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HIROAKI KAWAGUCHI
COMPARAÇÃO DA ANÁLISE DE CONFORTO DE
FRENAGEM SUBJETIVA x OBJETIVA
DE UM VEÍCULO DE PASSEIO
Trabalho de Conclusão de Curso apresentado à
Escola Politécnica da Universidade de São
Paulo para obtenção do título de Mestre em
Engenharia Automotiva. (Mestrado
Profissionalizante)
São Paulo
2005
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HIROAKI KAWAGUCHI
COMPARAÇÃO DA ANÁLISE DE CONFORTO DE
FRENAGEM SUBJETIVA x OBJETIVA
DE UM VEÍCULO DE PASSEIO
Trabalho de Conclusão de Curso apresentado à
Escola Politécnica da Universidade de São Paulo
para obtenção do título de Mestre em Engenharia
Automotiva. (Mestrado Profissionalizante)
Área de Concentração: Engenharia Automotiva
Orientador: Prof. Dr. Tarcisio Antonio Hess Coelho
São Paulo
2005
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Este exemplar foi revisado e alterado em relação à versão original, sob
responsabilidade única do autor e com a anuência de seu orientador.
São Paulo, 16 de dezembro de 2005.
Assinatura do autor__________________________________
Assinatura do orientador______________________________
FICHA CATALOGRÁFICA
Kawaguchi, Hiroaki
Comparação da análise de conforto de frenagem subjetiva X
objetiva de um veículo de passeio / H. Kawaguchi. -- ed.rev. --
São Paulo, 2005.
p.
Trabalho de curso (Mestrado Profissionalizante em Engenha-
ria Automotiva). Escola Politécnica da Universidade de São
Paulo.
1.Automóveis 2.Freios 3.Frenagem 4.Conforto veicular I.Uni-
versidade de São Paulo. Escola Politécnica II.t.
Kawaguchi, Hiroaki
Comparação da análise de conforto de frenagem subjetiva X
objetiva de um veículo de passeio / H. Kawaguchi. -- ed.rev. --
São Paulo, 2005.
101p.
Trabalho de curso (Mestrado Profissionalizante em Engenha-
ria Automotiva). Escola Politécnica da Universidade de São
Paulo.
1.Automóveis 2.Freios 3.Frenagem 4.Conforto veicular I.Uni-
versidade de São Paulo. Escola Politécnica II.t.
iii
À minha esposa Ana Cristina, pelo
incentivo, paciência e colaboração nos
momentos difíceis.
Ao meu pai e a minha mãe (póstuma), pela
dedicação e incentivo à minha educação e
aperfeiçoamento profissional.
iv
AGRADECIMENTOS
Ao meu amigo e orientador, Prof. Dr. Tarcisio Antonio Hess Coelho, pelo grande apoio,
paciência e incentivo na elaboração deste trabalho.
Aos meus amigos Geraldo José Gardinalli e Carlos Börder, pelo incentivo, apoio e
compromisso durante todo o curso do mestrado profissional e em especial, na elaboração
deste trabalho final.
À TRW Automotive – Chassis Systems, em especial, aos meus amigos Aparecido Zanarelli,
Marcelo Arronilas Fernandes, Sérgio Roberto Berteloni e Maércio Aparecido Gachet pela
colaboração na obtenção de material e dos dados experimentais para elaboração deste
trabalho.
À Robert Bosch – Chassis Systems, em especial ao meu amigo Paulo Lourente pela
colaboração na obtenção de informações para elaboração deste trabalho.
A todos que, direta ou indiretamente, colaboraram na execução deste trabalho.
v
SUMÁRIO
LISTA DE FIGURAS..........................................................................................................vii
LISTA DE TABELAS..........................................................................................................xi
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS.........................................................................xii
LISTA DE SÍMBOLOS.......................................................................................................xiii
RESUMO..............................................................................................................................xv
ABSTRACT..........................................................................................................................xvi
1. INTRODUÇÃO.................................................................................................................1
2. REVISÃO DA LITERATURA........................................................................................4
2.1. Conceitos Básicos......................................................................................................4
2.2. O Sistema de Freio.....................................................................................................5
2.2.1. Pedal de Freio....................................................................................................8
2.2.2. Servo-freio.........................................................................................................8
2.2.3. Cilindro Mestre.................................................................................................12
2.2.4. Freio a Tambor..................................................................................................19
2.2.5. Freio a Disco.....................................................................................................24
2.2.6. Dispositivos de controle de pressão.................................................................29
2.2.7. Configurações do circuito hidráulico do freio..................................................33
2.3. Revisão Teórica do Sistema de Freios.......................................................................35
2.3.1. O conceito de Aderência...................................................................................35
2.3.2. Dinâmica da frenagem......................................................................................41
2.3.3. Curva de distribuição de frenagem...................................................................45
3. CONFORTO DE FRENAGEM......................................................................................49
3.1. Introdução..................................................................................................................49
3.2. Análise Objetiva do Conforto de Frenagem..............................................................52
4. METODOLOGIA.............................................................................................................58
4.1. Avaliação Subjetiva...................................................................................................58
4.2. Avaliação Objetiva....................................................................................................60
vi
4.3. Modelagem dinâmica da frenagem em linha reta......................................................68
4.4. Veículo Testado.........................................................................................................71
5. RESULTADOS.................................................................................................................73
5.1. Resultados dos materiais de atrito..............................................................................73
5.2. Resultados da avaliação de absorção dos freios a disco............................................77
5.3. Resultados da modelagem matemática......................................................................80
5.3.1. Coeficientes de atrito iguais entre a pastilha original e a pastilha proposta.....81
5.3.2. Coeficientes de atrito diferentes entre a pastilha original e a pastilha
proposta............................................................................................................83
5.4. Resultado das provas experimentais..........................................................................86
5.5. Resultados da avaliação subjetiva..............................................................................87
6. DISCUSSÃO DOS RESULTADOS................................................................................89
7. CONCLUSÕES.................................................................................................................94
8. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS............................................................................97
9. BIBLIOGRAFIA CONSULTADA..................................................................................101
vii
LISTA DE FIGURAS
Figura 2.1 – Sistema de freio convencional de um automóvel de passeio................................5
Figura 2.2 – Sistema de freio convencional com assistência eletrônica de um automóvel
de passeio......................................................................................................................6
Figura 2.3 – Sistema de freio eletro-hidráulico (SBC)..............................................................7
Figura 2.4 – Alavanca do pedal de freio....................................................................................8
Figura 2.5 – Servo-freio a vácuo de dupla camada...................................................................10
Figura 2.6 – Servo-freio a vácuo tandem..................................................................................11
Figura 2.7 – Cilindro mestre convencional em repouso...........................................................13
Figura 2.8 – Cilindro mestre convencional durante a aplicação do freio.................................14
Figura 2.9 – Cilindro mestre convencional durante a liberação do freio.................................15
Figura 2.10 – Tipos de cilindro mestre.....................................................................................15
Figura 2.11 – Danos nos lábios da gaxeta de vedação num cilindro mestre convencional
durante o funcionamento do ABS.................................................................................16
Figura 2.12 – Cilindro mestre com válvula central na posição de repouso..............................16
Figura 2.13 – Cilindro mestre com válvula central durante a aplicação do freio.....................17
Figura 2.14 – Cilindro mestre com válvula central durante a liberação do freio.....................18
Figura 2.15 – Reservatório do Cilindro Mestre........................................................................18
Figura 2.16 – Freio a tambor simplex.......................................................................................20
Figura 2.17 – Freio a tambor duplex e duo-duplex..................................................................20
Figura 2.18 – Freio a tambor uni-servo e duo-servo................................................................20
Figura 2.19 – Freio a tambor simplex com mecanismo de freio de estacionamento...............21
Figura 2.20 – Mecanismo de regulagem automática do freio a tambor...................................22
Figura 2.21 – Regulagem automática com compensação térmica...........................................22
viii
Figura 2.22 – Fatores de freio C* em função do coeficiente de atrito e velocidade de
início da frenagem............................................................................................23
Figura 2.23 – Tipos de freio a disco: (a) tipo fixo; (b) tipo flutuante......................................25
Figura 2.24 – Mecanismo de auto-regulagem dos freios a disco.............................................26
Figura 2.25 – Freio a disco tipo fixo........................................................................................26
Figura 2.26 – Freio a disco tipo flutuante................................................................................27
Figura 2.27 – Freio a disco flutuante com mecanismo de freio de estacionamento................28
Figura 2.28 – Efeito da transferência dinâmica de carga.........................................................29
Figura 2.29 – Curva de distribuição de frenagem instalada....................................................30
Figura 2.30 – Comportamento da válvula de corte fixo..........................................................31
Figura 2.31 – Válvula sensível à carga....................................................................................32
Figura 2.32 – Comportamento da válvula sensível à carga.....................................................33
Figura 2.33 – Configurações hidráulicas típicas do sistema de freio......................................34
Figura 2.34 – Mecanismo de contato pneu-pavimento............................................................35
Figura 2.35 – Roda rolando livre (a); roda sob frenagem (b)..................................................37
Figura 2.36 – Forças atuantes no pneu durante uma frenagem em curva................................38
Figura 2.37 – Capacidade de transmissão de força nos sentidos longitudinal e lateral,
em função do escorregamento longitudinal (pneu radial 205/60 R15 com 2 bar
de pressão, carga dinâmica de 4000N e camber 0)......................................................39
Figura 2.38 – Comportamento de aderência pneu-pavimento.................................................41
Figura 2.39 – Sistema de coordenadas conforme SAE J670e.................................................42
Figura 2.40 – Sistema de forças atuantes numa frenagem em pavimento plano....................43
Figura 2.41 – Curva de distribuição de frenagem...................................................................46
Figura 2.42 – Raio efetivo r
r
e raio dinâmico do pneu r
r
........................................................47
Figura 3.1 – Exemplo de um item de avaliação subjetiva realizada por montadoras............51
ix
Figura 3.2 – Propriedades de ganho de força de pedal ótima...................................................53
Figura 3.3 – Método de Cálculo do Índice de Sensação de Frenagem (BFI)...........................54
Figura 4.1 – Dispositivo para medição da absorção volumétrica.............................................62
Figura 4.2 – Esquema de um dinamômetro de inércia automotivo..........................................63
Figura 4.3 – Dispositivo de medição da compressibilidade da pastilha...................................64
Figura 4.4 – Dinamômetro de inércia para análise de ruído e vibrações..................................64
Figura 4.5 – Esquema de um dinamômetro de chassis.............................................................65
Figura 4.6 – Fluxograma do programa de simulação matemática para análise objetiva de
conforto de frenagem....................................................................................................66
Figura 4.7 – Tela de dados de entrada do programa de cálculo do sistema de freio................67
Figura 5.1 – Comparativo da compressibilidade entre a pastilha original e a proposta...........74
Figura 5.2 – NPS máximo por freada para a pastilha original.................................................75
Figura 5.3 – NPS máximo por freada para a pastilha proposta................................................76
Figura 5.4 – Teste de ruído da pastilha original realizado conforme procedimento interno....77
Figura 5.5 – Teste de ruído da pastilha proposta realizado conforme procedimento interno...77
Figura 5.6 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 30bar)...........................79
Figura 5.7 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 70bar)...........................79
Figura 5.8 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 100bar).........................80
Figura 5.9 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente
de atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora A).....................................81
Figura 5.10 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente
de atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora B).....................................82
x
Figura 5.11 – Curso do pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente
de atrito entre as pastilha original e proposta (Montadora B).......................................82
Figura 5.12 – Curso do pedal x força do pedal, considerando o mesmo coeficiente de
atrito entre a pastilha original e proposta (Montadora B).............................................83
Figura 5.13 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes
coeficientes de atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora A).................84
Figura 5.14 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes
coeficientes de atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora B).................84
Figura 5.15 – Curso do pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes coeficientes
de atrito entre as pastilha original e proposta (Montadora B).......................................85
Figura 5.16 – Curso do pedal x força do pedal, considerando diferentes coeficientes de
atrito entre a pastilha original e proposta (Montadora B).............................................85
Figura 5.17 – Esforço de Pedal x Desaceleração: Medições Experimentais x
Modelagem Matemática...............................................................................................86
Figura 5.18 – Curso de Pedal x Desaceleração: Medições Experimentais x
Modelagem Matemática...............................................................................................87
xi
LISTA DE TABELAS
Tabela 2.1 – Valores típicos de aderência longitudinal............................................................40
Tabela 4.1 – Avaliação Subjetiva: Itens relacionados ao conforto de frenagem......................60
Tabela 4.2 – Definição dos Critérios de Pontuação para o “Screening Test”...........................60
Tabela 4.3 – Dados do veículo de teste....................................................................................72
Tabela 5.1 – Coeficientes de atrito obtidos conforme AK-Master Dynamometer
Program Test................................................................................................................73
Tabela 5.2 – Compressibilidade da pastilha.............................................................................74
Tabela 5.3 – Dados de pressão de acomodação.......................................................................78
Tabela 5.4 – Absorção volumétrica comparativa em função da pressão aplicada
(condição de teste: pressão de medição 30 bar)............................................................78
Tabela 5.5 – Absorção volumétrica para a pressão de leitura de 30bar....................................80
Tabela 5.6 – Resultados da Avaliação Subjetiva......................................................................88
Tabela 6.1 – Força de pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
).......................................90
Tabela 6.2 – Curso no pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
)......................................90
Tabela 6.3 – Força de pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
).......................................90
Tabela 6.4 – Curso no pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
)......................................91
xii
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
ABS Anti-lock Braking System
ABNT Associação Brasileira de Normas Técnicas
BA Brake Assistant
BBW Brake-by-Wire
CG Centro de Gravidade
DIN Deutsches Institut für Normung
EBD Electronic Braking Distribution
ECE Economic Commission for Europe
EMB Electromechanical Brake
ESP Electronic Stability Program
FMVSS Federal Motor Vehicle Safety Standard
HDC Hill Descent Control
NHTSA National Highway Traffic Safety Administration
NPS Nível de Pressão Sonora
SAE Society of Automotive Engineers
SBC Sensotronic Brake Control
TCS Traction Control System
xiii
LISTA DE SÍMBOLOS
A
MC
área do êmbolo do cilindro mestre [mm
2
]
A
WC
área do êmbolo do cilindro de roda ou do êmbolo do freio a disco
[mm
2
]
b desaceleração [m/s
2
]
BF ou C* fator de freio [adimensional]
BF
f
fator do freio dianteiro [adimensional]
BF
t
fator do freio traseiro [adimensional]
F
1
soma das forças de resistência impostas pelo solo à roda dianteira [N]
F
2
soma das forças de resistência impostas pelo solo à roda traseira [N]
F
f
força de frenagem imposta pelo freio dianteiro [N]
F
P
força no pedal de freio [N]
F
S
força lateral [N]
F
t
força de frenagem imposta pelo freio traseiro [N]
F
Xi
força de frenagem máxima atuante no pneu [N]
g aceleração da gravidade [m/s
2
]
H altura do CG em relação ao solo [mm]
i designação do eixo [adimensional]
l
o
curso morto [mm]
l
p
Relação do pedal de freio [adimensional]
L distância entre eixos [mm]
L
f
distância do CG ao eixo dianteiro [mm]
L
t
distância do CG ao eixo traseiro [mm]
m massa total do veículo [kg]
p
o
pressão pré-operativa, necessária para que as sapatas ou pastilhas
entrem em contato com o tambor ou disco [bar]
p
1
pressão hidráulica de fluido que alimenta os freios de roda [bar]
R
D
ou r
r
raio dinâmico do pneu [mm]
r
ef
ou r
f
raio efetivo do disco de freio [mm]
r
et
raio efetivo do tambor de freio [mm]
S
p
curso do pedal de freio [mm]
v
F
velocidade linear longitudinal da roda [m/s]
xiv
v
U
velocidade tangencial do pneu [m/s]
V
i
perda de volume de cada componente de freio [cm
3
]
W força peso [N]
W
b
ou W
bi
peso dinâmico sobre o eixo [N]
W
bf
peso dinâmico sobre o eixo dianteiro [N]
W
bt
peso dinâmico sobre o eixo traseiro [N]
W
f
peso estático sobre o eixo dianteiro [N]
W
t
peso estático sobre o eixo traseiro [N]
η
Cf
eficiência do freio a disco [adimensional]
η
Ct
eficiência do freio a tambor [adimensional]
η
p
eficiência do pedal do freio [adimensional]
λ escorregamento [adimensional]
µ
f
aderência longitudinal do eixo dianteiro [adimensional]
µ
L
ou µ
HF
aderência longitudinal [adimensional]
µ
s
aderência na direção lateral [adimensional]
µ
sf
aderência na direção lateral, eixo dianteiro [adimensional]
µ
st
aderência na direção lateral, eixo traseiro [adimensional]
µ
t
aderência longitudinal do eixo traseiro [adimensional]
ω velocidade angular da roda [rad/s]
xv
RESUMO
Considerando o nível de competitividade do mercado automobilístico atual, a
satisfação do cliente tem se tornado uma vantagem competitiva a ser considerada, devido ao
aumento da expectativa dos clientes em relação à percepção da qualidade. Neste aspecto, uma
das maiores dificuldades existentes no projeto de sistemas de freio reside no fato de
transformar informações e/ou opiniões subjetivas em informações e/ou dados objetivos, tais
como parâmetros de projeto.
O presente trabalho investiga a análise objetiva do conforto de frenagem de
automóveis de passeio, estabelecendo indicadores que auxiliem e/ou complementem as
análises subjetivas normalmente utilizadas pela empresa, para um estudo de caso envolvendo
a mudança de material de atrito da pastilha do freio a disco de um automóvel de passeio.
Foram utilizados para a análise objetiva, programas de simulação
computacional para analisar o desempenho do sistema de freio com relação aos indicadores
estabelecidos. Os dados obtidos através desta simulação foram comparados, tanto com os
resultados da avaliação subjetiva, quanto aos resultados de medições experimentais do veículo
analisado, buscando analisar a correlação dos resultados.
Ao final do trabalho, da comparação realizada entre a avaliação subjetiva e a
avaliação objetiva observou-se uma melhoria no conforto de frenagem aos usuários, apesar de
ser imperceptível na avaliação subjetiva. Esta ferramenta será muito importante no
estabelecimento da curva de conforto de frenagem ótima para os novos desenvolvimentos de
sistemas de freio eletrohidráulicos, denominados “brake-by-wire” (BBW).
xvi
ABSTRACT
Considering today’s competitive automotive market, the customer satisfaction
has become a competitive advantage to be considered, due to the customer expectation
increasing regarding the quality perception. In this aspect, one of biggest existing difficulties
in the brake system design is to transform subjective information and/or opinions into
objective information and/or data, such as design parameters.
The present study investigates the objective analysis of the brake pedal feeling
for passenger cars, establishing index that can support and/or complement the subjective
analysis, usually used by our company, for a study case involving the friction material change
of passenger car’s caliper brake pad.
The computational simulation program has been used for the objective
analysis, to analyze the brake system performance based on established index. The obtained
data through this simulation was compared with the subjective evaluation results as much as
with experimental measurements results of the analyzed vehicle, analyzing the correlation of
results.
To the end of this study, based on the comparison between subjective
evaluation and objective evaluation, it observed a brake comfort improvement for drivers,
instead of this characteristic would be imperceptive in subjective evaluation. This tool will be
very important in the optimum comfort curve establishment for the new developments of
electro-hydraulic brake systems, called "brake-by-wire" (BBW).
1
1. INTRODUÇÃO
Historicamente, os projetos de sistemas de freio de automóveis de passeio
sempre levaram em conta como objetivo principal, o atendimento das normas
regulamentadoras, que são estabelecidas por órgãos governamentais que regulamentam o
trânsito de veículos em seus países. Como principais exemplos destas normas, temos a
regulamentação Federal Motor Vehicle Safety Standard (FMVSS) 135, estabelecida pela
National Highway Traffic Safety Administration (NHTSA) dos Estados Unidos da América e
a regulamentação Economic Commision for Europe (ECE) 13 e 13H estabelecida pela
Comunidade Econômica Européia. Similarmente no Brasil, o Conselho Nacional de Trânsito
(CONTRAN) também estabelece a sua regulamentação para sistemas de freio – o CONTRAN
777/93 e as Normas Técnicas NBR-10966 (Norma NB-1253), NBR-10967 (Método MB-
3160), NBR-10968 (Método MB-3161), NBR-10969 (Norma NB-1254) e NBR-10970
(Norma NB-1255) da Associação Brasileira de Normas Técnicas (ABNT), que são baseadas
em parte na regulamentação européia ECE-13/05.
Tais regulamentações estabelecem basicamente os requisitos mínimos os quais
os veículos devem atender para que possam trafegar oferecendo o nível mínimo de segurança
não só para o motorista e passageiros, como também para as pessoas e veículos que circulam
ao redor do mesmo. Dentro destes requisitos, são estabelecidos limites para esforços máximos
para acionamento do pedal de freio e da alavanca de freio de estacionamento, desacelerações
mínimas e/ou distâncias de parada máximas sobre certas condições de frenagem, sejam elas
em condições normais de funcionamento ou simulando condições de falha no sistema de
freio. Contudo, o atendimento dessas regulamentações não indica, necessariamente, que os
automóveis apresentem uma boa sensação no uso de pedal de freio no momento da frenagem
do veículo, uma vez que, todos os automóveis em circulação apesar de atenderem tais
2
regulamentações, oferecem sensações de conforto muito diferentes aos motoristas, durante o
acionamento do pedal de freio.
Considerando o nível de competitividade do mercado automobilístico atual, a
satisfação do cliente tem se tornado uma vantagem competitiva a ser considerada, devido ao
aumento da expectativa dos clientes em relação à percepção da qualidade. O atendimento
destas expectativas pode resultar em sucesso ou fracasso nas vendas dos veículos lançados no
mercado. Portanto, as sensações de conforto de frenagem exercem sua relevância em relação à
percepção da qualidade, pelo fato de ser um dos primeiros pontos de contatos com que o
motorista/cliente tem com o veículo em movimento.
Desta forma, uma das maiores dificuldades existentes no projeto de sistemas
de freio reside no fato de transformar opiniões, informações e/ou expectativas dos
motoristas/clientes, que normalmente são subjetivas, em parâmetros ou dados de projeto, que
normalmente são numéricos, ou seja, objetivos. Mesmo as análises de conforto de frenagem
realizadas tanto por parte da indústria automotiva quanto por parte da imprensa especializada
se baseiam em critérios subjetivos, de modo que os seus resultados dependem pura e
exclusivamente da sensibilidade do avaliador em transformar as sensações em dados
realmente úteis ao engenheiro projetista.
Este trabalho tem por objetivo estudar os critérios relativos ao conforto do
usuário em projetos de sistemas de freio de automóveis de passeio de modo a propor métodos
quantitativos, através de indicadores que auxiliem e/ou complementem as análises subjetivas
que são atualmente utilizadas nos projetos de sistemas de freio, de tal maneira que esta
avaliação se torne independente do “gosto” dos avaliadores. A utilização de métodos
quantitativos permitirá que sejam realizadas análises numéricas de desempenho do sistema de
freio, possibilitando avaliar o comportamento do sistema de freio de um veículo, seja ele
existente ou totalmente novo.
3
Com relação à estrutura desta dissertação, o capítulo 2 se inicia com uma
revisão da literatura, apresentando os conceitos básicos sobre os sistemas de freios de um
automóvel de passeio, a descrição de seus componentes e suas funções dentro do sistema. É
apresentada também a caracterização dos diferentes tipos de componentes, que normalmente
são encontrados nos veículos.
Ainda no capítulo 2, será apresentada a modelagem matemática básica para
cálculo do sistema de freio de um veículo, considerando as forças de frenagem atuantes em
um veículo trafegando em linha reta.
No capítulo 3 são tratados os métodos descritos por diversos autores sobre a
análise de conforto de frenagem, estabelecendo a ligação entre os dados subjetivos obtidos
por clientes/motoristas, sejam eles consumidores ou técnicos especialistas, e os parâmetros
objetivos a serem definidos que representassem a opinião do cliente.
O capítulo 4 descreve o procedimento adotado na análise subjetiva e objetiva
do conforto de frenagem para o estudo de caso proposto, a modelagem escolhida,
mencionando o programa computacional utilizado, os cálculos realizados e a característica do
veículo selecionado para análise.
O capítulo 5 revela os resultados obtidos através da análise subjetiva e objetiva
do conforto de frenagem, através da aplicação do programa computacional para o estudo de
caso. Além disso, também se apresentam resultados de medição experimental no veículo para
serem comparados com os resultados obtidos na simulação matemática.
No capítulo 6, desenvolve-se uma discussão sobre os resultados das avaliações
objetivas, a serem obtidas nas simulações realizadas ou constatadas experimentalmente, e
comparadas com os resultados obtidos na avaliação subjetiva.
No capítulo 7, apresentam-se as principais conclusões do trabalho e também
são incluídas sugestões de temas para pesquisas futuras.
4
2. REVISÃO DA LITERATURA
2.1. Conceitos Básicos
O sistema de freio é parte fundamental de um veículo, pois permite seu uso
adequado e seguro em condições de tráfego nas ruas e estradas. Devido a sua importância na
segurança do veículo, requisitos legais que regulamentam o seu funcionamento e o seu
desempenho são estabelecidos por vários órgãos reguladores do tráfego de automóveis em
vários países.
Em linhas gerais, um sistema de freio de um veículo automotor, deve cumprir
as seguintes tarefas fundamentais (LIMPERT, 1999; BAUER, 2003):
• Reduzir a velocidade do veículo em movimento, aumentando a taxa de desaceleração do
mesmo;
• Parar o veículo completamente;
• Manter a velocidade do veículo, impedindo a aceleração não desejada durante o seu
trajeto em um declive;
• Manter o veículo estacionado quando este está completamente parado.
Estas tarefas fundamentais devem ser desempenhadas em sua totalidade em
condições normais de uso, e com um menor grau de eficiência durante uma falha do sistema.
Conseqüentemente, os freios podem ser classificados como (LIMPERT, 1999):
• Freios de serviço, responsável pela execução das três primeiras tarefas em sua totalidade;
• Freios secundários ou de emergência, que executam as três primeiras tarefas, mas com um
menor grau de eficiência durante a falha parcial do sistema; e
• Freio de estacionamento, que é responsável pela execução da última tarefa fundamental.
5
2.2. O Sistema de Freio
Nos modernos automóveis de passeio, os sistemas de freio podem ser
classificados em convencionais e eletrônicos (BAUER, 2003).
Os sistemas de freio convencionais são comumente aplicados em quase toda a
totalidade dos automóveis de passeio, devido ao seu custo menor frente aos eletrônicos. A
seqüência de frenagem é iniciada pela aplicação de uma força mecânica no pedal de freio que
é transformada em pressão hidráulica pelo conjunto servo-freio / cilindro mestre, que por
conseqüência, aciona os freios de roda.
A figura 2.1 apresenta um típico sistema de freio convencional de acionamento
mecânico-hidráulico, utilizado em automóveis de passeio.
(1) freio a disco dianteiro; (2) flexível de freio; (3) conexão hidráulica; (4) tubo de freio;
(5) cilindro mestre; (6) reservatório; (7) servo-freio; (8) pedal de acionamento do freio;
(9) alavanca do freio de estacionamento; (10) cabo do freio de estacionamento;
(11) válvula reguladora sensível à carga; (12) freio a tambor traseiro.
Figura 2.1 – Sistema de freio convencional de um automóvel de passeio (BAUER, 2003).
6
Neste sistema, a intensidade da frenagem e a sua duração são determinadas
pela ação do motorista.
Os sistemas de freio eletrônicos buscam desempenhar basicamente duas
funções:
• Complementação das funções de segurança ao motorista, quando aplicado em conjunto
com os freios convencionais. Nesta classe, encontram-se os sistemas Anti-lock Brake
Systems (ABS), Electronic Stability Program (ESP), Brake Assistant (BA), Electronic
Brake Distribution (EBD) e Hill Descent Control (HDC). A figura 2.2 apresenta um
típico sistema de freio convencional com assistência eletrônica;
(1) pedal de acionamento do freio; (2) servo-freio; (3) cilindro mestre; (4) reservatório;
(5) tubo de freio; (6) flexível de freio; (7) freio a disco dianteiro; (8) sensor de velocidade;
(9) modulador hidráulico; (10) unidade de controle do ABS;
(11) lâmpada de advertência de falha do ABS
Figura 2.2 – Sistema de freio convencional com assistência eletrônica de
um automóvel de passeio (BAUER, 2003).
7
• Realização da conexão entre pedal de freio e freios de roda através de sinais elétricos,
eliminando parcial ou totalmente a transmissão de pressão hidráulica. Nesta classe,
encontramos os Brake-by-Wire (BBW), representado pelos Sensotronic Brake Control
(SBC) e Electromechanical Brake (EMB). A figura 2.3 apresenta um sistema de freio
eletrônico, do tipo eletro-hidráulico (SBC).
(1) sensor de velocidade ativo com sensor de direção; (2) unidade de gerenciamento do motor;
(3) unidade de gerenciamento do SBC; (4) sensor aceleração lateral e guinada;
(5) modulador hidráulico; (6) unidade de atuação com sensor de curso de pedal;
(7) sensor de ângulo de esterçamento.
Figura 2.3 – Sistema de freio eletro-hidráulico (SBC) (BAUER, 2003).
Os principais componentes do sistema de freio convencional são descritos a
seguir:
8
2.2.1. Pedal de Freio
O pedal de freio, conforme a figura 2.4, é uma alavanca que normalmente fica
suspensa e se encontra localizado ao lado esquerdo do pedal do acelerador. Sua função é
transmitir a força de acionamento do motorista ao sistema de freio, trabalhando como uma
alavanca multiplicadora de força, que aciona o sistema de atuação do freio, composto pelo
conjunto servo-freio e cilindro mestre. Estes por sua vez, convertem a força mecânica de
entrada em pressão hidráulica para os freios de roda (BAUER, 2003).
(1) servo-freio; (2) painel do compartimento do motor; (3) mola de retorno;
(4) haste de acionamento; (5) fixação; (6) pino de articulação; (7) pedal.
Figura 2.4 – Alavanca do pedal de freio (BAUER, 2003).
A ação multiplicadora da força de pedal de freio é determinada pela relação do
pedal de freio, que influencia em parte a sensação no pedal de freio que o motorista sente.
2.2.2. Servo-freio
O servo-freio é um dispositivo auxiliar que amplifica a força aplicada pelo
motorista durante a frenagem do veículo, com objetivo de aumentar o poder e a eficácia da
frenagem, ao mesmo tempo em que melhora o seu conforto. Normalmente é fornecido em
conjunto com o cilindro mestre, formando uma única unidade, denominada de atuação,
9
facilitando não só o seu manuseio durante a sua montagem na linha de produção da
montadora, como garante a integridade e o perfeito funcionamento tanto do servo-freio quanto
do cilindro mestre (BAUER, 2003).
Podemos encontrar os seguintes tipos de servo-freio: servos-freios com
assistência a vácuo e servos-freios com assistência hidráulica.
O tipo de servo-freio mais comumente encontrado nos automóveis de passeio é
aquele cuja assistência é dada pelo vácuo, que é gerada no coletor de admissão nos veículos
com motor ciclo Otto, movidos à gasolina e/ou a álcool. O nível de vácuo gerado no coletor
de admissão, com a válvula borboleta fechada, pode chegar a aproximadamente 0,8 bar
(BOSCH, 2004). Para motores com nível baixo de vácuo, como os motores ciclo Diesel,
normalmente são utilizadas bombas de vácuo. Para suprir a necessidade dos servos-freios, as
bombas de vácuo são instaladas junto aos motores de forma independente ou ligadas a outros
componentes, tais como alternadores ou bombas da direção hidráulica (BOSCH, 2004).
Existem duas versões de servos-freios a vácuo, ambas com funcionamento
similar, a saber:
• Servo-freio de dupla câmara (figura 2.5);
• Servo-freio tandem, ou de quatro câmaras (figura 2.6);
10
(1) haste do cilindro mestre; (2) mola; (3) câmara de vácuo e válvula de retenção;
(4) diafragma e disco do diafragma; (5) pistão de acionamento; (6) êmbolo sensor;
(7) válvula dupla; (8) corpo de válvula; (9) filtro de ar; (10) haste de conexão;
(11) assento da válvula; (12) câmara de trabalho.
Figura 2.5 – Servo-freio a vácuo de dupla câmara (BAUER, 2003).
No funcionamento do servo-freio de dupla câmara, o diafragma que é
produzido em elastômero SBR (Item 4, figura 2.5), encontra-se fixada ao disco do diafragma,
separando duas câmaras, a de vácuo (Item 3, figura 2.5) e a de trabalho (Item 12, figura 2.5).
Quando o freio não é aplicado, as duas câmaras encontram-se interligadas através de
cavidades no interior do corpo de válvula (Item 8, figura 2.5), de modo que haja vácuo em
ambas as câmaras. Ao iniciar o acionamento do pedal de freio, a haste de conexão (Item 10,
figura 2.5) movimenta o êmbolo sensor (Item 6, figura 2.5), permitindo a passagem de ar
atmosférico pelos filtros (Item 9, figura 2.5) à câmara de trabalho. Ao mesmo tempo, a ação
das molas em conjunto com a haste de conexão movimenta a válvula dupla (Item 7, figura
2.5), de modo que a câmara de vácuo não seja atingida pelo ar atmosférico.
A diferença de pressão entre as duas câmaras (vácuo na câmara de vácuo e
pressão atmosférica na câmara de trabalho) gera uma força resultante que é aplicada ao
diafragma sobre o disco do diafragma, que por sua vez, estando ligado ao pistão de
11
acionamento (Item 5, figura 2.5), movimenta-o, auxiliando a força de pedal transmitida pela
haste de conexão.
Ao liberar o pedal de freio, o servo-freio volta a sua condição original,
interligando as duas câmaras para uma próxima frenagem.
(1) haste do cilindro mestre; (2) mola; (3) câmara de vácuo II e válvula de retenção;
(4) diafragma II e disco do diafragma II; (5) câmara de vácuo I; (6) divisão;
(7) diafragma I; (8) cilindro de acionamento; (9) êmbolo sensor; (10) válvula dupla;
(11) corpo de válvula; (12) filtro de ar; (13) haste de conexão; (14) assento da válvula;
(15) câmara de trabalho I; (16) câmara de trabalho II.
Figura 2.6 - Servo-freio a vácuo tandem (BAUER, 2003).
No servo-freio tandem ou de quatro câmaras a vácuo, o seu funcionamento é
similar ao servo-freio de dupla câmara, sendo que neste caso possui duas câmaras de vácuo
(Itens 3 e 5, figura 2.6) e duas câmaras de trabalho (Itens 15 e 16, figura 2.6). Quando os
freios não estão aplicados há vácuo nas quatro câmaras do servo-freio. Contudo uma vez
acionado o êmbolo sensor (Item 9, figura 2.6), esta libera a passagem de ar para as duas
câmaras de trabalho, enquanto a válvula dupla (Item 10, figura 2.6) fecha a passagem das
câmaras de vácuo à pressão atmosférica.
12
Os servos-freios tandem podem ser compostos de câmaras com diafragmas de
diâmetros iguais ou diferentes, sendo que no caso de diâmetros diferentes, o maior diâmetro
sempre está do lado de fixação do servo-freio na carroceria. O uso dos servos-freios tandem
proporciona uma capacidade de auxílio muito maior que os de dupla câmara, contudo,
apresentam custos mais elevados que os de dupla câmara e, normalmente apresentam
respostas mais lentas, influenciando o conforto de frenagem.
A forma construtiva utilizada nos servos-freios permite que, mesmo que haja
danos no diafragma ou problemas na geração de vácuo, não permite que seja afetado o
funcionamento do sistema de freio, apesar da perda da assistência originária do auxílio do
vácuo.
Nos servos-freios hidráulicos, a assistência é obtida através de uma bomba
hidráulica de alta pressão acionada pelo motor do veículo e oferece o mesmo nível de
assistência que é fornecida pelos servos-freios a vácuo ao motorista. Geralmente, esses
servos-freios são conectados ao sistema da direção hidráulica, compartilhando a mesma
bomba. Comparado aos servos-freios a vácuo, apresentam custos maiores de manufatura e são
mais pesados, tornando sua aplicação aconselhável somente aos casos onde haja restrição na
instalação de um servo-freio a vácuo.
2.2.3. Cilindro Mestre
O cilindro mestre realiza a conversão da força exercida pelo motorista no
pedal, devidamente amplificada pelo servo-freio, na pressão hidráulica que é aplicada no
circuito de freio, de forma proporcional à força do pedal, para acionamento dos freios das
rodas. A figura 2.7 mostra um cilindro mestre convencional comumente utilizado em
automóveis de passeio sem sistema ABS (LUCAS, 1995a).
13
(1) circuito secundário; (2) furo de compensação, circuito secundário; (3) furo de alimentação,
circuito secundário; (4) êmbolo secundário; (5) gaxeta de isolamento; (6) circuito primário;
(7) furo de compensação, circuito primário; (8) furo de alimentação, circuito primário;
(9) êmbolo primário; (10) vedação traseira; (11) espaçador, êmbolo primário; (12) gaxeta de
recuperação; (13) espaçador, êmbolo secundário; (14) gaxeta de recuperação, êmbolo
secundário.
Figura 2.7 – Cilindro mestre convencional em repouso (LUCAS, 1995a).
As figuras 2.7, 2.8 e 2.9 mostram respectivamente as condições do cilindro
mestre convencional em repouso (sem aplicação da força do pedal), durante a aplicação e na
liberação do freio.
Na condição de repouso, ambos os furos de compensação (Item 2 e 7, figura
2.7) de ambos os êmbolos estão abertos e não há pressão no sistema de freio. Quando o pedal
de freio é acionado, o movimento é transmitido ao êmbolo primário através da haste do
cilindro mestre (Item 3, figura 2.8). No momento em que a gaxeta de recuperação (Item 4,
figura 2.8) ultrapassar o furo de compensação (Item 1, figura 2.8), a câmara primária é selada
14
e inicia-se o aumento de pressão. Na região posterior do êmbolo primário, o furo de
alimentação (Item 6, figura 2.8) encarrega-se de mantê-la preenchida com fluido de freio.
(1) furo de compensação; (2) êmbolo primário; (3) haste do cilindro mestre;
(4) gaxeta de recuperação; (5) câmara anelar; (6) furo de alimentação.
Figura 2.8 – Cilindro mestre convencional durante a aplicação do freio (LUCAS, 1995a).
Praticamente ao mesmo tempo, o furo de compensação do êmbolo secundário é
fechado e o aumento de pressão é iniciado. A diferença de pressão entre as duas câmaras é de
até 0,5 bar (LUCAS, 1995a).
Quando o pedal é liberado, ambos os êmbolos retornam a posição de repouso,
e, portanto, os freios de roda são liberados. Entretanto, a força das molas de retorno faz com
que ambos os êmbolos retornem na sua posição de repouso muito mais rapidamente que o
fluxo de fluido de freio. Deste modo, a diferença de pressão gerada pelo retorno dos êmbolos
colapsa a gaxeta de recuperação (Item 4, figura 2.9), permitindo que haja fluxo de fluido pelos
furos (Item 7, figura 2.9) do êmbolo primário (Item 2, figura 2.9), através do furo de
alimentação (Item 6, figura 2.9), preenchendo a câmara primária e eliminando esta diferença
de pressão. A mesma situação ocorre no êmbolo secundário.
15
(2) êmbolo primário; (4) gaxeta de recuperação; (6) furo de alimentação;
(7) furos do êmbolo primário.
Figura 2.9 – Cilindro mestre convencional durante a liberação do freio (LUCAS, 1995a).
Para configurações de automóveis com sistema ABS, normalmente são
utilizados cilindros mestres com válvula central. A figura 2.10 (Tipo 2) mostra um cilindro
mestre com a válvula central incorporada no êmbolo secundário. Uma outra configuração
possível é mostrada na figura 2.10 (Tipo3), com duas válvulas centrais, que é aplicado em
veículos com sistemas de controle de tração ou ESP (LUCAS, 1995a).
Figura 2.10 – Tipos de cilindro mestre (LUCAS, 1995a).
16
A utilização da válvula central nas aplicações com ABS se deve ao fato da
possibilidade de ocorrência de danos nos lábios das gaxetas de vedação, como mostra a figura
2.11, durante o seu funcionamento, uma vez que picos de até 200 bar de pressão são aplicados
no cilindro mestre decorrente da regulagem de pressão dos freios de roda, provocando
movimentações longitudinais pulsantes em ambos os êmbolos primário e secundário.
(LUCAS, 1995a).
Figura 2.11 – Danos nos lábios da gaxeta de vedação num cilindro mestre convencional
durante o funcionamento do ABS (LUCAS, 1995a).
As figuras 2.12, 2.13 e 2.14 mostram respectivamente as condições de
operação da válvula central na posição de repouso (sem aplicação de força do pedal), durante
a aplicação e na liberação do freio, na câmara secundária de um cilindro mestre.
(1) mola de retorno do êmbolo; (2) mola de retorno da válvula central; (3) válvula central;
(4) canal de comunicação; (5) êmbolo secundário; (6) pino limitador;
(7) parte posterior da válvula central.
Figura 2.12 – Cilindro mestre com válvula central na posição de repouso
(LUCAS, 1995a).
17
Na condição de repouso, o êmbolo secundário está encostado no pino limitador
(Item 6, figura 2.12) através da força da mola de retorno do êmbolo (Item 1, figura 2.12). A
parte posterior (Item 7, figura 2.12) da válvula central (Item 3, figura 2.12), da mesma forma
encosta no pino limitador pela ação da mola de retorno da válvula central (Item 2, figura
2.12), mantendo a válvula aberta. A câmara secundária é alimentada pelo canal de
comunicação da válvula central (Item 4, figura 2.12).
(2) mola de retorno da válvula central; (3) válvula central;
(5) êmbolo secundário; (6) pino limitador.
Figura 2.13 – Cilindro mestre com válvula central durante a aplicação do freio
(LUCAS, 1995a).
Quando o pedal de freio é aplicado, o êmbolo secundário (Item 5, figura 2.13)
inicia o movimento e a válvula central (Item 3, figura 2.13) é então pressionada contra a sua
sede pela sua mola de retorno (Item 2, figura 2.13), fechando a comunicação entre a câmara
secundária e o reservatório do cilindro mestre, e iniciando, deste modo, o aumento da pressão
hidráulica no circuito de freio.
18
(1) mola de retorno do êmbolo; (2) mola de retorno da válvula central;
(3) válvula central;(5) êmbolo secundário.
Figura 2.14 – Cilindro mestre com válvula central durante a liberação do freio
(LUCAS, 1995a).
Quando o pedal é liberado, a mola de retorno do êmbolo (Item 1, figura 2.14)
movimenta o êmbolo secundário (Item 5, figura 2.14) para que retorne à sua posição de
repouso rapidamente. Este retorno rápido gera uma diferença de pressão entre a câmara
secundária e a antecâmara que está ligada ao reservatório do cilindro mestre, permitindo o
fluxo de fluido com a abertura da válvula central, apesar da força que a mola de retorno da
válvula central (Item 2, figura 2.14) exerce sobre a válvula. Ao retornar o êmbolo secundário
à sua posição de repouso, a válvula central fica novamente aberta pelo pino limitador.
Figura 2.15 – Reservatório do Cilindro Mestre (LUCAS, 1995a).
O reservatório de fluido de freio, conforme mostrado na figura 2.15, é um
componente integrante do cilindro mestre, que pode estar conectado remotamente, ou como
na maior parte dos veículos, conectado diretamente ao cilindro mestre. Sua função básica é
19
não só servir como reservatório de fluido do sistema, mas também compensar as flutuações de
volume que ocorrem durante o funcionamento do sistema de freio. Estas flutuações ocorrem
devido às variações de temperatura ambiente, liberação dos freios após a aplicação, desgaste
das pastilhas e lonas das sapatas de freio ou devido ao funcionamento dos sistemas ABS e/ou
ESP (LUCAS,1995a).
Nos veículos modernos, os reservatórios são normalmente produzidos com
materiais plásticos translúcidos, de modo que possamos visualizar o nível do seu conteúdo.
Um dispositivo indicador do nível de fluido pode estar acoplado à tampa, conforme mostrado
na figura 2.15, ou no interior do reservatório, e permite que uma lâmpada de advertência seja
ligada quando o nível atingir um nível abaixo do mínimo especificado.
2.2.4. Freio a Tambor
Os freios a tambor representam um dos freios de roda comumente utilizados
nos modernos automóveis de passeio, devido ao seu baixo custo comparado aos freios a disco
(BAUER, 2003). Seu princípio básico de funcionamento consiste na geração de força de
frenagem através do contato das lonas que revestem as sapatas na superfície interna do tambor
por meio de sua movimentação radial provida pela ação de um atuador hidráulico, o cilindro
de roda.
Devido a fatores construtivos, os freios a tambor podem ser divididos em 5
tipos principais, a saber (LIMPERT, 1999; BAUER, 2003):
• Simplex ou com sapatas “leading-trailing” (Itens a e b, figura 2.16);
• Duplex ou com sapatas “two-leading” (Item a, figura 2.17);
• Duo-duplex ou com sapatas “full two-leading” (Item b, figura 2.17);
• Uni-servo (Item a, figura 2.18);
• Duo-servo (Item b, figura 2.18);
20
(1) direção de rotação; (2) efeito auto-energizamento; efeito auto-inibimento; (4) torque;
(5) cilindro de roda de dupla ação; (6) e (7) sapatas; (8) ponto de ancoragem.
Figura 2.16 – Freio a tambor simplex (BAUER, 2003).
(1) direção de rotação; (2) efeito auto-energizamento; (3) torque; (4) cilindro de roda;
(5) ponto de apoio; (6) sapatas de freio.
Figura 2.17 – Freio a tambor duplex (a) e duo-duplex (b) (BAUER, 2003).
(1) direção de rotação; (2) efeito auto-energizamento; (3) torque; (4) cilindro de roda;
(5) ponto de apoio; (6) sapatas de freio; (7) pino de pressão.
Figura 2.18 – Freio a tambor uni-servo (a) e duo-servo (b) (BAUER, 2003).
a b
a b
21
Dentre os diversos freios a tambor, o tipo simplex é o mais utilizado nos
automóveis de passeio. A figura 2.19 mostra um típico freio a tambor simplex.
(1) cilindro de roda; (2) lona; (3) mola de retorno da sapata; (4) mola de retorno do
mecanismo de auto-ajuste; (5) sapata de freio; (6) tambor de freio; (7) alavanca do freio de
estacionamento; (8) cabo do freio de estacionamento; (9) sentido de rotação do tambor;
(10) lâmina bi-metálica do mecanismo de auto-ajuste; (11) porca do mecanismo de auto-
ajuste; (12) sapata de freio; (13) prato do freio; (14) mola de retorno; (15) placa de apoio.
Figura 2.19 – Freio a tambor simplex com mecanismo de freio de estacionamento
(BAUER, 2003).
No caso do freio a tambor simplex, a pressão aplicada pelo fluido de freio
através do cilindro mestre, atua sobre a câmara interna do cilindro de roda de dupla ação (Item
1, figura 2.19), movimentando os dois êmbolos que estão em contato com as sapatas de freio
(Itens 5 e 12, figura 2.19), afastando-as. As sapatas, por sua vez giram em torno da placa de
apoio (Item 15, figura 2.19), entrando em contato o tambor de freio, gerando assim, o torque
de frenagem.
22
(1) mola da alavanca de ajuste; (2) fuso de ajuste roscado; (3) porca de ajuste dentada;
(4) alavanca de ajuste; (5) corpo do suporte.
Figura 2.20 – Mecanismo de regulagem automática do freio a tambor (LUCAS, 1995b).
Conforme o uso do freio, ocorre o desgaste das lonas e tambor, aumentando a
folga entre ambas e por conseqüência, aumentando o curso morto do pedal de freio, ou seja, o
curso de pedal que efetivamente não resulta em nenhuma força efetiva de frenagem. Para
compensar o desgaste e evitar o aumento do curso morto, mecanismos de regulagem
automática, conforme figura 2.20, são utilizados (BAUER, 2003). Estes mecanismos podem
ser tanto acionados pelos freios de serviço quanto pelo freio de estacionamento. Em casos
onde a aplicação de frenagem seja freqüente e com grande intensidade, a dilatação do tambor
pode permitir uma regulagem do mecanismo acima do necessário, causando um sobre-ajuste
que poderá travar o freio. Para evitar estas situações, são adicionados dispositivos
compensadores térmicos bimetálicos (Item 4, figura 2.21) que compensam a dilatação térmica
do tambor, evitando assim, o mau funcionamento do mecanismo de regulagem automática
(LUCAS, 1995b).
(2) fuso de ajuste roscado; (3) porca de ajuste dentada; (4) compensador térmico;
(5) corpo do suporte.
Figura 2.21 – Regulagem automática com compensação térmica (LUCAS, 1995b).
23
Segundo Gillespie (1992), a utilização dos freios a tambor se deve ao seu alto
fator de freio, que é a razão entre a força de frenagem produzida pelo atrito entre as lonas e o
tambor, e a força aplicada nas lonas contra o tambor. A figura 2.22 mostra um comparativo
dos fatores de freio para diferentes tipos de freio a tambor e para o freio a disco, em função do
coeficiente de atrito dos materiais (lona ou pastilha) e da velocidade inicial de frenagem
(BAUER, 2003).
(1) freio a tambor duo-servo; (2) freio a tambor duo-duplex;
(3) freio a tambor simplex; (4) freio a disco.
Figura 2.22 – Fatores de freio C* em função do coeficiente de atrito e velocidade de
início da frenagem (BAUER, 2003)
Ainda segundo Gillespie (1992), outra característica dos freios a tambor é a
fácil incorporação de sistemas de freio de estacionamento, como se pode observar na figura
2.19.
No entanto, segundo Limpert (1999), os freios a tambor não apresentam um
comportamento linear entre o torque de freio e o coeficiente de atrito, de modo que pequenas
variações do nível de atrito das lonas resultem em grandes variações de torque de frenagem.
Além disso, são freios altamente sensíveis à temperatura, não podendo exceder
faixas de trabalho limites entre 400 °C a 500 °C, devido à temperatura não só influenciar na
degradação dos níveis de atrito lona/tambor, mas promover a dilatação térmica do tambor
Fator de Freio C*
Fator de Freio C*
Coeficiente de atrito µ Velocidade de início da frenagem
24
aumentando o seu diâmetro interno. Estes dois fatores podem influenciar diretamente o
esforço e o curso de pedal de freio, ou seja, o conforto de frenagem.
Deste modo, pode-se observar a aplicação de freios a tambor principalmente
nos eixos traseiros dos veículos modernos, ficando os freios a disco, de comportamento mais
linear e mais robusto aos altos níveis de calor gerados durante a frenagem aplicados aos eixos
dianteiros (BAUER, 2003).
2.2.5. Freios a disco
O freio a disco representa o outro tipo de freios de roda comumente utilizado
nos automóveis de passeio. Seu princípio básico de funcionamento consiste na geração de
força de frenagem através do contato das pastilhas nas superfícies laterais do disco por meio
de sua movimentação axial provida pelo êmbolo do conjunto freio a disco ou “caliper”, como
também é conhecido.
Segundo Limpert (1999), a maior vantagem do uso de freios a disco baseia-se
no fato de sua baixa degradação em desempenho a altas temperaturas, de até 800 °C a 900 °C.
O aumento da espessura devido à dilatação do disco de freio decorrente da frenagem não
causa perda de volume do fluido de freio, isto é, não causa nenhum aumento de curso de
pedal, nem afeta de modo algum o conforto de frenagem. Além disso, apresenta
comportamento linear entre o torque de frenagem e o coeficiente de atrito entre pastilha e
disco.
Baseado na sua forma construtiva, os freios a disco podem ser divididos em
freio a disco tipo fixo e tipo flutuante, conforme figura 2.23.
25
Figura 2.23 – Tipos de freios a disco: (a) tipo fixo; (b) tipo flutuante (BAUER, 2003).
Diferente dos freios a tambor que necessitam de um mecanismo auxiliar para
realizar a regulagem automática, os freios a disco devido a sua concepção são auto-reguláveis.
A figura 2.24 mostra o princípio de funcionamento. O anel de vedação (Item 1, da figura
2.24) é projetado de modo a sofrer deformação elástica (figura 2.24(b)). Durante a aplicação
do freio, ao mesmo tempo em que permite o deslocamento relativo do êmbolo (Item 4, da
figura 2.24), acompanha o desgaste da pastilha e do disco. Quando o freio é liberado, o anel
de vedação arrasta o êmbolo até a sua posição de repouso (figura 2.24(a)), gerando uma folga
entre o disco e pastilha da ordem de 0,15 mm, permitindo que o disco gire livremente
(BAUER, 2003).
26
(a) freio não aplicado; (b) freio aplicado;
(1) anel de vedação; (2) corpo do caliper; (3) orifício de entrada de fluído; (4) êmbolo.
Figura 2.24 – Mecanismo de auto-regulagem dos freios a disco (BAUER, 2003).
(1) carcaça externa; (2) parafuso de junção; (3) anel de vedação; (4) canal de fluido;
(5) pastilha de freio; (6) disco de freio; (7) guarda-pó de borracha; (8) êmbolo;
(9) carcaça interna flangeada; (10) furo de alimentação do fluido; (11) flange de montagem.
Figura 2.25 – Freio a disco tipo fixo (BAUER, 2003).
Um freio a disco tipo fixo (figura 2.25) pode possuir dois êmbolos (Item 8, da
figura 2.25) localizados em lados opostos ou quatro êmbolos localizados em lados opostos,
dois a dois, que movimentam as pastilhas (Item 5, da figura 2.25) contra o disco (Item 6, da
figura 2.25) quando é aplicada pressão hidráulica pelo furo de alimentação (Item 10, da figura
2.25). Desta forma, a força de contato pastilha/disco gera a força de frenagem do veículo.
27
Segundo Kakihara e Matsuzaki apud Breuer (2003), os freios a disco tipo fixo
caracterizam-se por serem mais leves e mais robustos que os do tipo flutuante, que serão
apresentados a seguir. Sua robustez resulta em baixa absorção volumétrica. Além disso,
apresenta um desgaste de pastilha interna e externa mais balanceada, com baixo desgaste
cônico comparado aos freios a disco flutuantes (LIMPERT, 1999).
(1) suporte; (2) pino-guia; (3) carcaça; (4) pastilha de freio externa; (5) disco de freio;
(6) pastilha de freio interna; (7) anel de vedação; (8) furo de alimentação do fluido;
(9) êmbolo; (10) carcaça; (11) guarda-pó de borracha.
Figura 2.26 – Freio a disco tipo flutuante (BAUER, 2003).
Um freio a disco tipo flutuante (figura 2.26) pode possuir um êmbolo (Item 9,
figura 2.26) ou dois êmbolos localizados no lado interno da carcaça, que também é
denominado cilindro de roda (Item 10, figura 2.26) que movimenta a pastilha interna (Item 6,
figura 2.26) contra o disco de freio (Item 5, figura 2.26), quando é aplicada pressão hidráulica
pelo furo de alimentação (Item 8, figura 2.26). Ao mesmo tempo, a pressão hidráulica desloca
a carcaça no sentido oposto ao êmbolo, movimentando a pastilha externa (Item 4, figura 2.26)
contra o disco de freio.
Segundo Limpert (1999), os freios a disco flutuantes apresentam uma série de
vantagens comparados ao do tipo fixo. Caracterizam-se pela facilidade de instalação nas
28
rodas, uma vez que não possuem pistões no lado externo, próximo às rodas. Além disso,
apresentam temperaturas de trabalho do fluido de freio menores que os do tipo fixo, devido a
inexistência de circulação do fluido próximo às áreas de geração de calor e onde há baixa
circulação de ar para arrefecimento, evitando potencial vaporização do fluido de freio.
Também tem a possibilidade de serem providos de mecanismos de freio de estacionamento
(figura 2.27), onde uma alavanca externa aciona um mecanismo de esferas em canais em
forma de rampa, movimentando mecanicamente o êmbolo, que por sua vez, aplica força sobre
as pastilhas.
(1) carcaça; (2) pino guia; (3) pastilha de freio externa; (4) disco de freio;
(5) pastilha de freio interna; (6) êmbolo; (7) guarda-pó de borracha; (8) carcaça;
(9) mecanismo de auto-ajuste; (10) envólucro metálico; (11) furo de alimentação de fluido;
(12) haste; (13) disco de vedação; (14) tampa da carcaça; (15) came; (16) alavanca;
(17) alavanca do freio de estacionamento; (18) anel de vedação; (19) mola; (20) folga.
Figura 2.27 – Freio a disco flutuante com mecanismo de freio de estacionamento
(BAUER, 2003).
A desvantagem principal dos freios a disco flutuante consiste no maior
potencial de torque residual decorrente do arraste da pastilha. Este fato se deve ao retorno
insuficiente do anel de vedação do êmbolo, quando a pressão hidráulica do freio é liberada. A
existência de um número maior de graus de liberdade comparado aos do tipo fixo, tornam
estes mais suscetíveis a ocorrência de ruídos.
29
2.2.6 – Dispositivos de controle de pressão
Desconsiderando outras forças resistivas ao movimento do veículo, tais como
força aerodinâmica e a força de rolamento na frenagem de um veículo, a força que atua no
centro de gravidade (CG) causa uma “transferência dinâmica de carga” (REIMPELL;
STOLL; BETZLER, 2001). Desta forma, este efeito de transferência dinâmica de carga
provoca alterações nas forças normais de reação pneu-pavimento, que por conseqüência
influenciam diretamente a máxima força de frenagem a ser aplicada em cada eixo. A figura
2.28 mostra o efeito da transferência dinâmica de carga.
(a) veículo na condição estática; (b) veículo na condição de frenagem.
Figura 2.28 – Efeito da transferência dinâmica de carga (LUCAS, 1995a).
Neste comportamento dinâmico do veículo durante a frenagem, em que as
forças de frenagem aplicadas pelo sistema de freio, são maiores que as forças máximas de
frenagem possível pela condição de aderência pneu-pavimento, podemos ter uma condição de
travamento do eixo. Segundo Reimpell, Stoll e Betzler (2001), o travamento traseiro
representa uma condição instável no comportamento dinâmico do veículo.
A figura 2.41 mostra o gráfico do comportamento das forças de frenagem
dianteira e traseira de um veículo para cada condição pneu-pavimento. A curva parabólica
representa a curva das força máximas de frenagem dianteira e traseira para cada condição de
aderência entre pneu-pavimento. Nesta ocasião, ocorre o travamento dos eixos dianteiro e
traseiro simultaneamente, e esta é denominada curva de distribuição ótima de frenagem. O
a b
W
f
W
r
W
f
+ δW W
r
+ δW
H
F
f
F
r
L
f
m x b
30
comportamento da força de frenagem do sistema de freio instalado no veículo é representado
pela reta no gráfico da figura 2.41. Deste modo, uma frenagem numa condição acima da curva
ótima, como o ponto P
3
resultará na ocorrência do travamento do eixo traseiro.
Assim sendo, o projeto de um sistema de freio de um veículo deve ter como
objetivo desempenhar forças de frenagem o mais próxima possível da curva de distribuição
ótima de frenagem, de modo a utilizar a máxima eficiência disponível que os freios de roda
permitem. Entretanto, numa instalação normal somente contendo o conjunto servo-
freio/cilindro mestre e os freios de roda dianteiros (freio a disco) e traseiros (freios a disco ou
a tambor) não seria possível obter tal condição para todas as condições de pista, uma vez que
a relação de frenagem instalada seria uma constante (figura 2.29) (LUCAS, 1995a).
p
f
: Pressão do sistema de freio, eixo dianteiro; p
r
: Pressão do sistema de freio, eixo traseiro;
F
f
: Força de frenagem, eixo dianteiro; F
r
: Força de frenagem, eixo traseiro;
W : peso do veículo; K : relação de freio instalado
Figura 2.29 – Curva de distribuição de frenagem instalada (LUCAS, 1995a).
A utilização de dispositivos de controle de pressão no sistema de freio permite
que a força de frenagem real do veículo se aproxime da condição de frenagem ótima. Os
dispositivos de controle de pressão podem ser divididos basicamente em duas categorias
principais: válvulas limitadoras de pressão e válvulas reguladoras ou redutoras de pressão.
Dentre as duas, as válvulas reguladoras de pressão são as mais utilizadas, dentre as quais
destacam-se (BAUER, 2003):
p
f
p
r
W
F
f
W
F
r
r
f
F
F
K =
31
• Válvula redutora de pressão com ponto de pressão de corte fixo, ou, válvula de corte fixo;
• Válvula redutora de pressão com ponto de pressão de corte proporcional à carga, ou,
válvula sensível à carga;
• Válvula redutora de pressão com ponto de pressão de corte proporcional à desaceleração,
ou, válvula sensível à desaceleração.
Dentre as válvulas acima mencionadas, as de corte fixo e as sensíveis à carga
são as que possuem maior utilização nos veículos.
As válvulas de corte fixo são as mais utilizadas nos automóveis de passeio,
devido ao seu baixo custo e à simplicidade na sua aplicação. Nestas válvulas, a taxa de
aumento da pressão nos freios traseiros é menor que nos freios dianteiros, acima de uma
pressão específica, denominado pressão de corte da válvula, ou ponto de corte. A figura 2.30
mostra o comportamento da válvula de corte fixo.
(1) pressão não regulada; (2) curva de pressão ideal (veículo carregado); (3) pressão regulada;
(4) curva de pressão ideal (veículo em ordem de marcha); (5) ponto de corte.
Figura 2.30 – Comportamento da válvula de corte fixo (BAUER, 2003).
O funcionamento deste tipo de válvula é constante, independente das
condições de carregamento do veículo, o que pode resultar na sobrecarga do freio dianteiro,
caso as diferenças de carga sejam muito expressivas entre a condição de veículo somente com
Pressão no freio, eixo dianteiro
Pressão no freio, eixo traseiro
32
motorista e na condição de carregamento máximo permitido, como no caso de veículos
comerciais, tais como as caminhonetas, onde são possíveis variações entre 55% a 65% de
massa entre as duas condições de carregamento do veículo.
As válvulas sensíveis à carga são as mais utilizadas por veículos que
apresentam variações de cargas entre os limites inferior e superior que possam
substancialmente afetar a posição do centro de gravidade do veículo, tal como ocorre nas
caminhonetas. Entretanto, devido ao seu refinamento quanto a regulagem de pressão,
podemos perceber o seu uso também em automóveis de passeio, mesmo compactos.
(a) veículo carregado; (b) veículo em ordem de marcha;
(1) êmbolo graduado; (2) mola de controle externa; (3) pressão para os freios;
(4) pressão do cilindro mestre; (5) mecanismo articulado de barras; (6) eixo traseiro.
Figura 2.31 – Válvula sensível à carga (BAUER, 2003).
Este dispositivo, como mostra a figura 2.31 constitui-se basicamente de uma
válvula de corte fixo anexo a uma mola de controle externa (Item 2, figura 2.31), a qual altera
o ponto de corte da válvula, dependendo do movimento relativo da suspensão que é
transmitido através de um mecanismo articulado de barras (Item 5, figura 2.31). A figura 2.32
mostra o comportamento da válvula sensível à carga, para diversos carregamentos, e
33
apresentando os pontos de corte numa condição de carregamento mínimo e máximo do
veículo.
(1) pressão não reduzida; (2) curva de pressão ideal (veículo carregado); (3) pressão reduzida
(veículo carregado); (4) curva de pressão ideal (veículo em ordem de marcha);
(5) pressão reduzida (veículo em ordem de marcha); (6) pontos de corte.
Figura 2.32 – Comportamento da válvula sensível à carga (BAUER, 2003).
2.2.7. Configurações do circuito hidráulico do freio
Para atender aos requisitos estabelecidos pelas normas regulamentadoras, o
sistema de freio deve incorporar circuitos duplos e independentes, com o objetivo de prevenir
a perda total do sistema de freio, em caso de ocorrência de alguma falha no sistema, como por
exemplo, vazamento no circuito.
Segundo Bauer (2003), a norma DIN 74000 informa que o circuito hidráulico
do freio pode ser configurado de 5 formas diferentes, conforme a figura 2.33.
Pressão no freio, eixo dianteiro
Pressão no freio, eixo traseiro
34
(a) configuração II, vertical ou paralela; (b) configuração X ou diagonal; (c) configuração HI;
(d) configuração LL; (e) configuração HH; (1) circuito 1; (2) circuito 2; (←) sentido frontal.
Figura 2.33 - Configurações hidráulicas típicas do sistema de freio (BAUER, 2003).
Dentre os circuitos apresentados, os mais utilizados são as configurações II
(vertical ou paralela) e X (diagonal). No circuito vertical, uma das câmaras do cilindro mestre
alimenta os eixos dianteiros, enquanto a outra câmara alimenta os eixos traseiros. Já no
circuito diagonal, uma das câmaras alimenta o freio dianteiro esquerdo e o freio traseiro
direito, enquanto que a outra câmara alimenta o freio dianteiro direito e o freio traseiro
esquerdo.
O circuito diagonal é utilizado em praticamente todos os automóveis de
passeio, pois apresentam uma polarização de distribuição de carga mais dianteira. Já o circuito
vertical é largamente utilizado em veículos utilitários e comerciais leves, os quais apresentam
35
em geral uma polarização de distribuição de carga mais traseira.
2.3. Revisão Teórica do Sistema de Freios
Ao abordar-se uma breve revisão sobre os vários componentes que constituem
o sistema de freio, é oportuno realizar uma revisão teórica dos conceitos associados à
dinâmica de frenagem, antes de analisar o conforto, o qual é o propósito deste trabalho.
2.3.1. O Conceito de Aderência
Ao discutir-se o mecanismo do contato pneu-pavimento, é comum logo se
relacionar às forças que agem nesta interface, tais como a força de tração e a de frenagem,
diretamente com a força de atrito, baseada na lei de Coulomb. Contudo, este conceito não
abrange totalmente a dinâmica envolvida no contato pneu-pavimento, pois o atrito segundo a
lei de Coulomb, sendo independente da área de contato, não se justificaria os diferentes
resultados obtidos por veículos utilizando pneus com diferentes bandas de rodagem.
De acordo com Gillespie (1992), o mecanismo de contato pneu-pavimento
baseia-se pela ação de dois componentes primários: a aderência superficial e a histerese da
banda de borracha. A figura 2.34 mostra como estes dois componentes atuam no pneu.
Figura 2.34 – Mecanismo de contato pneu-pavimento (GILLESPIE, 1992).
AdesãoHisterese
BORRACHA
Agregado
A
g
lutinante
36
A aderência superficial origina-se da ligação intermolecular entre a borracha e
os elementos que compõe a superfície do pavimento, e portanto, varia conforme o atrito entre
a borracha do pneu e a superfície do pavimento, resultando no desgaste do pneu.
Já a histerese da borracha representa a perda de energia em forma de calor
decorrente da deformação da borracha do pneu sobre a superfície dos elementos que
compõem o pavimento, e é pouco influenciada pelo atrito entre a borracha da banda e os
elementos do pavimento.
Desta forma, baseando-se no mecanismo de contato pneu-pavimento, seria
conveniente substituir o termo “coeficiente de atrito” por “coeficiente de adesão”, ou
simplesmente “aderência”, apesar de muitos autores, tais como Limpert (1999) e Reimpell,
Stoll e Betzler (2001) utilizarem o termo coeficiente de atrito para expressar o mesmo
fenômeno.
Ainda segundo Gillespie (1992), durante o rolamento do pneu sobre o
pavimento, tanto a aderência como a histerese do pneu, estão correlacionadas a
escorregamentos infinitesimais ocorridas na interface pneu-pavimento. No momento em que
ocorre uma frenagem em linha reta, um escorregamento adicional é observado como resultado
da deformação dos elementos da borracha da banda do pneu, desenvolvendo e sustentando a
força de frenagem.
Assim sendo, podemos observar que na frenagem, a velocidade tangencial da
roda é menor devido ao escorregamento (λ), que representa o quanto a velocidade tangencial
do pneu se afasta da velocidade longitudinal da roda (figura 2.35), e é dada por:
37
(v
F
) Velocidade no centro da roda, M; (v
U
) Velocidade tangencial.
Figura 2.35 – Roda rolando livre (a); roda sob frenagem (b) (BAUER, 2003).
(
)
F
UF
v
vv
λ
−
= (2.1)
sendo que,
v
F
: velocidade linear longitudinal da roda
v
U
: velocidade tangencial do pneu
Quando um veículo descreve uma trajetória curvilínea com ou sem frenagem, a
flexibilidade lateral do pneu gera uma força lateral (F
s
) decorrente do desvio do movimento
do pneu em relação ao seu plano diametral (MADUREIRA, 2004).
A figura 2.36 mostra as forças que atuam no pneu no momento da frenagem,
onde temos as forças de frenagem em cada eixo (F
f
e F
t
), a força lateral (F
s
) e as forças
normais (W
bf
e W
bt
), que representam os “pesos dinâmicos” do veículo e serão descritas mais
adiante.
38
Figura 2.36 – Forças atuantes no pneu durante uma frenagem em curva (BAUER, 2003).
Devido a essa característica de flexibilidade do pneu, as forças de frenagem (F
f
e F
t
) e a força lateral (F
s
), dependentes respectivamente da aderência longitudinal e lateral do
pneu, e o escorregamento coexistem e se relacionam mutuamente, como apresentado na figura
2.37 (MITSCHKE; WALLENTOWITZ, 2004). Além disso, observa-se a influência do
ângulo de deriva (α) na aderência longitudinal e lateral, que representa o ângulo de desvio
direcional do movimento do pneu na trajetória curvilínea.
39
Figura 2.37 – Capacidade de transmissão de força no sentido longitudinal e lateral, em
função do escorregamento longitudinal (pneu radial 205/60 R15 com 2 bar de pressão,
carga dinâmica de 4000N e camber 0) (MITSCHKE; WALLENTOWITZ, 2004).
A força de frenagem derivada da aderência e da histerese do pneu cresce com o
escorregamento até uma faixa entre 10% a 20%, dependendo de certas condições, atingindo o
seu máximo valor que corresponde à máxima capacidade de tração obtida na interface pneu-
pavimento (GILLESPIE, 1992). Desta forma, podemos expressar para limites máximos de
aderência, as seguintes relações:
bfff
WF
⋅
=
µ
(2.2)
bfsfsf
WF
⋅
=
µ
(2.3)
bttt
WF
⋅
=
µ
(2.4)
btstst
WF
⋅
=
µ
(2.5)
onde, µ
f
e µ
sf
indicam respectivamente as aderências longitudinais e laterais no pneu dianteiro
e µ
t
e µ
st
, as aderências no pneu traseiro.
Considerando que normalmente os automóveis de passeio utilizam pneus
iguais tanto na dianteira quanto na traseira, podemos adotar que:
40
HFtf
µ
µ
µ
=
=
(2.6)
sstsf
µ
µ
µ
=
=
(2.7)
Segundo BAUER (2003), as condições que também influenciam o coeficiente
de adesão seriam:
•
O material do pavimento;
•
O estado e o desenho das bandas do pneu;
•
A velocidade do veículo sobre o pavimento;
•
As condições climáticas;
•
O peso dinâmico atuante em cada pneu no momento da frenagem.
A tabela 2.1 mostra a variação da aderência pneu-pavimento em função da
velocidade do veículo, da condição climática e do estado do pneu.
Tabela 2.1 – Valores típicos de aderência longitudinal
Velocidade
[km/h]
Estado dos
pneus
Asfalto
seco
Asfalto
molhado
(filme 0,2mm)
Asfalto sob
chuva intensa
(filme 1mm)
Lâmina
d’água
(2mm)
Gelo
µ
HF
µ
HF
µ
HF
µ
HF
µ
HF
novo 0,85 0,65 0,55 0,5 0,1
50
desgastado 1,00 0,50 0,4 0,25 <0,1
novo 0,80 0,60 0,3 0,05
<0,1
90
desgastado 0,95 0,20 0,1 0
<0,1
novo 0,75 0,55 0,2 0
<0,1
130
desgastado 0,90 0,20 0,1 0
<0,1
O comportamento da aderência pneu-pavimento para níveis maiores de
escorregamento resulta na sua diminuição, após atingir o seu valor máximo, como mostrado
no gráfico da figura 2.38, podendo estabelecer o comportamento da frenagem em duas áreas
distintas:
41
•
a área de frenagem estável, até a aderência máxima, onde a frenagem é segura de modo
que o motorista obtém o máximo desempenho do freio de seu veículo, além do controle
direcional, e
•
a área instável, onde a influência do escorregamento torna-se cada vez maior no
comportamento dinâmico do pneu, tendendo ao travamento, condição essa que resulta
além da queda no desempenho da frenagem, a total perda de controle direcional do
veículo.
(a) zona estável; (b) zona instável; (α) ângulo de deriva; (A) roda rolando; (B) roda travada.
Figura 2.38 – Comportamento da aderência pneu-pavimento (BAUER, 2003).
2.3.2. Dinâmica da frenagem
A figura 2.39 abaixo mostra a representação de coordenadas padronizadas pela
Society of Automovive Engineers (SAE), para automóveis, considerando o modelo de veículo
onde a sua massa esteja concentrada no seu centro de gravidade (CG) (GILLESPIE, 1992).
Escorregamento λ
Coeficiente de atrito µ
HF
Coeficiente de força lateral Escorregamento µ
S
42
Figura 2.39 - Sistema de coordenadas conforme SAE J670e (GILLESPIE, 1992).
Durante a frenagem de um veículo, além da força gerada pelo sistema de freio
através do acionamento do pedal de freio pelo motorista afetar a velocidade do veículo, outras
forças resistivas ao movimento contribuem também com a sua parcela, tais como
(MADUREIRA, 2004):
•
Resistência aerodinâmica;
•
Resistência ao rolamento;
•
Resistência ao aclive, que decorre da ação da gravidade sobre o veículo ao se deslocar em
pavimentos inclinados;
•
Resistência de inércia das partes rotativas do veículo.
galope
Guinada
Inclinação
Lateral
43
onde,
R
i
: é a resultante de inércia do movimento acelerado de translação;
m : a massa total do veículo;
b : desaceleração;
g : aceleração da gravidade;
W : força peso;
W
f
: peso estático sobre o eixo dianteiro;
W
bf
: o peso dinâmico sobre o eixo dianteiro;
W
t
: peso estático sobre o eixo traseiro;
W
bt
: o peso dinâmico sobre o eixo traseiro;
F
1
: soma das forças de resistência impostas pelo solo à roda do eixo dianteiro;
F
2
: soma das forças de resistência impostas pelo solo à roda do eixo traseiro.
Figura 2.40 – Sistema de forças atuantes numa frenagem em pavimento plano.
A figura 2.40 mostra as principais forças que atuam no veículo sob frenagem,
num pavimento plano horizontal. Todas as forças que se opõe ao movimento do veículo,
descritas anteriormente podem ser denominadas comumente de forças de frenagem (F
1
e F
2
),
apesar de que as forças resistivas ao movimento não decorrentes da aplicação do freio do
veículo representam em termos práticos, 1% da carga estática do eixo, caso este não
proporcione a tração do veículo, e 1,5% da carga estática do eixo, caso este proporcione a
tração do veículo (Norma ABNT NBR 14353, 1999). Desta forma, seria razoável se
H
F
RS
W
f
(para o caso estático)
W
bf
(para o caso dinâmico)
W
t
(para o caso estático)
W
bt
(para o caso dinâmico)
F
1
F
2
R
i
=m.b
CG
W=m.g
L
f
L
t
L
x
z
v
x
1
2
44
considerar que a força de frenagem é praticamente oriunda da força aplicada pelo sistema de
freio.
De acordo com Lucas (1995a), as forças normais dinâmicas (W
bf
) e (W
bt
)
devido à força de frenagem, diferem das forças normais estáticas (W
f
) e (W
t
) devido ao efeito
denominado “
transferência dinâmica de carga”, que é diretamente dependente da
desaceleração do veículo (b) e da altura do centro de gravidade (H). Assim, numa condição
estática do veículo tem-se que:
∑
=0M
ESTÁTICO
1
L
L
WW
f
t
⋅=
(2.8)
∑
=0F
ESTÁTICO
z
−=
L
L
1WW
f
f
(2.9)
Numa condição dinâmica devido à frenagem do veículo, surge à inércia R
i
decorrente da desaceleração do veículo, onde se tem:
∑
=0M
DINÂMICO
1
L
mbH
WW
tbt
−= (2.10)
∑
=0F
DINÂMICO
z
L
mbH
WW
fbf
+=
(2.11)
A norma brasileira NBR 14353 (1999) define o coeficiente de adesão como
sendo o “
quociente de força de frenagem máxima sem travamento das rodas e a carga
45
dinâmica correspondente ao eixo que está sendo freado”. Assim pode-se definir o coeficiente
de adesão como:
i
i
i
b
x
HF
W
F
=
µ
(2.12)
sendo que,
eixo do designação : i
eixo no aplicado normal dinâmica força:W
pneu no atuante máxima frenagem de força:F
i
i
b
x
Deste modo, numa condição ótima de frenagem (LIMPERT, 1999), considera-
se que a força de frenagem atuante no veículo seria:
bmWWFFFF
btHFbfHFtf21
tf
⋅
=
⋅
+
⋅
=
+≈+
µ
µ
(2.13)
Considerando que num automóvel de passeio normalmente utiliza-se os
mesmos pneus tanto no eixo dianteiro, quanto no eixo traseiro, pode-se considerar que:
HFHFHF
tf
µ
µ
µ
=
=
(2.14)
Assim sendo, da equação 2.13 resulta que:
gmWWWbm
HFHFbtHFbfHF
⋅
⋅
=
⋅
=
⋅
+
⋅
=⋅
µ
µ
µ
µ
g
b
HF
=
µ
(2.15)
2.3.3. Curva de distribuição de frenagem
A curva de distribuição de frenagem mostrada na figura 2.41 representa a razão
da força de frenagem em cada eixo pelo peso do veículo, onde temos a parcela representativa
do eixo traseiro (F
r
/ W) nas ordenadas e a parcela representativa do eixo dianteiro (F
f
/ W)
nas abscissas.
46
W
F
f
Figura 2.41 – Curva de distribuição de frenagem (LUCAS, 1995a).
A curva parabólica (Item 1, figura 2.41) representa a curva de força de
frenagem ótima ou ideal, onde a máxima aderência é utilizada tanto pelo eixo dianteiro quanto
pelo eixo traseiro. Esta curva é resultante do cruzamento das linhas de iso-aderência dianteiro
(Item 2, figura 2.41) e traseiro (Item 3, figura 2.41).
As linhas inclinadas a 45° (Item 4, figura 2.41) representam as linhas de
eficiência de frenagem constante ou aderência constante (LUCAS, 1995a).
A reta inclinada que parte da origem representa a linha de distribuição instalada
(Item 5, figura 2.41). O cruzamento da linha de distribuição instalada com a curva de
distribuição ideal, determina o ponto conhecido como da aderência crítica (µ
ACR
), e representa
a máxima desaceleração que o sistema de freio pode proporcionar ao veículo sem que o eixo
traseiro apresente travamento antes do dianteiro. Deste modo, toda condição de projeto que
leve o sistema de freio do veículo a operar em qualquer ponto acima da curva de distribuição
ideal, como o ponto P
3
, conduz ao travamento do eixo traseiro antes do dianteiro, o que pode
resultar numa condição de instabilidade de trajetória do veículo durante a frenagem
(REIMPELL; STOLL; BETZLER, 2001). Já a condição de operação em qualquer ponto
1
2
3
4
5
47
abaixo da curva ideal leva ao travamento do eixo dianteiro antes do traseiro, o que é preferível
sob o ponto de vista da instabilidade de frenagem.
A curva da distribuição instalada representa aquilo que é possível obter com os
componentes convencionais de freio, devido ao fato de reproduzir a conversão da pressão
hidráulica no momento da frenagem proporcional a certas características ajustáveis no projeto
do sistema de freio, tais como (LUCAS, 1995a):
• Área dos êmbolos dos freios a disco ou dos cilindros de roda que geram as forças atuantes
nas pastilhas ou nas sapatas de freio;
• O coeficiente de atrito entre o material de atrito da pastilha ou lona e o disco ou o tambor
de freio;
• Relação entre o raio efetivo de trabalho r
f
do disco ou do tambor, onde é aplicado o torque
de frenagem e o raio dinâmico de rolamento do pneu r
r
(figura 2.42).
Figura 2.42 – Raio efetivo r
f
e raio dinâmico do pneu r
r
(LUCAS, 1995a).
Para um melhor aproveitamento da capacidade de frenagem conferida pelo
nível de aderência disponível para um dado pavimento, é extremamente útil o emprego de
dispositivos de controle de pressão, tais como válvulas de corte fixo, e preferencialmente as
válvulas sensíveis à carga, como descritos anteriormente. Uma aproximação mais precisa da
48
curva ideal de frenagem só pode ser obtida com a utilização de dispositivos de controle
eletrônico, tais como ABS e EBD.
49
3. CONFORTO DE FRENAGEM
3.1. Introdução
De um modo geral, pode-se definir o conforto de frenagem como a sensação
que o motorista/usuário de um automóvel sente ao acionar o pedal de freio, durante o ato de
desacelerar este veículo. Esta sensação ao acionar o pedal de freio, que se pode denominar
como sensação de pedal de freio, possui não somente uma relação com o conforto do usuário,
mas também a sensação de segurança que é transmitida ao motorista/usuário (AUGSBURG
apud BREUER; DAUSEND, 2003).
A avaliação deste conforto de pedal tem sido realizada de uma maneira geral,
através de opiniões subjetivas, tanto por parte da imprensa especializada como por parte da
indústria montadora (EBERT; KAATZ, 1994). No caso da imprensa especializada, inclusive é
muito mais comum à utilização de informações como distância de parada para caracterizar o
desempenho de frenagem dos veículos, que representa na realidade, uma condição limite de
uso do freio do veículo, mas não necessariamente representa as condições normais de uso dos
motoristas na sua maior parte do tempo no trânsito, seja nas cidades ou mesmo nas estradas.
As opiniões subjetivas, quando realmente utilizadas para avaliação do conforto utilizam
termos adjetivos tais como “boa progressividade”
1
, “pedal esponjoso”
2
, “pedal leve”
3
, “pedal
duro”
4
, entre outros.
No caso da indústria montadora, os departamentos de Planejamento de Produto
e de
Marketing são os principais responsáveis na coleta de informações sobre os desejos e
1
Progressividade refere-se à sensação de linearidade entre a modulação do pedal (aplicação do esforço/curso do
pedal de freio) comparado à desaceleração percebida por parte do motorista.
2
Considera-se “pedal esponjoso”, a falta de definição do início da desaceleração do veículo durante a modulação
do pedal de freio.
3
Entende-se por “pedal leve” o sistema de freio que apresenta um rápido início de desaceleração no início da
modulação do pedal de freio.
4
“Pedal duro” é a sensação na qual o motorista necessita aplicar grandes esforços para desacelerar o veículo, de
modo que a participação da assistência de frenagem praticamente é nula.
50
expectativas dos clientes, que na sua grande maioria, são expressas em termos vagos e
subjetivos, não permitindo uma transformação direta dessas opiniões em parâmetros de
projeto de sistemas de freio por parte do departamento de Engenharia do Produto. Expressões
tais como “o carro deve parar rapidamente”, “quando eu uso mais força, é que o carro deve
parar mais rapidamente”, “o freio deve atuar logo quando piso no pedal” são alguns dos
exemplos de opiniões que se pode observar.
Segundo Kowalski e Ebert (1993), para que as informações subjetivas
coletadas sejam realmente significativas e úteis para a definição dos parâmetros de projeto,
podem ser realizadas clínicas com clientes potenciais do veículo-alvo, onde cada cliente é
entrevistado por um profissional e acompanhado por um técnico, de modo que as informações
necessárias sejam coletadas diretamente. Este método pode apresentar resultados
possivelmente exatos e completos, desde que a amostragem de dados seja representativa do
mercado alvo, mas demandam muito tempo e apresentam custos elevados na sua condução.
Uma outra possibilidade seria a realização de pesquisas de campo, através de questionários a
serem preenchidos pelos clientes potenciais ou através de entrevistas conduzidas por serviços
de
telemarketing, que podem apresentar um retrato da opinião dos clientes com exatidão,
inferior ao primeiro método. Mesmo assim, os resultados obtidos não podem ser diretamente
transformados em dados de engenharia.
Os exames de satisfação do comprador, tais como o realizado pela
J. D.
Powers
5
e relatórios do consumidor podem informar as preferências do consumidor, mas
focalizam em problemas e/ou falhas presentes nos veículos que o cliente experimentou, não
fornecendo muitos dados de entrada úteis a respeito da percepção da sensação do sistema de
freio. Além disso, os dados aqui obtidos abordariam somente àquelas pessoas que compraram
5
J. D. Powers é empresa global de informação de marketing estabelecida em 1968, que conduz exames
independentes e imparciais da satisfação do cliente, da qualidade de produto e do comportamento do comprador.
51
o veículo, enquanto que os dos clientes potenciais que resolveram adquirir veículos
concorrentes, não seriam abordados.
Os dados de garantia das montadoras podem possivelmente fornecer dados a
cerca da satisfação com a sensação do freio, se o nível de descontentamento for bastante alto,
mas geralmente fornecem poucas informações úteis sobre a satisfação do cliente com a
sensação do pedal.
Outra fonte de opinião de conforto de frenagem dentro das montadoras são
aquelas fornecidas por avaliadores da própria montadora através de avaliações subjetivas.
Normalmente, estas avaliações subjetivas são executadas sob circunstâncias de operação
controladas e tentam simular todas as condições de uso experimentadas pelos clientes. Os
critérios de avaliação e a escala de pontuação, dirigidos para análise de sensação de freio, são
estabelecidos entre outras análises subjetivas. A figura 3.1 apresenta um exemplo de escala de
desempenho associada com uma avaliação numérica, onde o avaliador aplica a sua pesquisa
sobre a avaliação à sensação subjetiva da manobra de frenagem (KOWALSKI; EBERT,
1993).
Figura 3.1 – Exemplo de um item de avaliação subjetiva realizada por montadoras
(KOWALSKI; EBERT, 1993).
Entretanto, este fato faz com que os resultados dependam em grande parte pura
e exclusivamente, da capacidade de sensibilidade do avaliador em transformar suas sensações
em notas de pontuação, a qual pode ou não divergir dos resultados de outros avaliadores,
dependendo não só do seu grau de aprimoramento e sensibilidade, como também pelo “gosto”
Este veículo atende a sua expectativa para parar rapidamente a 60km/h em uma linha reta?
Circunde por favor, a avaliação apropriada.
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Não atende as
minhas
expectativas
Quase atende as
minhas
expectativas
Atende minhas
expectativas
Excede minhas
expectativas
52
particular de cada avaliador tem em relação ao item avaliado. Neste sentido, são necessários
esforços significativos em treinamento de avaliadores, para que ser estabelecido certo padrão
de avaliação subjetiva.
A utilização de critérios numéricos para análise de conforto de frenagem pode
além de auxiliar e complementar a análise subjetiva, estabelecer o elo entre a sensação de
frenagem avaliada e percebida com os parâmetros objetivos mensuráveis, que fazem parte da
concepção técnica do projeto de sistemas de freio. Uma vez que estes critérios estejam
bastante refinados, podem-se diminuir as variações de opiniões subjetivas resultantes do nível
dos avaliadores, além de permitir uma análise prévia do que se pode ter como resultado do
funcionamento do sistema de freio em sua fase inicial de projeto, antes mesmo de serem
realizados os primeiros ensaios veiculares, reduzindo os riscos de re-projeto e seus custos.
3.2. Análise Objetiva do Conforto de Frenagem
Segundo Gillespie (1992), a importância da ergonomia no projeto de um
sistema de freio de um veículo está no fato de permitir aos usuários usufruir toda a
potencialidade de frenagem disponível de maneira otimizada. Além do posicionamento do
pedal de acionamento do freio em relação a outros pedais, tais como o do acionamento do
acelerador e do acionamento da embreagem, o esforço e o curso de pedal durante a frenagem
são variáveis influentes no projeto do sistema.
A sensação do pedal de freio, portanto, descreve como o esforço de pedal, o
curso de pedal e a desaceleração do veículo interagem em função do tempo (AUGSBURG
apud BREUER; DAUSEND, 2003). O estabelecimento da correlação entre estas variáveis
mensuráveis no veículo (esforço de pedal, curso de pedal e desaceleração) em função do
tempo com as avaliações subjetivas resulta na análise objetiva do conforto de frenagem e
53
define os limites de aceitação com o objetivo de estabelecer uma boa sensação de pedal de
freio.
Mortimer et al. (1970) publicaram um trabalho, identificando para diversas
condições de ganho de força de pedal – razão entre força de pedal e desaceleração – uma faixa
ótima de conforto de pedal para homens e mulheres que potencializassem ao máximo a
frenagem do veículo. A figura 3.2 apresenta os resultados obtidos e a faixa ótima de ganho de
pedal.
Figura 3.2 – Propriedades de ganho de força de pedal ótima (MORTIMER et al., 1970).
Este trabalho conclui que a força máxima exercida com o pé direito durante a
frenagem por 5% da população feminina é de aproximadamente 378 N (85 lbf), apesar de
Limpert (1999) observar que a força máxima exercida poderia ser de 445 N (100 lbf) para o
mesmo percentual da população feminina e aproximadamente 823 N (185 lbf) para a
população masculina. Vale ressaltar que a regulamentação européia ECE – R13 estabelece
como limite de força de pedal de freio 500 N para automóveis de passeio (categoria M1).
Ainda segundo Limpert (1999), considera-se também que veículos que normalmente utilizam
Norma Existente
(Parada a 30 mph)
54
servo-freio com assistência a vácuo, a força de pedal máxima de aproximadamente 223 N a
489 N (50 lbf a 75 lbf) deve fornecer uma desaceleração de 0,9 g a 1,0 g. O curso de pedal
associado a esta condição de força de pedal não deve ultrapassar de 75 mm a 90 mm para
freios na condição “fria” (temperatura do freio menor que 90 °C).
Uma abordagem mais completa, porém, simplificada foi apresentada por
Kowalski e Ebert (1993), que correlacionou as medidas objetivas de frenagem tais como força
de pedal, curso de pedal e tempo de resposta do sistema de freio com as avaliações subjetivas
através de um indicador numérico, o Índice de Sensação de Freio ou
Brake Feel Index (BFI).
Este indicador numérico é baseado num sistema de pontuação de até 100 pontos. A figura 3.3
apresenta um exemplo de cálculo do BFI para um veículo em particular.
PARÂMETRO PESO OBJETIVO MÉTODO DE CÁLCULO
Força da pré-carga do
pedal
5% -
Subtraia 1 % para cada 4,4 N (1 lbf) sobre
o valor objetivo
Força de pedal em baixa
desaceleração
5% -
Subtraia 1 % para cada 4,4 N (1 lbf) sobre
o valor objetivo
Curso de pedal em baixa
desaceleração
20% -
Subtraia 2 % para cada 25 mm (1 pol.)
excedente do valor objetivo
Força do pedal em
desaceleração moderada
10% -
Subtraia 1 % para cada 4,4 N (1 lbf) sobre
o valor objetivo
Curso de pedal em
desaceleração moderada
10% -
Subtraia 1% para cada 50 mm (2 pol.)
acima do objetivo, ou subtraia 1 % para
cada 25 mm (1 pol.) abaixo do objetivo.
Força de pedal em
desaceleração elevada
20% -
Subtraia 1 % para cada 4,4 N (1 lbf) sobre
o valor objetivo
Tempo de resposta 30% -
Subtraia 1,5 % para cada 1 s excedente ao
tempo objetivo
Contagem máxima 100%
Figura 3.3 – Método de Cálculo do Índice de Sensação de Frenagem (BFI)
(KOWALSKI; EBERT, 1993).
Para o desenvolvimento do BFI, aproximações empíricas foram feitas, pesos e
métodos de cálculos foram ajustados até que a correlação entre os dados objetivos e
subjetivos existentes fosse atingida. Foram estabelecidas para o levantamento dos dados
objetivos as seguintes características dos veículos: velocidade do veículo, condição do freio
55
(por exemplo, pré-assentado, assentado ou pós-
fade), temperatura inicial de frenagem,
condição de pista de teste, nível de vácuo no servo-freio, carregamento do veículo (condição
vazia, meia-carga ou carregado), velocidade de aplicação da força no pedal.
A utilização do BFI, entretanto não substitui o uso de medições objetivas
detalhadas do desempenho do sistema de freio. Esta condição de correlação entre dados
objetivos e subjetivos permite prognosticar razoavelmente a sensação subjetiva de um freio,
mesmo que o veículo em questão ainda esteja em fase de projeto. Análises realizadas em
vários veículos de diversas categorias mostram uma correlação boa entre o BFI e as
avaliações subjetivas efetuadas (Coeficiente de Correlação
6
R
2
> 0,79). Valores de
Coeficiente de Correlação entre 0,40 e 0,70 são considerados razoáveis.
Em seu trabalho, Pascali et al. (2003) desenvolveu um novo processo para
traduzir a sensação de frenagem em valores mensuráveis e prognosticáveis através de índices
de qualidade (Q.I.), para então gerar especificações de sistemas de freio. O estabelecimento
destes índices de qualidade é realizado através do desdobramento da qualidade da sensação de
freio, que analisa as seguintes funções: eficiência global da frenagem, controlabilidade
(capacidade de modulação) da frenagem, progressividade do pedal, sensação da força do
pedal, sensação do curso de pedal e a esponjosidade do pedal (resposta do pedal do freio
devido à deformação elástica dos componentes). A obtenção destes índices é realizada através
de medições das variáveis correlacionadas às funções, comparadas a uma referência. Estes
índices de qualidade, por sua vez, são utilizados para estabelecer o Índice Global da Sensação
de Freio, denominado IQF. A aplicação da metodologia do IQF pode ser resumida em duas
tarefas basicamente: a caracterização experimental do veículo-objeto de análise, que permite
construir uma base de dados para o desdobramento objetivo do sistema de freio, onde através
6
Coeficiente de Correlação R
2
representa, no caso em questão, o percentual que uma mudança na avaliação
subjetiva pode ser explicada por mudanças nas encontradas na medição objetiva.
56
dos dados gerados, objetivos para o desempenho do sistema de freio são ajustados, e através
de modelos de simulação numérica, permite a realização de ajustes de subsistemas.
Markus (1999) publicou um artigo sobre a influência dos tipos de freio de roda
utilizados na sensação de frenagem. Foi observado que veículos com freio a disco nas quatro
rodas podem oferecer uma sensação de pedal de freio melhor do que veículos de mesma
plataforma, mas equipados com freio a tambor traseiro, devido à existência de perdas pré-
operativas no freio a tambor (pressões iniciais de trabalho típicas de 3,8 bar a 4,1 bar contra
pressões típicas de 0,3 bar a 0,6 bar nos freios a disco), o que resulta em força e cursos de
pedal maiores. Este fato permite que veículos com freio a disco nas quatro rodas apresentem
respostas de frenagem mais rápidas e melhor progressividade que os veículos com freio a
tambor no eixo traseiro. Esta diferença no desempenho dos componentes de freio torna
praticamente impossível à utilização de servos-freios comuns às duas aplicações.
Ainda segundo Markus (1999), o tipo de freio a disco, a sua rigidez e o
material de atrito utilizado, embora secundário, podem afetar também a sensação de pedal.
Os freios a disco deslizantes, normalmente utilizados na maioria dos automóveis de passeio,
têm possibilidade de se deformarem sob frenagem pesada, confundindo a sensação
transmitida através do pedal de freio. Os freios a disco fixo por serem mais rígidos,
geralmente apresentam sensações melhores de pedal de freio (KAKIHARA; MATSUZAKI
apud BREUER, 2003).
Basch et al. (2002) analisaram a influência das propriedades dos materiais de
atrito, representado pelas pastilhas e lonas de freio, com relação à sensação do pedal de freio.
Características como o nível de fricção, taxa de crescimento do nível de atrito no momento da
parada, a compressibilidade a frio e a compressibilidade a quente são algumas das
propriedades dos materiais de fricção que podem influenciar a sensação do pedal. Apesar da
sua influência na sensação de conforto de frenagem ser menor, comparado ao ajuste do servo-
57
freio e dimensionamento dos componentes hidráulicos, a sua alteração é relativamente
simples e apresentam impactos de custo relativamente baixos para sua implementação.
Entretanto, considerando materiais de atrito com níveis de fricção de mesmo nível, de modo
que não seja afetado o comportamento de frenagem do veículo, as diferenças em propriedades
tais compressibilidade a frio e a quente, taxa de crescimento do nível de atrito no momento da
parada mostraram-se muito sutis, mas perceptíveis quando analisadas do ponto de vista
objetivo, no entanto, não apresentaram nenhuma diferença estatisticamente significativa do
ponto de vista da avaliação subjetiva.
58
4. METODOLOGIA
Para analisar o conforto de frenagem de um automóvel de passeio, o objetivo
deste trabalho é realizar comparações entre as avaliações subjetivas de sensação de frenagem
e as avaliações objetivas baseadas em resultados obtidos através da modelagem matemática
do sistema de freio, utilizando um programa baseado em planilha de cálculo, para um estudo
de caso envolvendo a mudança do material de atrito da pastilha do freio dianteiro.
A motivação da mudança do material de atrito da pastilha neste estudo de caso
tem como objetivo, primeiramente a nacionalização do material de atrito buscando ganhos em
termos de redução de custo do produto e em segundo lugar, a melhoria no desempenho de sua
durabilidade em campo. Considerando que a sua aplicação deveria ser realizada num sistema
de freio de um automóvel em produção, um terceiro objetivo consiste em proporcionar
diferenças mínimas no desempenho e no conforto de frenagem do veículo, preservando deste
modo a total intercambiabilidade entre os dois materiais de atrito.
Os trabalhos para seleção de materiais de atrito foram iniciados em conjunto
com o fornecedor do sistema de freios, com o estudo de quatro propostas de materiais de
atrito, sendo duas de fornecedores de materiais de atrito locais e, duas alternativas de
fornecedores japoneses, sugeridas pela matriz da Montadora B. Para a seleção final, foram
levados em consideração, além do atendimento dos objetivos acima mencionados, um bom
desempenho em termos de conforto acústico ao motorista com relação aos ruídos de freio.
4.1. Avaliação Subjetiva
A avaliação subjetiva foi conduzida através de ensaios realizados com
funcionários de vários departamentos, entre os quais, Engenharia de Produto, Qualidade,
Assistência Técnica, Qualidade Assegurada, em veículos monitores da frota dos
departamentos respectivos e em veículos pertencentes à gerência das áreas envolvidas, onde a
59
pastilha de freio original fora substituída pela nova proposta de pastilha de freio. Todas as
pessoas que participaram desta avaliação subjetiva tinham um longo contato com o veículo e
com o sistema de freio utilizando a pastilha de freio original, o que tornaria possível a
obtenção de resultados mais significativos do ponto de vista de qualquer alteração expressiva
em termos do conforto de pedal.
Os trajetos utilizados para a realização desta avaliação subjetiva foram os mais
diversos, sempre baseados na utilização dos veículos desde o transporte diário até o local de
trabalho, como para viagens a trabalho, que resultam em trechos mistos de tráfego urbano e
rodoviário, com participações percentuais variadas.
Para a realização da análise subjetiva de sensação de frenagem, foi utilizado
um questionário baseado no procedimento de avaliação subjetiva comparativa entre o veículo
com a pastilha original e o veículo com a pastilha proposta, utilizada pela Montadora B,
denominada “
Vehicle Screening Test”, na qual quesitos relacionados ao sistema de freio são
avaliados e recebem notas, que variam de 1,0 a 5,0, baseados em critérios de pontuação. A
tabela 4.1 mostra os itens avaliados em termos de conforto de frenagem e a tabela 4.2 mostra
os critérios de pontuação utilizados nesta avaliação, apesar da avaliação subjetiva realizada ter
sido concentrada apenas no quesito sensação de freio, vibração e ruído.
60
Tabela 4.1 – Avaliação Subjetiva: Itens relacionados ao conforto de frenagem.
Itens de Avaliação
Sensação de Freio
(Eficiência, Esforço de Pedal, Curso de Pedal, Balanceamento do Sistema,
Controle)
Vibração
Ruído
Estabilidade de frenagem em linha reta
(Desvio de trajetória, Puxada lateral)
Desempenho do ABS
(Ponto de acionamento, Ruído de Funcionamento, Estabilidade,
Controlabilidade da Direção)
Eficiência do Freio de Estacionamento
(& acionamento acidental)
Desempenho do Servo-freio
(Capacidade/Recuperação de vácuo, Ruído de Funcionamento)
Outros
Tabela 4.2 – Definição dos Critérios de Pontuação para o “Vehicle Screening Test”.
Notas Definição
5
Muito melhor que os competidores. (O melhor de todos os
competidores.)
4 Melhor que os competidores.
3,5 Marginalmente melhor que a média dos competidores.
3,25 Um pouco melhor que a média dos competidores.
3 Nível médio entre os competidores.
2,75 Um pouco abaixo que a média dos competidores.
2,5 Marginalmente pior que os competidores.
2 Pior que os competidores.
1 Muito pior que os competidores.
4.2. Avaliação Objetiva
A análise objetiva do conforto de frenagem foi realizada através da simulação
matemática do sistema de freio do veículo objeto de estudo, utilizando um programa
computacional baseado em planilhas de cálculo
Microsoft Excel
7
desenvolvido pela
7
Microsoft Excel é marca registrada da Microsoft Corporation, Estados Unidos.
61
Montadora B. Este programa leva em consideração apenas os efeitos da atuação do sistema de
freio na desaceleração do veículo, desprezando o efeito das forças resistivas relativas à
resistência ao rolamento, à resistência aerodinâmica, à resistência ao aclive e à resistência de
inércia das partes rotativas do veículo, como a maior parte dos programas de cálculos de
sistema de freio utilizados pelos fabricantes de sistemas de freio, tais como
TRW Automotive e
Robert Bosch. Foram comparados os resultados obtidos na modelagem matemática com
critérios de aceitação de conforto de frenagem das Montadoras A e B.
Além da hipótese simplificadora acima mencionada, outras hipóteses
simplificadoras são consideradas pelo programa de cálculo, a saber:
• Incompressibilidade do fluido de freio utilizado no veículo, apesar de Limpert (1999)
apresentar uma forma de cálculo para determinação da perda de volume devido à
compressão do fluido de freio;
• Desprezadas as perdas de volume decorrente da aplicação de pressão no sistema de freio,
devido expansão volumétrica dos tubos de freio e no cilindro mestre, a existência de ar ou
gás remanescente após a sangria do sistema de freio, e uma pequena parcela da
compressibilidade do fluido de freio, apesar de Limpert (1999) apresentar uma forma de
cálculo baseado em dados experimentais para a determinação destas perdas. Deste modo,
apenas o cilindro mestre, as mangueiras flexíveis e os conjuntos de freio de roda
contribuem para a absorção volumétrica do sistema de freio, afetando assim as variáveis:
curso de pedal e força de pedal;
Neste programa, além da realização de cálculos básicos de balanceamento de
frenagem e desempenho de frenagem, comparado aos requisitos das normas
regulamentadoras, tais como a regulamentação européia ECE-R13, realiza também os
cálculos relativos às variáveis relacionadas ao conforto de frenagem, tais como curso de pedal
de freio, esforço de pedal de freio e desaceleração do veículo. Para realização destes cálculos
62
do sistema de freio, além dos dados geométricos de instalação e especificação dos
componentes de freio, foram levantados dados experimentais através de equipamentos de
ensaio em bancada e dinamômetros de inércia nos laboratórios de ensaio do fabricante do
sistema de freio e dos fabricantes de materiais de atrito. Estes dados obtidos permitiram
também, numa primeira análise, avaliar o desempenho comparativo entre a pastilha original e
pastilha proposta pelo fornecedor local.
Para o fabricante do sistema de freio foi solicitado o levantamento da absorção
volumétrica do freio a disco dianteiro com a pastilha proposta comparada à pastilha original, a
qual tem como objetivo medir o volume de fluido de freio consumido pelo conjunto de freio a
disco em função da pressão hidráulica aplicada. A figura 4.1 ilustra o tipo de equipamento
utilizado para medição da absorção volumétrica dos conjuntos freios a disco. Os resultados
obtidos neste ensaio levam em consideração as deformações sofridas pelo freio a disco e a
compressão da pastilha de freio devido à aplicação da pressão hidráulica. Segundo Schwanke
(2002), a absorção volumétrica de um freio a disco é não linear.
Figura 4.1 – Dispositivo para medição da absorção volumétrica.
No caso do fabricante de material de atrito, foram realizados ensaios
comparativos entre a pastilha original e a pastilha proposta, considerando não somente o
desempenho dinâmico necessário, através do levantamento do coeficiente de atrito da
63
pastilha, mas também outras características importantes, como a compressibilidade da pastilha
a frio e a quente, e o desempenho de ruído.
O levantamento do coeficiente de atrito da pastilha foi realizado baseado na
norma
AK Master Dynamometer Program Test (1998), a qual utiliza dinamômetros de inércia
automotivos (figura 4.2), onde a inércia do veículo é simulada através de discos de inércia
anexados ao eixo motor do dinamômetro, e por conseqüência, ao disco de freio. Para este
ensaio, frenagens são aplicadas sob certas condições de velocidade, desaceleração e
temperatura, obtendo-se valores de torque de frenagem, de onde são calculados e obtidos os
valores de coeficiente de atrito.
(1)
discos de inércia; (2) eixo motor; (3) motor elétrico;
(4) flange para o disco de freio; (5) suporte para o freio a disco;
Figura 4.2 – Esquema de um dinamômetro de inércia automotivo (LINK, 2005).
A medição da compressibilidade da pastilha a frio e a quente foi executada
conforme os procedimentos descritos na norma
TRW TS 6-11-101 (1997), que emprega um
dispositivo de medição da compressibilidade em bancada (figura 4.3) e, mediante a aplicação
e liberação cíclica de pressão sobre a pastilha, utilizando-se um corpo cilíndrico que tem a
mesma função do êmbolo de um freio a disco, é medido o valor da sua deformação.
Resistências elétricas contidos no dispositivo permitem o uso do mesmo tanto para medições
a frio como para as medições a quente.
1
2
3
4
5
64
Figura 4.3 – Dispositivo de medição da compressibilidade da pastilha (Jurid, 2005).
Quanto ao desempenho da pastilha em relação ao conforto acústico, foi
utilizada a norma
AK Noise Test Procedure (1999), que realiza a avaliação empregando
dinamômetros de inércia para análise de ruídos e vibrações, o qual se constitui de um
dinamômetro de inércia com isolação acústica com dispositivo de coleta de ruído através de
microfones. O sistema de freio é avaliado em conjunto com os demais componentes da
suspensão, conforme a figura 4.4.
Figura 4.4 – Dinamômetro de inércia para análise de ruídos e vibrações
(FRAS-LE, 2004).
65
Além dos ensaios acima envolvendo o material de atrito, foi conduzido para
fins de validação dos resultados de conforto de ruído, um ensaio em dinamômetro de chassis
(figura 4.5), conforme procedimento baseada em norma da Montadora B, onde é realizada a
medição de ruído de frenagem através do ensaio de um veículo completo numa câmara com
isolação acústica e térmica.
Figura 4.5 – Esquema de um dinamômetro de chassis (LINK, 2005).
A figura 4.6 mostra o fluxograma do programa de simulação utilizado e a
figura 4.7 mostra a tela com os dados de entrada do programa de cálculo do sistema de freio
utilizado.
66
Dados de entrada:
1 – Dados do veículo: peso, distância entre eixos,
massa por eixo, altura do CG, dimensões dos
pneus;
2 – Dados do sistema de freio e dos componentes
do freio, tais como raio efetivo, dia. êmbolos,
fator de freio, etc.
Cálculo de Pressão x Desaceleração
Cálculo de Força no
Pedal x Desaceleração
Curva Força no
Pedal x
Desaceleração
Cálculo de Pressão x
Curso de Pedal
Cálculo Curso de Pedal x
Desaceleração
Curva Curso do
Pedal x
Desaceleração
Cálculo de Curso do Pedal x
Força no Pedal
Curva Curso do
Pedal x
Força no Pedal
Figura 4.6 – Fluxograma do programa de simulação matemática para análise objetiva
de conforto de frenagem.
67
Brake Performance Calculation Sheet1 (Input Sheet)
Please input mainly, the data on items wrote in bold letters.
Regulation R13=1, R13-H=2
1 Friction Coef. 2 3 4 5
Category M1=1, N1=2, Others=3
1 NO. FBEF
20kg/cm2 40kg/cm2 60kg/cm2 80kg/cm2
2
50km/h(1E)
Brake Booster
3
100km/h(1E)
Car Name
Corolla S/D
PV=0, LSPV=1
0
Booster Dia [inch]
94
50km/h(LE)
0,84 0,84 0,84 0,84
Wheelbase [mm]
2600
Cut-in-pressure (Driver only) [bar]
15
Vaccum Pressure [mmHg]
500 5
50km/h(2E)
0,84 0,84 0,84 0,84
COG height (Driver only) [mm]
520
Slope (Driver only)
0,37
Jumping
45 6
100km/h(2E)
0,84 0,84 0,84 0,84
COG height (GVM) [mm]
470
Cut-in-pressure (GVM) [bar]
15
Servo Ratio Step Qty 1 to 3
17
130km/h(2E)
0,84 0,84 0,84 0,84
Front Axle Mass (Driver only) [kg]
735
2nd Cut-in M/C Pressure (GVM)
15
1st Servo Ratio
78
50km/h(3E)
0,84 0,84 0,84 0,84
Rear Axle Mass (Driver only) [kg]
450
Slope (GVM)
0,37
2nd Servo Ratio
79
100km/h(3E)
0,84 0,84 0,84 0,84
Front Axle Mass (GVM) [kg]
810
Unit Cut-in-pressure [bar]
15
3rd Servo Ratio
710
130km/h(3E)
0,84 0,84 0,84 0,84
Rear Axle Mass (GVM) [kg]
685
Unit Slope
0,37
2nd Step Initial Out Force
70 Friction Coef.
Front Tire Radius [mm]
288 By-pass: No=1, Yes=2 1
3rd Step Initial Out Force
120 NO. RBEF
20kg/cm2 40kg/cm2 60kg/cm2 80kg/cm2
Rear Tire Radius [mm]
288 2
50km/h(1E)
Master Cylinder (M/C)
Air Valve Spring (kgf) 6,4 3
100km/h(1E)
M/C Diameter [mm]
20,64 Valve Sliding Resistance 0,5 4
50km/h(LE)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Caliper Model
TRW C57 Master Cyl. Pressure Diffence 0 DIAPH.PL_SPG 16,6 5
50km/h(2E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Pad Material
Pagid 648 [Sec. Chamber supplies FR Circuit, SEAL+DIAPH Resistance 5 6
100km/h(2E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Brake Piston Dia. [mm]
57 "+" Values, Opposite "-" Values] 7
130km/h(2E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Brake Eff. Radius [mm]
104 Dash panel deformation [mm/kgf] 0,1 Pedal Return Spring 2 8
50km/h(3E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front threshold pressure [bar] 1 Pedal Efficiency 0,96 9
100km/h(3E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Hose Length (Total) [mm] 800
Brake Pedal
Pedal Freeplay [mm] 5 10
130km/h(3E)
0,76 0,76 0,76 0,76
Front Hose Fluid Displ. Slope 0,0000066 Pedal type 1
FR Hose: Displ. value that cross Y axis
0,000092 (Constant=1
、
Variable=2) 1 Lock Friction Coeficient 1
Constant Pedal Ratio
2,8
（
Variable Pedal Ratio: This version cannot use.)
NO. Input Rod Stroke PRV
Fluid Displacement Data
20mm
Rear Drum=0, Rear Disc=1 1 Fluid Displacement [cm3] for Front Volume Rear Volume 3 5mm
Rear Caliper Model
TRW C34 1 wheel FVOL RVOL 4 10mm
Rear Pad Material
Ferodo 4088F
5 bar
0,465 0,160 5 15mm
Rear Brake Piston Dia. [mm]
34
10 bar
0,650 0,210 6 20mm
Rear Brake Eff. Radius [mm]
112
20 bar
0,987 0,277 7 25mm
Front threshold pressure [bar] 1
30 bar
1,280 0,320 8 30mm
Front Hose Length (Total) [mm] 500
40 bar
1,540 0,365 9 35mm
Front Hose Fluid Displ. Slope 0,0000066
50 bar
1,770 0,391 10 40mm
RR Hose: Displ. value that cross Y axis
0,000092
60 bar
1,960 0,437 11 45mm
RR Pressure 1 convert in 2 1
70 bar
2,180 0,468 12 50mm
RR ORG Cylinder Dia.
80 bar
2,310 0,500
Used BEF NO.
5
90 bar
2,530 0,527
(50km/h 1E: 2
～
10)
100 bar
2,700 0,556
Braking Force Control DeviceGeneral Vehicle Data
Front Axle Brake
Rear Axle Brake
Fi
g
ura 4.7 – Tela de dados de entrada do
p
ro
g
rama de cálculo do sistema de freio.
68
Complementando a análise objetiva do sistema de freio, foram comparados os
resultados obtidos pela simulação matemática com os critérios de aceitação utilizados pela
Montadora B para que um veículo apresente um bom nível de conforto de frenagem.
Ainda no caso do veículo com a pastilha proposta, realizaram-se também
medições experimentais no veículo através da utilização de equipamento de coleta de dados
digital, onde os sinais foram adquiridos com uma taxa de amostragem de 1 kHz. Este ensaio
foi realizado na pista de teste do fornecedor do sistema de freio, num dia com boas condições
meteorológicas, sem chuva.
4.3. Modelagem dinâmica da frenagem em linha reta
Conforme comentado no capítulo anterior, o modelo matemático utilizado no
programa de cálculo considerou somente as forças efetivas resultantes da aplicação do freio
no veículo, desprezando as demais forças resistivas que de certa forma, contribuiriam a favor
da força de frenagem, desacelerando o veículo.
Desta forma, para o cálculo da força de frenagem em cada eixo, têm-se as
seguintes equações:
⋅⋅⋅−⋅=
D
ef
fCfWColf
R
r
BFA)p(p 2 F
η
(4.1)
⋅⋅⋅−⋅=
D
et
tCtWColt
R
r
BFA)p(p 2 F
η
(4.2)
69
sendo que,
pneu do dinâmico raio:R
traseiroe dianteiro eixos os para freio de tambor doou disco a freio do efetivo raio:r er
traseiroe dianteiro freio do mente,respectiva freio, defator :BF eBF
tambora freio do roda de cilindro do e disco a freio do eficiência: e
disco a freio do êmbolo doou tambor a freio do roda de cilindro do êmbolo do área:A
disco oou tambor o com contato
em entrem pastilhas asou freio de sapatas as que para necessária operativa,-pré pressão:p
roda de freios os alimenta que freio de fluido do hidráulica pressão:p
traseiroe dianteiro eixos srespectivo nos atuam que frenagem de Forças:F eF
D
etef
tf
CtCf
WC
o
l
tf
ηη
Segundo Limpert (1999), o fator de freio BF é definido como sendo a razão
entre a resistência força de atrito total gerada no disco ou no tambor por um freio pela força
aplicada nas pastilhas (no caso do freio a disco) ou nas lonas (no caso do freio a tambor).
Deste modo, para o veículo analisado em questão, que possui freio a disco nas quatro rodas, o
fator de freio BF de um freio a disco seria igual a:
L
2BF
µ
=
(4.3)
sendo que µ
L
= coeficiente de atrito da pastilha.
Da mesma forma, os fatores de freio dos freios a tambor podem ser
determinados através de cálculos (LIMPERT, 1999), ou através de métodos gráficos ou ainda,
obtidos experimentalmente através de ensaios em dinamômetros.
A desaceleração do veículo foi calculada considerando as forças de frenagem
nos eixos e a massa do veículo, conforme a equação abaixo:
m
FF
b
tf
+
=
(4.4)
70
sendo que:
veículodo totalmassa : m
traseiroe dianteiro eixos srespectivo nos atuam que frenagem de Forças:F eF
veículono frenagem de forças as devido çãodesacelera : b
tf
Para determinação da força de pedal, utilizou-se o mesmo equacionamento
apresentado por Limpert (1999), onde se tem:
pp
MCl
p
l
Ap
F
η
⋅
⋅
=
(4.5)
sendo que,
freio de pedal do eficiência:
freio de pedal do relação:l
mestre cilindro do êmbolo do área:A
roda de freios os alimenta que freio de fluido do hidráulica pressão:p
freio de pedal do Força:F
p
p
MC
l
p
η
Para determinação do curso de pedal, utilizou-se a seguinte equação, baseada
no equacionamento apresentado por Limpert (1999):
po
MC
i
p
ll
A
V
S ⋅
+
Σ
= (4.6)
sendo que,
freio de pedal do relação:l
mestre cilindro o montado está onde
carroceria da painel do deformação mestre, cilindro do morto curso ao relativo morto curso:l
mestre cilindro do êmbolo do área:A
flexíveis mangueiras das e tambor a e disco a freios dos mestre, cilindro do originário
sendo como programa, neste oconsiderad freio, do componente cada de volumede perda:V
freio do pedal do Curso:S
p
o
MC
i
p
71
Apesar da modelagem utilizada neste programa de cálculo não levar em
consideração as demais forças resistivas, Gardinalli (2005) apresenta a modelagem
matemática das forças resistivas não consideradas, mas que estão atuantes no automóvel para
determinação da força total de frenagem.
4.4. Veículo Testado
Os veículos utilizados na avaliação subjetiva foram automóveis de passeio, do
tipo
sedan e do tipo perua, equipados com motor a gasolina 1,8 litros, ambos de fabricação
nacional, categoria “C”, que é originalmente equipado com freio a disco nas quatro rodas,
com ou sem sistema ABS.
Contudo, para comparação dos resultados relativos à avaliação subjetiva e à
avaliação objetiva, utilizamos os dados referentes ao veículo
sedan, equipado com motor a
gasolina 1.8 litros, sem ABS, devido ao seu balanceamento de frenagem ser mais crítico que
os veículos equipados com sistema ABS. A tabela 4.3 mostra os dados do veículo ensaiado.
72
Tabela 4.3 – Dados do veículo ensaiado.
Item Dado
Distância entre eixos 2600 mm
Altura do Centro de Gravidade (somente motorista) 520,0 mm
Altura do Centro de Gravidade (condição carregado (GVM)) 470,0 mm
Massa do eixo dianteiro (somente motorista) 735,0 kg
Massa do eixo traseiro (somente motorista) 450,0 kg
Massa do eixo dianteiro (condição carregado (GVM)) 810,0 kg
Massa do eixo traseiro (condição carregado (GVM)) 685,0 kg
Raio dinâmico do pneu dianteiro 288,0 mm
Raio dinâmico do pneu traseiro 288,0 mm
Tipo do freio dianteiro Freio a disco
Diâmetro do êmbolo do freio dianteiro 57,0 mm
Raio efetivo do freio dianteiro 104,0 mm
Pressão pré-operativa do freio dianteiro 1,0 bar
Tipo do freio traseiro Freio a disco
Diâmetro do êmbolo do freio traseiro 34,0 mm
Raio efetivo do freio traseiro 112,0 mm
Pressão pré-operativa do freio traseiro 1,0 bar
Tipo de válvula de controle de pressão Válvula de corte fixo
Pressão de corte da válvula 15,0 bar
Relação da válvula 0,37
Tipo de cilindro mestre Tandem
Diâmetro do êmbolo do cilindro mestre 20,64 mm
Tipo de servo-freio Dupla câmara a vácuo
Diâmetro do servo-freio 9,0 pol.
Relação do servo-freio 7,0
Jump-in
8
45 bar
Relação do pedal de freio 2,8
8
Jump-in representa o aumento inicial da força de saída do servo-freio a uma dada força de entrada, que resulta
da força de reação aplicada na haste de entrada decorrente da deformação do disco de reação (HIROTA et al,
2004).
73
5. RESULTADOS
A seguir são apresentados os resultados comparativos entre os dois materiais
de atrito (original e proposta), os resultados teóricos obtidos através da modelagem
matemática entre os dois materiais de atrito, os resultados experimentais obtidos durante os
ensaios práticos realizados com o veículo com a pastilha proposta e os resultados da avaliação
subjetiva realizada nos veículos monitores com a pastilha proposta.
5.1. Resultados dos materiais de atrito
Na tabela 5.1 são mostrados os resultados comparativos dos coeficientes de
atrito entre as pastilhas original (Pagid 648) e proposta (Fras-le PD/939), obtidas através do
procedimento de ensaio
AK-Master Dynamometer Program Test realizado pelo fabricante da
pastilha.
Tabela 5.1 – Coeficientes de atrito obtidos conforme AK-Master Dynamometer
Program Test.
Item Características
Original
(Pagid 648)
Proposta
(PD/939)
Observação
3 µ OP6 0,46 0,46 µ médio das frenagens 1 a 6.
4.3 µ V120 0,45 0,46 µ médio das frenagens a 20, 30 e 40 bar.
4.5 µ V
max
0,40 0,36 µ médio das frenagens a 20, 30 e 40 bar.
5 µ OP6 0,41 0,41 µ médio das frenagens 1 a 6.
6 µ t40 0,43 0,41 µ da primeira parada.
7 µ MW2 0,47 0,39 µ da segunda parada.
8 µ OP18 0,41 0,42 µ médio das frenagens 1 a 18.
9 µ F1 0,36 0,31 µ mínimo das frenagens 1 a 15
10 µ OP18 0,44 0,45 µ médio das frenagens 1 a 18.
12 µ T500 / µ T300 0,35 0,27
µ mínimo das frenagens a alta temperatura
conforme 12.1 e 12.2
13 µ OP18 0,42 0,46 µ médio das frenagens 1 a 18.
14 µ F2 0,38 0,32 µ mínimo das frenagens 1 a 15.
15 µ OP18 0,42 0,45 µ médio das frenagens 1 a 18.
74
Na tabela 5.2 são mostrados os resultados comparativos dos valores médios de
compressibilidade da pastilha, conforme procedimento de ensaio
TRW TS 6-11-101 (1997).
Os valores de compressibilidade da pastilha representam os valores de deformação ocorridos
no material de atrito devido à aplicação de pressão na plaqueta sob determinadas condições de
temperatura (ambiente e alta temperatura). O gráfico da figura 5.1 compara os valores
encontrados entre a pastilha original e a proposta.
Tabela 5.2 – Compressibilidade da Pastilha.
Item Original
(Pagid 648)
Proposta
(PD/939)
Compressibilidade a frio (µm) 195 136
Compressibilidade a quente (µm) 226 179
Compressibilidade da pastilha
195
136
226
179
0
50
100
150
200
250
1
Tipo de Pastilha
Compressibilidade (µm)
Original (a frio)
Proposta (a frio)
Original (a quente)
Proposta (a quente)
Compressibilidade
a frio
Compressibilidade
a quente
Figura 5.1 – Comparativo da compressibilidade entre a pastilha original e a proposta.
Os valores médios da compressibilidade da pastilha foram obtidos através da
medição da compressibilidade a frio e a quente, para uma amostragem de quatro pastilhas de
cada referência de material de atrito para cada medição. Devido à baixa quantidade do número
de amostras por ensaio, pode-se perceber que a variação nos valores medidos foi
relativamente grande, o que pode ser melhorado com o aumento do número de amostras a
serem medidas.
Os gráficos das figuras 5.2 e 5.3 apresentam os resultados obtidos em
dinamômetro inercial para avaliação de ruído, utilizando o procedimento de ensaio
AK-Noise
75
Test Procedure. Como podem ser observados, os dois materiais apresentam comportamentos
diferentes na geração de ruído decorrente da frenagem.
Figura 5.2 – NPS
9
máximo por freada para pastilha original.
9
NPS ou Nível de Pressão Sonora são valores que indicam o total de energia sonora registrada no intervalo de
freqüências do espectro selecionado.
76
(a) Condição no início do projeto
(b) Condição no final do projeto
Figura 5.3 – NPS máximo por freada para a pastilha proposta.
Similarmente ao ensaio de dinamômetro baseado na norma
AK Noise Test
Procedure, realizou-se um ensaio de avaliação de ruído, baseado em procedimento de ensaio
da Montadora B, simulando todas as condições de frenagem possíveis, em termos de pressão
e temperatura. Os resultados do material original e proposta seguem nas figuras 5.4 e 5.5.
77
Figura 5.4 – Ensaio de ruído da pastilha original realizado conforme
procedimento da Montadora B.
Figura 5.5 – Ensaio de ruído da pastilha proposta realizado conforme
procedimento da Montadora B.
5.2. Resultados da avaliação de absorção dos freios a disco
Segue abaixo os resultados de ensaio de absorção volumétrica realizada através
de aplicação de várias pressões diferentes: 30 bar, 70 bar e 100 bar, conforme procedimento
padronizado da Montadora B, comparando o efeito da mudança da pastilha, da pastilha
original para a pastilha proposta. Para realização deste ensaio foi utilizado um dispositivo
montado em bancada de ensaio do fornecedor do sistema de freio.
50
60
70
80
90
100
110
120
0 5 10 15 20
周波数 (KHz)
音圧(dB )
Fre
q
üência
(
kHz
)
Ruído
(
dB
)
50
60
70
80
90
100
110
120
0 5 10 15 20
周波数 (KHz)
音圧(dB)
Freqüência (kHz)
Ruído (dB)
78
O procedimento de ensaio consiste na aplicação de uma pressão inicial de
100 bar, 5 vezes, durante 5s, utilizando espaçadores de 0,5mm de espessura entre a pastilha e
o disco para acomodação inicial. Após isso, são removidos os espaçadores e são aplicadas
novamente pressões de acomodação inicial 5 vezes e com 1 min de manutenção, para em
seguida realizar a medição da pressão desejada. A tabela 5.3 mostra os valores de pressão de
acomodação e os respectivos valores de medição.
Tabela 5.3 – Dados de pressão de acomodação.
Pressão de leitura Pressão de acomodação
30 bar 10 bar
70 bar 30 bar
100 bar 70 bar
Os gráficos das figuras 5.6, 5.7 e 5.8 compara os valores de absorção
volumétrica médio entre a pastilha original e a pastilha proposta, respectivamente para valores
de medição de 30 bar, 70 bar e 100 bar. Foram realizadas 8 medições em 4 conjuntos de freio
a disco para a pastilha proposta, enquanto, por uma limitação de disponibilidade de amostras,
foram somente realizadas 4 medições em 2 conjuntos de freio a disco com a pastilha original.
O requisito de projeto para o freio a disco estabelece que a absorção máxima para uma
pressão de 30 bar seja de 1,77 cm³. A tabela 5.4 mostra os valores médios encontrados para
cada uma das pastilhas, considerando a condição de medição de 30 bar.
Tabela 5.4 – Absorção volumétrica comparativa em função da pressão aplicada
(condição de ensaio: pressão de medição de 30 bar).
Pressão (bar) Absorção (cm³)
Pastilha Original
Absorção (cm³)
Pastilha Proposta
Variação Percentual
0 0,000 0,000 0%
5,0 0,733 0,802 + 8,60 %
10,0 0,973 0,955 - 1,88 %
15,0 1,156 1,083 - 6,74 %
20,0 1,321 1,198 -10,27 %
25,0 1,470 1,309 - 12,30 %
30,0 1,611 1,412 -14,09 %
79
Absorção Volumétrica: Pastilha Original x Proposta
(5 x 10bar)
0,000
0,500
1,000
1,500
2,000
2,500
3,000
0,00 20,00 40,00 60,00 80,00 100,00 120,00
Pressão (bar)
Volume absorvido (cm³)
Proposta - 5 x 10bar
Original - 5 x 10bar
Figura 5.6 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 30bar).
Absorção Volumétrica: Pastilha Original x Proposta
(5 x 30bar)
0,000
0,500
1,000
1,500
2,000
2,500
3,000
0,00 20,00 40,00 60,00 80,00 100,00 120,00
Pressão (bar)
Volume absorvido (cm³)
Proposta - 5 x 30bar
Original - 5 x 30bar
Figura 5.7 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 70bar).
80
Absorção Volumétrica: Pastilha Original x Proposta
(5 x 70bar)
0,000
0,500
1,000
1,500
2,000
2,500
3,000
0,00 20,00 40,00 60,00 80,00 100,00 120,00
Pressão (bar)
Volume absorvido (cm³)
Proposta - 5 x 70bar
Original - 5 x 70bar
Figura 5.8 – Absorção volumétrica comparativa (pressão de leitura: 100bar).
A tabela 5.5 mostra os valores para cada pastilha para a pressão de leitura de 30
bar, para verificação do atendimento do requisito de projeto estabelecido para este sistema de
freio.
Tabela 5.5 – Absorção volumétrica para a pressão de leitura de 30 bar.
Absorção Volumétrica (cm³) – valores médios
Pressão (bar)
30
Resultado
Amostra 1 Esq
1,50 Aprovado
Amostra 2 Esq
1,34 Aprovado
Amostra 3 Dir
1,34 Aprovado
Com
pastilhas
Amostra 4 Dir
1,46 Aprovado
5.3. Resultados da modelagem matemática
Baseado nos dados do veículo, nos valores encontrados para os coeficientes de
atrito da pastilha original x proposta e nos valores de absorção encontrados entre freios a
disco montados com a pastilha original x proposta, realizamos as seguintes análises na
modelagem matemática utilizada no programa de cálculo do sistema de freio, considerando as
seguintes condições:
81
5.3.1. Coeficientes de atrito equivalentes entre a pastilha original e a pastilha proposta
Neste caso, observando que as duas pastilhas apresentam níveis de coeficiente
de atrito muito similares, realizou-se a análise dos itens relacionados a conforto de frenagem –
força de acionamento do pedal, curso do pedal e desaceleração – considerando como hipótese,
que ambas oferecessem o mesmo nível de coeficiente de atrito (µ
médio
= 0,42), mas, utilizando
para cada pastilha, os respectivos resultados de absorção volumétrica que caracterizam o
comportamento de cada material de atrito. As figuras 5.9, 5.10, 5.11 e 5.12 mostram os
resultados obtidos nas análises das pastilhas original versus proposta, apresentando também as
condições limites de aceitação considerados para avaliação de cada quesito, segundo critérios
de Montadoras A e B.
Curva Força no Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300
Força no Pedal (N)
Desaceleração (m/s²)
Past.Original - Vazio
Past.Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Inaceitável
Inaceitável
Ótimo
Bom
Regular
Regular
Figura 5.9 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente de
atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora A).
82
Curva Força no Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300
Força no Pedal (N)
Desaceleração (m/s²)
Past.Original - Vazio
Past.Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Limite 2
Limite 1
Figura 5.10– Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente de
atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora B).
Curva Curso de Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Curso de Pedal (mm)
Desaceleração (m/s²)
Original - Vazio
Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Limite 1
Limite 2
Figura 5.11 – Curso do pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando o mesmo coeficiente de
atrito para a pastilha original e proposta (Montadora B).
83
Curva Curso do Pedal x Força do Pedal
0
25
50
75
100
125
150
175
200
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Curso do Pedal (mm)
Força do Pedal (N)
Original
Proposta
Limite 1
Limite 2
Figura 5.12 – Curso do pedal x força do pedal, considerando o mesmo coeficiente de
atrito entre a pastilha original e proposta (Montadora B).
5.3.2. Coeficientes de atrito diferentes entre a pastilha original e a pastilha proposta
Neste caso, foi realizada a mesma análise do item anterior, mas considerando
que a pastilha original (µ
médio
= 0,42) e a pastilha proposta (µ
médio
= 0,46) tenham coeficientes
de atrito diferentes. Em decorrência do fato de serem observados desempenhos de atrito
diferentes entre os dois materiais de atrito, considerável normal em se tratando de duas
formulações diversas. Foram considerados os respectivos resultados de absorção volumétrica
de cada pastilha. As figuras 5.13, 5.14, 5.15 e 5.16 mostram os resultados obtidos nas análises
das pastilhas originais versus proposta, apresentando também as condições limites de
aceitação considerados para avaliação de cada quesito, segundo critérios de Montadoras A e
B.
84
Curva Força no Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300
Força no Pedal (N)
Desaceleração (m/s²)
Past.Original - Vazio
Past.Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Inaceitável
Ótimo
Regular
Inaceitável
Regular
Bom
Figura 5.13 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes coeficientes de
atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora A).
Curva Força no Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300
Força no Pedal (N)
Desaceleração (m/s²)
Past.Original - Vazio
Past.Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Limite 2
Limite 1
Figura 5.14 – Força no pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes coeficientes de
atrito entre as pastilhas original e proposta (Montadora B).
85
Curva Curso de Pedal x Desaceleração
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Curso de Pedal (mm)
Desaceleração (m/s²)
Original - Vazio
Original - Carregado
Proposta - Vazio
Proposta - Carregado
Limite 1
Limite 2
Figura 5.15 – Curso do pedal x desaceleração nas condições de carregamento vazio
(somente com motorista) e carregado (GVM), considerando diferentes coeficientes de
atrito para a pastilha original e proposta (Montadora B).
Curva Curso do Pedal x Força do Pedal
0
25
50
75
100
125
150
175
200
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Curso do Pedal (mm)
Força do Pedal (N)
Original
Proposta
Limite 1
Limite 2
Figura 5.16 – Curso do pedal x força do pedal, considerando diferentes coeficientes de
atrito entre a pastilha original e proposta (Montadora B).
86
5.4. Resultado das provas experimentais
Foram obtidos resultados de medições experimentais com a pastilha proposta,
realizados no veículo objeto da análise desse estudo de caso. As figuras 5.17 e 5.18 mostram
respectivamente os resultados de desaceleração em função do esforço de pedal e do curso de
pedal. Apresentam-se nos respectivos gráficos, as respectivas curvas teóricas calculadas no
programa de modelagem matemática deste veículo para efeito de comparação com os dados
experimentais.
Esforço de Pedal x Desaceleração
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
0 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300
Esforço de Pedal (N)
Desaceleração (m/s²)
50 km/h
100 km/h
130 km/h
Calculado - Vazio
Limites
Figura 5.17 – Esforço de Pedal x Desaceleração: Medições Experimentais x
Modelagem Matemática.
87
Curso de Pedal x Desaceleração
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Curso de Pedal (mm)
Desaceleração (m/s²)
50 km/h
100 km/h
130 km/h
Calculado - Vazio
Limites
Figura 5.18 – Curso de Pedal x Desaceleração: Medições Experimentais x
Modelagem Matemática.
5.5. Resultados da avaliação subjetiva
A tabela 5.6 mostra os resultados da avaliação subjetiva, utilizando o critério
de pontuação estabelecido no procedimento “
Vehicle Screening Test” utilizado pela
Montadora B. Conforme mencionado no capítulo anterior, foram avaliados apenas os itens
relacionados à sensação de freio, vibração e ruído de frenagem. Foram coletadas as opiniões
de 10 pessoas que participaram do ensaio de monitoramento da pastilha proposta, dentre as
quais 5 pessoas eram usuários normais do veículo avaliado, utilizando no translado diário
entre residência e o local de trabalho. Os demais 5 participantes foram técnicos especialistas e
engenheiros responsáveis pela avaliação veicular ou pelo projeto de sistemas de freio, sendo
um deles representante da matriz da Montadora B, que participou na validação da pastilha
proposta para o veículo objeto do estudo.
88
Tabela 5.6 – Resultados da Avaliação Subjetiva.
OBSERVAÇÕES
"PARTICIPANTES"
3
Não foi verificado grandes diferenças no conforto de
frenagem, pela grande maioria dos pasticipantes da
avaliação subjetiva.
3
Não foi verificado nenhuma anomalia referente a
questão de vibração no veículo no momento da
frenagem.
3
Foram realizadas avaliações de ruído em duas
etapas.
a) A avaliação *1 foi realizada no começo do
projeto,onde o nível de ruído estava inaceitável,
com ocorrência de escovamento.
b) A avaliação *2 foi realizada com a proposta
final da pastilha por parte do fornecedor,
eliminando a ocorrência de escovamento. Outras
contramedidas adicionais tais como modificação
no formato das aletas do disco contribuiram para
melhoria do nível de ruído do freio.
VIBRAÇÃO
RUÍDO
TARGET
VEÍCULO REF.
PASTILHA ORIGINAL
CONFORTO DE
FRENAGEM
3,
5
3,2532,752,5
*1
*2
*1
*1
*1
*2
*2
*2
Nota: As cores são indicações da individualidade dos participantes e os símbolos seguem as
indicações conforme explanado a seguir:
-
Especialista técnico de avaliação de freio da matriz;
-
Especialista técnico ou engenheiro de freio participante do projeto de
nacionalização da pastilha;
-
Usuários participantes do teste de monitoramento.
89
6. DISCUSSÃO DOS RESULTADOS
De um modo geral, ao considerar os resultados obtidos na avaliação objetiva e
na avaliação subjetiva, constataram-se resultados similares aos encontrados por Basch et al.
(2002), que ao analisarem a correlação das propriedades do material de atrito das pastilhas de
freio, observaram correlações sutis, mas mensuráveis com relação aos dados objetivos
medidos, mas não mostraram diferenças significativas estatisticamente entre as pastilhas de
freio. No estudo de caso apresentado, onde a análise objetiva foi conduzida através da
simulação matemática do sistema de freio, tais correlações com as propriedades do material
de atrito das pastilhas também puderam ser observadas, comparando os dados das figuras 5.6
a 5.8 com os resultados simulados das figuras 5.9 a 5.12, para pastilha original e proposta com
mesmo coeficiente de atrito, e até mesmo nos resultados simulados das figuras 5.13 a 5.16.
Em relação aos resultados da análise subjetiva, a escolha do material da
pastilha proposta em substituição ao material da pastilha original atende a um dos objetivos da
motivação da mudança de material de atrito, descrito no Capítulo 4, de modo a proporcionar
diferenças mínimas no desempenho e no conforto de frenagem do veículo, proporcionando
assim, a total intercambiabilidade entre os dois materiais, uma vez que este veículo já se
encontra em produção, e o propósito de utilização da pastilha proposta abrangeria não só os
que fossem produzidos após a implementação da pastilha proposta, mas atender as reposições
dos veículos já produzidos. Contudo, os resultados apresentados por pessoas especialistas em
avaliação ou engenheiros especialistas em projetos de sistemas de freio, puderam perceber
uma sensível melhora no nível de conforto de frenagem, que pode ser observada pela
diminuição de curso de pedal necessário para os mesmos níveis de desaceleração,
apresentados nas figuras 5.11 e 5.15 do Capítulo anterior.
Entretanto, considerando-se que na maior parte do tempo, os motoristas
utilizam o sistema de freio do veículo, desacelerando-o numa faixa entre 0 a 3,0 m/s
2
90
(HARRIES, 1978), pode-se observar a existência de uma correlação entre os resultados
simulados da análise objetiva com os dados coletados na avaliação subjetiva, devido à
pequena diferença em termos de força de pedal e curso de pedal entre a pastilha original e
proposta observada nesta faixa de desaceleração aplicada ao veículo. A tabela 6.1 e 6.2
apresenta os dados obtidos nesta faixa de desaceleração, para materiais de atrito com
coeficientes de atrito iguais e a tabela 6.3 e 6.4, para os materiais de atrito com coeficientes de
atrito diferentes.
Tabela 6.1 – Força do pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
).
Desaceleração
(m/s
2
)
Força do Pedal (N)
Pastilha Original
Força do Pedal (N)
Pastilha Proposta
Diferença (N)
0,0 0,0 0,0 0,0
1,0 32,5 32,5 0,0
2,0 32,5 32,5 0,0
3,0 37,7 37,7 0,0
Tabela 6.2 – Curso no pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
)
Desaceleração
(m/s
2
)
Curso do Pedal (mm)
Pastilha Original
Curso do Pedal (mm)
Pastilha Proposta
Diferença
(mm)
0,0 0,0 0,0 0,0 (0,0%)
1,0 24,2 23,2 1,0 (4,1%)
2,0 29,3 28,5 0,8 (2,9%)
3,0 34,2 32,4 1,8 (5,2%)
Tabela 6.3 – Força do pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
).
Desaceleração
(m/s
2
)
Força do Pedal (N)
Pastilha Original
Força do Pedal (N)
Pastilha Proposta
Diferença (N)
0,0 0,0 0,0 0,0
1,0 32,5 32,5 0,0
2,0 32,5 32,5 0,0
3,0 37,7 36,5 1,2 (3,2%)
91
Tabela 6.4 – Curso no pedal x desaceleração (faixa de 0 a 3,0 m/s
2
).
Desaceleração
(m/s
2
)
Curso do Pedal (mm)
Pastilha Original
Curso do Pedal (mm)
Pastilha Proposta
Diferença
(mm)
0,0 0,0 0,0 0,0 (0,0%)
1,0 24,2 23,2 1,0 (4,1%)
2,0 29,3 28,5 0,8 (2,9%)
3,0 34,2 32,4 1,8 (5,2%)
Nota-se que as diferenças observadas, em termos de curso de pedal, quando
comparadas ao efeito da mudança do material de atrito nesta faixa de desaceleração, são
menores do que 2,0 mm, ou seja, representa 1,29 % do curso total disponível do pedal de freio
(140 mm) seria pouco relevante para a sensibilidade do motorista, quando se observa os
resultados da avaliação subjetiva.
A análise das curvas simuladas pelo modelo matemático e das tabelas
anteriores demonstra que o coeficiente de atrito influencia diretamente na desaceleração
observada no veículo, mesmo que sutilmente, apesar de que se deve levar em consideração a
necessidade de um bom equilíbrio do sistema de freio para o seu perfeito funcionamento, sem
que haja necessidade de se alterar a especificação de outros componentes, uma vez que as
diferenças de 10% do coeficiente de atrito entre os dois materiais estariam dentro da faixa de
tolerância geral observada na produção de materiais de atrito, segundo padrões de controle de
qualidade dos fabricantes de materiais de atrito. Já a compressibilidade do material de atrito
da pastilha, atua diretamente na absorção volumétrica do freio a disco, impactando
diretamente nos curso de pedal do sistema de freio para as mesmas aplicações de força no
pedal.
Na comparação dos resultados simulados pelo modelo matemático utilizado e
dos resultados obtidos através de medições experimentais, conforme as figuras 5.17 e 5.18,
observa-se que o modelo matemático utilizado apresentou uma boa aproximação com relação
à variação do esforço de pedal com relação à desaceleração obtida no veículo, conforme
92
podendo apresentar uma boa estimativa tanto aos projetistas de sistema de freio, quanto a
aqueles que deverão adequá-lo ao veículo, o que permite de certa forma desconsiderar as
outras forças resistivas ao movimento do veículo, que influenciariam o resultado das forças de
frenagem atuantes no veículo, apresentado como hipótese simplificadora anteriormente.
Entretanto, as demais forças resistivas além da força de frenagem justificam a ocorrência de
desacelerações constantes para valores de força de pedal, entre 0 N e 32,5 N, que
representaria a região onde a força aplicada pelo pedal de freio estaria vencendo as
resistências internas da mola de retorno do pedal, das molas de retorno do servo-freio e do
cilindro mestre.
Já com relação ao curso de pedal de freio, apesar de se aproximar do
comportamento dinâmico observado no veículo, os valores teóricos são um pouco menores
aos valores experimentais. Este fato é decorrente da hipótese inicial, na qual o modelo
matemático utilizado desconsiderava as perdas de volume decorrente da aplicação de pressão
no sistema de freio devido à expansão volumétrica dos tubos de freio e no cilindro mestre, à
existência de ar ou gás remanescente pós-sangria do sistema de freio e inclusive, de uma
pequena parcela devido à compressibilidade do fluido de freio (Limpert, 1999). O modelo
pode ser perfeitamente melhorado para que se obtenha uma maior aproximação entre os dados
obtidos no veículo e os dados obtidos através de medição experimental.
Apesar de não ser objetivo principal deste trabalho, considerou-se importante
analisar os resultados obtidos com relação ao ruído apresentado durante o desenvolvimento da
aplicação da pastilha proposta com relação à pastilha original. Segundo os resultados das
figuras 5.2 e 5.3, baseados em dados obtidos em dinamômetro, e figuras 5.4 e 5.5, obtidas em
dinamômetros de chassis, com relação ao nível de ruído, o material proposta apresentou níveis
de ruído superiores ao material original, resultando na necessidade de promover modificações
na sua composição que melhorassem o seu desempenho. Devido ao longo trabalho realizado,
93
tanto em termos de ensaios de bancada, quanto em ensaios veiculares, este fato contradiz o
argumento de que a mudança de materiais de atrito sejam relativamente simples e de custo
relativamente baixo, caso a proposta para a mudança de sensação de pedal seja insatisfatória
por outros meios, segundo Basch et. al (2002).
94
7. CONCLUSÕES
O desenvolvimento de sistemas de freio para veículos automotivos não se
restringe somente ao atendimento de normas e regulamentos estabelecidos pelos diversos
órgãos que definem a legislação de trânsito. Alguns dos itens, tais como conforto de
frenagem, apesar de não serem definidos, especificamente, nas regulamentações, é parte
importante na definição do projeto do sistema de freio pois estabelece a relação: sensação do
motorista/resposta do veículo durante a frenagem. Os diversos parâmetros de projeto
utilizados para cálculo e dimensionamento do sistema de freio permitem que cada empresa
montadora de veículos apresente diversos resultados na sensação de pedal percebida nos seus
diversos veículos.
A partir dos resultados obtidos neste trabalho, apresentados nas tabelas 6.1 a
6.4, podem-se constatar uma correlação entre a avaliação subjetiva e a avaliação objetiva do
conforto de frenagem, conforme a metodologia desenvolvida através de simulação
matemática, observando as condições do meio e da forma como estas são realizadas
(frenagens com desacelerações entre 0 a 3,0 m/s
2
).
Observou-se que na literatura pesquisada, as variáveis que representam
objetivamente a avaliação do conforto de frenagem através da sensação de pedal do freio são:
a força no pedal, o curso do pedal e a desaceleração do veículo. O resultado da relação destas
variáveis resulta na sensação boa ou ruim de frenagem percebida pelo motorista ao dirigir um
automóvel.
Numa primeira avaliação, apesar da necessidade de um refinamento com
relação à modelagem desenvolvida e aplicada no programa de simulação matemática,
verificou-se que a simulação matemática do sistema de freio permitiu a análise do
desempenho das variáveis relacionadas ao conforto e constatou as características físicas que
95
apresentam maior impacto para estas variáveis, tais como compressibilidade da pastilha para
curso de pedal, assim como coeficiente de atrito para esforço de pedal. Os refinamentos
necessários concentram-se basicamente nas variáveis que influenciam diretamente os
resultados da absorção volumétrica do sistema de freio, que por conseqüência, atuam
diretamente nos resultados do curso de pedal. Mesmo assim, os resultados da simulação
matemática do sistema de freio podem ajudar em muito tanto os projetistas de sistemas de
freio como àqueles que deverão adequá-lo ao veículo, pois permitem estimar o
comportamento do veículo não somente sob o aspecto dinâmico da frenagem, como o
comportamento esperado da sensação do pedal de freio, reduzindo o tempo e os custos de
desenvolvimento e a quantidade necessária de verificações em veículo para analisarmos o
nível de conforto de frenagem dos diversos automóveis.
Poderemos também alterar outras características do sistema de freio e assim
analisar todas as possibilidades de alteração e/ou especificação do projeto do sistema de freio
a serem necessárias visando à melhoria do conforto de frenagem do usuário. Para o estudo de
caso analisado, observou-se que a mudança da pastilha original para a proposta pode ser
realizada pois apresentam níveis de conforto de frenagem e desempenho similares à pastilha
original, sendo esta uma das premissas consideradas para modificação do material de atrito.
Para maior refinamento do modelo matemático utilizado, seguem algumas
sugestões, que oferecem continuidade ao trabalho, possivelmente, num futuro doutorado:
• Revisar o modelo matemático utilizado para simulação do curso de pedal, considerando-se
as variáveis desprezadas inicialmente nas hipóteses simplificadoras que influenciavam
diretamente a absorção volumétrica, e outras variáveis, tais como deformação do painel da
carroceria onde é montado o conjunto servo-freio e cilindro mestre, e os cursos mortos
dentro de componentes e nas suas interfaces de ligação entre os componentes;
• Revisar o modelo matemático da força de pedal, considerando as cargas das molas de
96
retorno do pedal de freio, do servo-freio e do cilindro mestre, que variam de acordo com o
deslocamento do pedal de freio, que resultariam em forças resistivas ao movimento do
pedal;
• Implantar a modelagem matemática do sistema de freio falhado, tais como um circuito
falhado ou servo-freio falhado, que são normalmente avaliados nas normas de
regulamentação, para verificar o atendimento dos requisitos estabelecidos em termos de
desaceleração mínima a ser atendida e máximo esforço de pedal;
• Implantar a modelagem matemática do sistema de freio para que se possa realizar a
análise das curvas de distribuição de frenagem entre eixos, estabelecido nas normas
regulamentadoras;
• Estender a avaliação comparativa da sensação de frenagem subjetiva versus objetiva para
outros veículos concorrentes, não somente para analisar o nível de correlação entre os
resultados das duas análises, mas também formar um banco de dados de projetos
comparativos das diferentes políticas de conforto de frenagem, utilizados por cada
montadora, como sendo um bom nível de conforto de frenagem;
Por fim, a análise objetiva da sensação de frenagem poderá auxiliar na
determinação da curva de conforto de frenagem ótima para os novos desenvolvimentos de
sistemas de freio, que estão evoluindo dos sistemas convencionais de acionamento hidráulico
para sistemas eletrohidráulicos, denominados de “
brake-by-wire” (BBW). Nestes novos
sistemas, a interface existente entre o motorista e o sistema de freio do veículo passaria a ser
transmitido não mais de forma mecânica, através do conjunto servo-freio e cilindro mestre,
mas de forma eletro-eletrônica, através da utilização de uma unidade de atuação que possui
um simulador de curso de pedal e força de pedal.
97
8. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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