a distância dh vale 0,09375 m,
como representado na FIGURA 5.6.
64
Figura 63: Representação da distância 𝑑ℎ.
5.2.2. Raio de atuação do freio a disco
O raio de atuação do freio a disco, como dito anteriormente, é distância radial
do eixo do disco ao centro do êmbolo de maior diâmetro do frio de disco. O raio de
atuação do freio a disco do projeto vale 0,09568 m.
Figura 64: Representação do raio de atuação do freio a disco.
65
5.2.3. Área do êmbolo
Este dado depende unicamente do modelo de pinça escolhido para realização
do teste. A pinça de freio dianteiro da Suzuki Yes 125, escolhida para o projeto, possui
dois êmbolos, cada um com 25,4 mm de diâmetro. Dessa forma, a área total será dada
por:
𝐴𝑒 = 2 ∙𝜋 ∙ 25,42
4= 1013,41 𝑚𝑚2
5.2.4. Pressão hidráulica
A pressão hidráulica deve ser obtida diretamente através do sensor de pressão
discutido na seção 5.1, com a medida já em MPa.
5.3. REALIZAÇÃO DO TESTE
A rotina de procedimentos adotados para a realização do teste de frenagem foi
estabelecida baseada na norma NBR 6143.
5.3.1. Dados de entrada da bancada de ensaio
Dados necessários para o cálculo do coeficiente de atrito:
Diâmetro do êmbolo [𝑚𝑚] e quantidade de êmbolos da pinça de freio;
Raio de atuação do freio a disco [𝑚];
Pressão hidráulica do sistema [𝑀𝑃𝑎];
Ângulo de inclinação da haste;
5.3.2. Ensaio
Antes de se iniciar o teste, é necessário verificar se:
As conexões na linha de freio apresentam vazamentos;
Os sensores estão devidamente posicionados;
Os parafusos estão devidamente apertados;
As pastilhas apresentam pouco tempo de uso;
Caso as pastilhas de freio tenham sido recentemente trocadas, é necessário
realizar alguns ciclos de frenagem sem medições para garantir o assentamento das
66
pastilhas, retirando as camadas superficiais das mesmas. Quando for observado um
pequeno desgaste uniforme das pastilhas, o ensaio pode ser iniciado.
A programação de frenagem deve ser a seguinte:
Duração de frenagem de 5 segundos;
Intervalo com o freio não acionado deve ser de 5 segundos, caso seja
observado que o motor elétrico não voltou à sua velocidade inicial, o
intervalor com freio não acionado deve ser de 10 segundos para todos
os ciclos;
Cada ciclo deve ter 10 frenagens;
Deverão ser realizados 10 ciclos, correspondentes a 100 frenagens;
A tomada de temperatura deve ser feita em um ponto do disco
correspondente ao raio efetivo, preferencialmente em um ponto recém
passado pela região de frenagem;
Aferir antes de cada ensaio o mecanismo de medição do momento da
força de frenagem;
A rotação do disco deve ser a mesma no início de cada ciclo de frenagem para
garantir a manutenção das condições iniciais do sistema. Além disso, é importante
acompanhar a temperatura do disco para garantir que a temperatura não ultrapasse os
limites térmicos mencionados anteriormente. Isto pode ser feito através da utilização de
um termômetro digital infravermelho, como indicado na Figura 65.
Figura 65: Termômetro digital infravermelho.
67
5.3.3. Resultados
Para obtenção dos resultados, é importante o registro gráfico do coeficiente de
atrito e da temperatura no disco. A partir disso, de acordo com a NBR 6143, pode-se
definir os seguintes valores:
5.3.3.1. Coeficiente de atrito médio
É determinado tomando-se por referência a primeira frenagem de cada ciclo,
considerando-se os ciclos três e cinco a dez. Posteriormente é calculada a média
aritmética entre os sete valores, obtendo-se o coeficiente de atrito médio (𝜇𝑚).
5.3.3.2. Coeficiente de atrito a frio
O ponto de medição do coeficiente de atrito a frio (𝜇𝑓) é a primeira frenagem
do quarto ciclo, iniciado a temperatura inferior a 50ºC,
5.3.3.3. Coeficiente de atrito mínimo
O coeficiente de atrito mínimo (𝜇𝑚í𝑛) corresponde ao menor valor obtido do
terceiro ciclo ao décimo ciclo, em qualquer frenagem.
5.3.3.4. Coeficiente de atrito máximo
O coeficiente de atrito máximo (𝜇𝑚á𝑥) corresponde ao maior valor obtido do
terceiro ciclo ao décimo ciclo, em qualquer frenagem.
5.4. TRABALHO EXPERIMENTAL
A figura abaixo mostra a bancada após a sua fabricação, montagem e com os
sensores devidamente posicionados.
Figura 66: Bancada de teste.
68
O passo seguinte é a realização dos testes para a obtenção do coeficiente de
atrito. Neste sentido, esta seção se destina a expor detalhes importantes observados.
Idealmente, todos os sensores deveriam estar conectados a um mesmo
condicionador de sinais, garantindo a simultaneidade das respostas obtidas pelos
mesmos. No entanto, em um primeiro instante, os sensores de temperatura e pressão
foram utilizados conectados ao arduíno, enquanto o extensômetro foi conectado a uma
placa de aquisição da National Instruments. Dessa forma, para o cruzamento dos dados
seria necessário, primeiramente, comparar graficamente os dados obtidos para associá-
los corretamente e, posteriormente, utilizar outro programa, como o Excel para o
cálculo do coeficiente de atrito.
Em um primeiro instante não foi possível realizar o teste devido a problemas
de mal contato no sensor de temperatura e de comportamento nos extensômetros,
provavelmente derivados de um problema de colagem dos mesmos à haste. Estes
empecilhos serão brevemente solucionados para que seja possível a realização do teste.
A rotina de ensaio inicialmente proposta na seção 5.3.2 não deve ser seguida
até que a bancada conte com uma inversora de frequência, ou outro dispositivo capaz
controlar a rotação do motor elétrico. Isso se deve ao fato de que, nominalmente, o
torque e a rotação do motor elétrico WEG 80S/MS (3 CV) são, respectivamente, iguais
6,01 Nm e 3500 RPM (o que equivaleria a uma velocidade em torno de 330 km/h). A
elevada rotação e baixo torque nominal fazem com que o disco de freio superaqueça
para baixas pressões na linha de freio (o que é um empecilho para a medição de pressão
devido à faixa de trabalho), e seja facilmente bloqueado para pressões moderadas na
linha de freio.
Dessa forma, recomenda-se reduzir o número de frenagens por ciclo, de 10
para 3, ou 5 frenagens, observando-se a temperatura do disco para evitar o fade das
pastilhas de freio.
69
6. CONCLUSÃO
Este trabalho foi realizado sob uma perspectiva de trazer à realidade dos
estudantes de Engenharia da UFRJ e, especialmente, aos membros das equipes de
competição da UFRJ um equipamento capaz de validar os projetos através de testes
experimentais, possibilitar o levantamento de dados muito importantes que permitam a
configuração adequada do sistema de freio, e permitir que um melhor conhecimento do
coeficiente de atrito se reflita em melhorias nos projetos futuros do sistema de freio.
Ainda que este trabalho tenha contemplado a determinação do coeficiente de
atrito como função da temperatura no disco, a bancada de testes abre espaço para que
adaptações sejam realizadas pelos discentes com o objetivo de fazer o levantamento do
coeficiente de atrito como função de outras variáveis operacionais.
O projeto também tem espaços para melhorias que, em um primeiro momento,
encareceria significativamente a sua fabricação, inviabilizando-a, mas que podem ser
pensadas para os que tiverem interesse em sua utilização, tais como as implementações
de: uma inversora de frequência, permitindo o controle de rotação do motor elétrico, um
temporizador com o intuito de impedir que o rotor do motor elétrico seja bloqueado por
mais tempo que o recomendado, um sistema de controle de pressão nas linhas de freio,
um sistema independente de aquecimento do disco de freio, permitindo o controle de
temperatura, etc.
70
7. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE NORMAS TÉCNICAS, Rio de Janeiro NBR
6143:1995 - Pastilha do Freio a disco - Determinação do atrito e desgaste através
da bancada de ensaio Krauss.
BLAU, P. J., Compositions, Functions, and Testing of Friction Brake Materials
anda Their Additives. ORNL/TM-2001/64, Oak Ridge National Laboratory, 2001.
BUDYNAS, R. G., NISBETT, J. K., 2011, Elementos de Máquinas de Shigley. 8 ed.
Porto Alegre: AMGH.
DOS SANTOS, G. C. M., Projeto e Dimensionamento de um Sistema de Freios
Aplicado a um Veículo Fórmula SAE. Projeto de Graduação – Departamento de
Engenharia Mecânica, Escola Politécnica da Universidade Federal do Rio de Janeiro,
2014.
FIGLIOLA, R. S., BEASLEY, D. E., 2007, Teoria e Projeto para Medições
Mecânicas. 4 ed. LTC.
GARBIN, V. J., 2013, Molas e Coxins de Borracha, CENNE.
GRANTE, Apostila de Extensometria, Departamento de Engenharia Mecânica,
Universidade Federal de Santa Catarina, 2004.
HALLIDAY, D., RESNICK, R., WALKER, J., 2008, Fundamentos de Física. 8 ed.
Rio de Janeiro: LTC.
IGLESIAS, M. H. A., Projeto Mecânico de uma Máquina Pino-Disco para
Obtenção do Coeficiente de Atrito entre Diferentes Materiais. Projeto de Graduação
– Departamento de Engenharia Mecânica, Escola Politécnica da Universidade Federal
do Rio de Janeiro, 2014.
NEIS, P. D., Projeto e Construção de um Tribômetro com Controle Independente
da Temperatura do Disco. Projeto de Doutorado – Escola de Engenharia da
Universidade Federal do Rio Grande do Sul, 2012.
71
NETO, A. G., GRAVINA, M. L., BRUNO, R. A., Seleção de Materiais para Sistema
de Freio a Disco Automotivo. Departamento de Engenharia Mecânica, Universidade
de São Paulo, 2004.
NETO, A. P. R., 2007, Vibrações Mecânicas. Rio de Janeiro: E-papers.
OLIVEIRA, S. J. R., Notas de Aula de ELEMENTOS DE MÁQUINA I,
Departamento de Engenharia Mecânica, UFRJ, 2015.
OSTERMEYER, G. P., On the Dynamics of the Friction Coefficient. Wear, 2003.
PINA FILHO, A. C., Desenho Técnico para Engenharia Mecânica, Departamento de
Expressão Gráfica, UFRJ, 2011.
PINTO, R. L. M. GUTIÉRREZ, J. C. H., RUBIO, J. C. C., 2017, “Avaliação do
Desempenho Tribológico e Térmico de Materiais de Atrito Durante o Processo de
Frenagem”, Matéria, vol.22, no.3, Rio de Janeiro, 2017.
RABINOWICZ, E., 1995, Friction and Wear of Materials. 2 ed. New York, Wiley-
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ROCHA, T. C. P., Análise experimental e simulação computacional das forças
atuantes na suspensão de um protótipo de forma SAE. Projeto de Graduação –
Departamento de Engenharia Mecânica, Escola Politécnica da Universidade Federal do
Rio de Janeiro, 2013.
SERBINO, E. M., Um estudo dos mecanismos de desgaste em disco de freio
automotivo ventilado de ferro fundido cinzento perlítico com grafita lamelar.
Dissertação de Mestrado – Departamento de Engenharia Metalúrgica e de Materiais,
Escola Politécnica da Universidade de São Paulo, 2005.
SKF Catálogo – Princípio de Seleção e Aplicação de Rolamentos. Disponível em:
http://www.skf.com/br/products/bearings-units-housings/ball-
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Vibra-Stop Catálogo – Amortecedores de Impacto e Vibração.
WEG Catálogo online – Motor W22 Motofreio IR2 20CV 2P 160M. Disponível em:
http://www.weg.net/catalog/weg/BR/pt/Motores-El%C3%A9tricos/Trif%C3%A1sico---
72
Baixa-Tens%C3%A3o/Uso-Geral/W22-Motofreio/W22-Motofreio-IR2/W22-
Motofreio-IR2-20-cv-2P-160M-3F-220-380-V-60-Hz-IC411---TFVE---
B34D/p/13009503. Acesso em: Março, 2017.
WEG Catálogo online – Motor WEG 80S/MS 3CV. Disponível em:
http://ecatalog.weg.net/TEC_CAT/tech_motor_dat_web.asp. Acesso em: Março, 2017.
WEISS, G. H. E., Análise Computacional e Experimental de Rigidez à Torção de
um Chassi de Fórmula SAE. Projeto de Graduação – Departamento de Engenharia
Mecânica, Escola Politécnica da Universidade Federal do Rio de Janeiro, 2016.
73
8. ANEXOS
Em anexo seguem os desenhos técnicos dos componentes fabricados no
desenvolvimento da bancada.
(i) Montagem completa da bancada de teste;
(ii) Eixo fabricado;
(iii) Chaveta fabricada;
(iv) Subconjunto: Disco de freio;
(v) Subconjunto: Pinça de freio;
(vi) Subconjunto: Haste de fixação;
(vii) Estrutura da bancada;
9
1
10
87
6
4
5
3
2
493
6
10
1380
Nº DO ITEM NOME DA PEÇA DESCRIÇÃO QTD.
1 WEG 80S/MS Motor de 3 CV de potência 1
2 Acoplamento flexível
Acoplamento tipo correia (modelo simplificado) 1
3Subconjunto: Mancal de rolamento UC206
2
4 Eixo 419 x 35 mm, aço 1045 1
5 Chaveta 34 x 8 x 7 mm, aço 1045 2
6 Subconjunto: Disco de freio 1
7 Submontagem: Pinça de freio 1
8 Subconjunto: Haste de fixação 1
9 Coxim nº1 410 Estrutura 1380 x 610 x 300 mm 1
A A
B B
C C
D D
E E
F F
8
8
7
7
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
30/08/2017
1º
mm
1 : 10
01-000
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
MONTAGEM - BANCADA
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
TOLERÂNCIAS GERAIS:
DIEDRO:
PROJETISTA:
QUANTIDADE:
ESCALA:
TÍTULO:
MATERIAL:
DATA:COTAS:
DESENHO Nº:
22
25
u6
28
30
n6
35
30
n6
26
22
419
35
18,4
49,6
36 160 36 49 35
1,3 3,7
21
-0 0,13
R0,50
R0,5
R0,5 A
A
1x45º
1x45º 1x45º
1x45º 1,6 1,6 1,6
8 - -0,
150,
05
4 + 0,200
SEÇÃO A-AESCALA 1 : 2
VISTA ISOMÉTRICAESCALA 1 : 5
Obs.: Os dois rasgos de chaveta possuem as mesmas dimensões.
PESO: 2,31 kgf
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
Quantidade:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
EIXO - BANCADA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
004 AÇO 1045 01
1 : 2
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
8
30
R4
7
34
PESO: 0,015 kgf
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
CHAVETA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
005 AÇO 1045 002
2 : 1
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
3
4
1
2
R109
VISTA FRONTALESCALA 1 : 5
30
VISTA DIREITAESCALA 1 : 5
Nº DO ITEM NOME DA PEÇA DESCRIÇÃO QTD.
1 Disco de freio dianteiro F2015i 218 x 4 mm, aço inox 420 1
2 Parafuso M8 Sextavado interno 5
3 Arruela M8 5
4 Adaptador do disco de freio Aço 1045 1 DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
SUBCONJUNTO: DISCO DE FREIO
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
006 AÇO 1045 01
1:2
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
11
2
60
8
++
0,100,04
14,
30 + 0,
020
R11
94
A
A
5 FUROS M8 - 1,25
8
30
10
CORTE A-A
VISTA ISOMÉTRICA
PESO: 1,10 kgf
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
006/4 AÇO 1045 01
1:2
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
ADAPTADOR DO DISCO DE FREIO
4
3
2
1
VISTA FRONTALESCALA 1 : 5
VISTA DIREITAESCALA 1 : 5
VISTA POSTERIORESCALA 1 : 5
Nº DO ITEM NOME DA PEÇA QTD.
1 Anel elástico interno - 47 mm 1
2 Rolamento 6005 - SKF 1
3 Suporte - pinça 1
4 Pinça de freio - Suzuki Yes 125 1
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
SUBCONJUNTO: PINÇA DE FREIO
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
007 AÇO 1045 01
1:2
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
40 47
R32,5
100
93,
75
74,
45
33,
66
53,15
R20 R10
R10
R8
10
8
20 17 R14 A
A
REBAIXO DE 12 mm
R59
8
VISTA POSTERIOR
FURO M8 - 1,25
FURO M8 - 1,25
31,70 19,7
2 3,85 1,85
40
47
49
,5 + 0,
250
25,6
12
CORTE A-A
VISTA ISOMÉTRICA
PESO: 1,58 kgf
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
SUPORTE - PINÇA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
007/3 AÇO 1045 01
1:2
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
19
114
80
TERMINAL ROTULARPOS-8-A
TERMINAL ROTULARPOS-8-L
G
19
16
68
19
15
FURO M8 - 1,25 6 11
BUCHA ROSQUEADA (2)ESCALA 1 : 2
CORPO DA HASTEESCALA 1 : 2
CORPO DA HASTEESCALA 1 : 2
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
HASTE DE FIXAÇÃO DO SUPORTE
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
017 AÇO 1020 01
1 : 1
mm
3º
20/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
1380
610
342
5
7
8
10
4
6
1
2
3
9
11
12
Nº DO ITEM NOME DA PEÇA DIMENSÕES QTD.
1 Tubo transversal 570 x 50 x 20 mm 52 Tubo mancal 570 x 50 x 20 mm 23 Tubo lateral 1380 x 50 x 20 mm 4
4 Tubo suporte do motor 1380 x 610 x 300 mm 2
5Tubo contraventamento motor
100 x 20 x 20 mm 4
6 Cantoneira 300 x 25,4 x 3,18 mm 47 Pé amortecedor - 48 Tubo diagonal menor 660 x 20 x 20 mm 29 Tubo vertical motor 41 x 50 x 20 mm 410 Tubo lateral motor 212 x 20 x 20 mm 211 Tubo diagonal maior 1320 x 20 x 20 mm 1
12 Base de fixação da haste 30 x 28x 20 mm 1 DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
ESTRUTURA - BANCADA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
010/1 AÇO 1020 1
1 : 10
mm
1º
30/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
156
,5
134
257
212
1
380
610
126
181
G
96
342
100
20
45°
45°
606 208
190
50
25
8
8
PEÇA 10.4ESCALA 1 : 10
570
14
14
224,5 121
50
25
PEÇA 10.2ESCALA 1 : 10
PEÇA 10.5ESCALA 1 : 5
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
BANCADA - ESTRUTURA
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
010/2 AÇO 1020 01
1 : 10
mm
1º
30/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
20 2 2 30
28 1
8,60
15
8
DESENHO Nº:
COTAS: DATA:
MATERIAL:
TÍTULO:
ESCALA:
QUANTIDADE:
PROJETISTA:
DIEDRO:
TOLERÂNCIAS GERAIS:
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
SUPORTE - HASTE
BRUNO SOARES DO LIVRAMENTO
010/12 AÇO 1020 01
2:1
mm
1º
11/08/2017
A A
B B
C C
D D
6
6
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
