OTIMIZAÇÃO DO PROJETO DA VÁLVULA MIDI SERVO PARA OACIONAMENTO DE EMBREAGEM DE VEÍCULOS COMERCIAIS

Rafael Pelizzari da SilvaE-mail: rafael.pelizzari@terra.com.br

Resumo.O propósito deste relatório é apresentar um resumo do trabalho de conclusão de curso realizado ao longo do ano de2006. O intuito desse projeto foi verificar as principais oportunidades de melhoria do projeto da Válvula Midi Servo. Para isso,buscou-se identificar os parâmetros críticos do projeto, através de uma análise detalhada dos modos de falha do produto,evidenciando suas causas e efeitos potenciais. Em seguida, foram propostas alterações na configuração do conjunto e no conceitode acionamento da válvula em questão. Por último, foram apresentadas as principais conclusões, considerando os resultados dosensaios experimentais e das simulações computacionais.

Palavras chave: Vedação, Válvula de Embreagem, Lubrificação e Desgaste, Elementos Finitos e Ensaios de Durabilidade.

1. Introdução

O trabalho de conclusão de curso retratado no relatório a seguir, se iniciou a partir de uma oportunidade demelhoria evidenciada em testes de campo da Válvula Midi Servo, realizados pela empresa Knorr-Bremse Brasil LTDA,que atua como parceira nesse desenvolvimento. No entanto, vale ressaltar que todos os resultados e conclusõesapresentados refletem, exclusivamente, as opiniões pessoais do autor, eximindo a empresa mencionada de qualquerresponsabilidade que possa vir a existir. Além disso, para preservar a propriedade intelectual da empresa, a maioria dosgráficos não apresenta os valores numéricos e algumas fotos e testes não foram mostrados.

A Válvula Midi Servo é um dos itens mais importantes para o acionamento do sistema de embreagem. Em linhasgerais, trata-se de um sistema hidropneumático, onde a força exercida é amplificada pela injeção de ar comprimido epelo efeito de alavanca no pedal de forma a produzir as pressões hidráulicas necessárias para o acionamento daembreagem sem que o condutor faça grandes esforços. O esquema de funcionamento da Válvula Midi Servo pode servistos na Fig. (1). Além disso, informações adicionais sobre a empresa ou a válvula podem ser encontrados naspublicações e manuais técnicos do Grupo Knorr-Bremse.

Figura 1. Esquema de Funcionamento da Válvula Midi Servo

2. Objetivos do Projeto

Para que a válvula consiga cumprir a sua função é necessário que a vedação na interface pistão e fluido de trabalhoseja garantida. Essa vedação é obtida pela presença de uma gaxeta que não permite o retorno do fluido a medida que opistão avança. Portanto, quando ocorrem cortes na gaxeta ou desgaste excessivo da mesma, a funcionalidade daembreagem pode ficar parcialmente ou totalmente prejudicada. Além disso, os fragmentos de borracha liberados pelagaxeta contaminam o fluido de trabalho, podendo gerar danos a outros componentes do sistema e a impressão dedesgaste e insegurança ao usuário.

Portanto, o objetivo desse trabalho de conclusão de curso foi apresentar e validar experimentalmente propostas deotimização para o projeto da Válvula Midi Servo, focando na melhoria da durabilidade e da eficiência da vedação nainterface pistão e fluido de trabalho. Logicamente, outros fatores como os ruídos e vibrações do sistema também foramconsiderados. A Fig. (2) mostra os efeitos potenciais mencionados, após testes destrutivos acelerados realizados embancada de testes.

Figura 2. Desgaste e Corte da Gaxeta e Escurecimento do Fluido de Trabalho

3. Diagnóstico da Falha

3.1. Hipóteses dos Mecanismo de Falha

Para que seja possível identificar as oportunidades de melhoria do projeto é de extrema importância que os modosde falha encontrados estejam bem definidos. Inicialmente, foram feitos estudos com itens testados em campo e embancada e através de discussões com especialistas da empresa, o professor orientador e alguns testes laboratoriais, foipossível perceber dois mecanismos distintos.

O primeiro é o corte do lábio ocasionado por um possível dobramento do mesmo no momento em que a gaxetapassa da região de diâmetro variável do rebaixo para a região do diâmetro interno mais reduzido. O esquema do perfilinterno da carcaça inferior é mostrado na Fig. (3).

Em outras palavras, significa que no momento em que o diâmetro externo da gaxeta entra em contato com a paredeinterna da carcaça inferior, as forças cisalhantes na superfície e o início da pressurização do fluido são grandes ossuficientes para dobrar os lábios da gaxeta para atrás. Portanto, ao continuar o movimento com os lábios dobrados emdireção a um diâmetro menor ocorre o rasgamento dos mesmos.

Figura 3. Esquema do Perfil do Rebaixo

O segundo é um desgaste excessivo da região traseira da gaxeta que apesar de comprometer menos a vedação,promove a dispersão dos fragmentos de borracha que contaminam o fluido de trabalho. Provavelmente, a razão dessedesgaste se deve ao fato da região traseira estar se expandindo demasiadamente e raspando nas paredes internas dacarcaça na região de transição do rebaixo para o diâmetro reduzido.

3.2. Identificação dos Parâmetros Principais

Com os principais modos de falha definidos era necessário evidenciar suas causas e os principais parâmetros queefetivamente influenciam o desempenho do produto. Para esse estudo utilizamos o método do “Diagrama de Ishikawa”ou “Espinha de Peixe” para os dois modos de falha da gaxeta. As hipóteses levantadas podem ser vistas na Fig. (4).

Figura 4. Diagrama de Ishikawa

3.3. Estudo Analítico do Sistema

Com intuito de aprimorar a compreensão dos mecanismos de falha e encontrar possíveis soluções foi feita umaextensa pesquisa nas teorias de Mecânica Clássica e Desgaste e Lubrificação.

3.3.1. Definição do Sistema Tribólogico

O estudo dos diversos mecanismos de desgaste e das teorias de Archard possibilitou um bom indicativo dos fatoresque devem ser otimizados para se obter uma melhor performance nos testes experimentais de durabilidade e dosmecanismos de falha esperados para o sistema. A fórmula de Archard para o desgaste, explicitada abaixo, pode serconsiderada uma síntese desse estudo e indica a importância de parâmetros levantados anteriormente como a pressão decontato entre os corpos e a dureza do material elastomérico. Trabalhos como Stachowiak et all, 2001; Tomanik, 2000 eRabinowicz , 1965 apresentam diversas informações sobre as principais teorias de desgaste e lubrificação.

HWlKlAKV r ⋅⋅=⋅⋅=

Na fórmula acima, V é o volume total de desgaste [m3], K é a constante de proporcionalidade, Ar é a área de contatoefetivo [m2], W é o carregamento total [N], H é a dureza da superfície mais mole [Pa] e l é a distância total dedeslizamento [m].

Uma análise mais detalhada de um sistema tribológico envolvendo materiais elastoméricos e condições flutuantesde pressão e velocidade é extremamente complexa. A principal dificuldade de um sistema como esse é que o regime delubrificação não pode ser considerado Hidrodinâmico, pois as deformações provenientes da elevação de pressão nocontato não podem ser desprezadas (a borracha é muito flexível) e ao mesmo tempo não pode ser considerado umsistema Elasto-hidrodinâmico, pois as pressões não são elevadas o suficiente para deformar as asperezas do metal dacarcaça. Portanto, para uma análise mais precisa do sistema ambos os efeitos devem ser relevados e um estudo comoesse foi considerado além do escopo de um trabalho de graduação.

De qualquer forma, o “paper” intitulado “Micro-elastohydrodynamic lubrificant film formation in rotary lip sealcontacts” presente na obra de Downson et all, 1988 apresenta uma análise de um sistema tribológico muito similar aodo presente trabalho. Desse forma, utilizando esse trabalho como base, foi possível obter um melhor entendimento dainfluência da rugosidade da carcaça e valores comparativos de pressão de contato e velocidade de deslizamento para amanutenção da espessura do filme fluídico crítico, que serão discutidos nas seções posteriores a medida em que asoutras análises realizadas vão sendo apresentadas.

3.3.2. Definição das Tensões e Deformações

As teorias da Mecânica Clássica apresentam solução para o cálculo das tensões e deformações para um dadocomponente quando as condições de carregamento, propriedades do material e geometria do item são conhecidas. Noentanto, o grande número de simplificações necessárias e a complexidade dos cálculos envolvidos fizeram com quefosse escolhida uma solução numérica computacional ao invés de uma solução analítica. Para isso foi utilizado oprograma de elementos finitos ABAQUS e essa modelagem será discutida em detalhes em seções posteriores. Dequalquer forma, as obras de Juvinall et all, 2000 e Timoshenko et all, 1980 são referências valiosas na avaliação críticados parâmetros e hipóteses simplificadoras adotados.

3.4. Análise Laboratorial das Peças de Teste

Para verificar as teorias apresentadas para os dois mecanismos de desgaste foram feitas análises no microscópio dealgumas gaxetas que falharam em testes de bancada. A primeira peça apresentou corte no lábio superior da gaxeta,depois de uma série de acionamentos forte e rápidos. A Fig. (5) mostra o detalhe da região de ruptura, onde pode-sevisualizar claramente o corte no lábio e como conseqüência a perda da capacidade de vedação na interface com o fluidode trabalho. A foto foi obtida em microscópio óptico com uma lente de aumento de 10x e com a escala indicada emmilímetros.

A vista ampliada da região do corte evidencia uma superfície isenta das irregularidades típicas dos mecanismos dedesgaste adesivo e abrasivo. Além disso, é possível identificar regiões estriadas na parte esquerda da Fig. (7), indicandoque o corte foi realizado por elevadas tensões cisalhantes. Portanto, essa análise reforça ainda mais a idéia de que ocorte do lábio é um processo abrupto exercido pela carcaça sob a gaxeta e não um desgaste progressivo. Sendo assim, odobramento do lábio parece ser uma hipótese muito plausível para explicar o quadro encontrado na primeira peça.

Figura 5. Detalhe no Microscópio do Corte no Lábio

A segunda peça apresentou desgaste excessivo na região traseira em teste de laboratório realizado na cabine doveículo e com acionamentos manuais realizados no próprio pedal utilizado nas aplicações de campo. A Fig. (6) mostra odetalhe dessa região desgastada no mesmo microscópio utilizado anteriormente.

Figura 6. Detalhe no Microscópio do Desgaste Excessivo

À primeira vista, o desgaste que ocorreu na parte traseira da gaxeta poderia indicar uma ação intensa de desgasteadesivo no contato com o pistão. No entanto, as profundas crateras região da borda da gaxeta indicam que estáocorrendo retirada de material por arrancamento e não por adesão simples. Portanto, existem realmente fortes indíciosque no momento em que a parte traseira da gaxeta passa da região do rebaixo para o diâmetro reduzido a borracha estásendo esmagada entre o pistão e a carcaça e pequenos fragmentos de borracha estão sendo retirados.

3.5. Propriedades dos Materiais do Conjunto

3.5.1. Acabamento Superficial da Carcaça Inferior

A análise em componentes falhados em testes comparativos controlados demonstraram que carcaças comrugosidade muito acima dos valores especificados em projeto e com raios de arredondamento insuficientes nas saídas daregião do rebaixo realmente reduziram sensivelmente a vida útil das válvulas.

No entanto, valores muito inferiores de rugosidade não apresentaram melhoras na performance do produto, pelocontrário, em alguns casos pode-se perceber até uma piora significativa. Como já discutido anteriormente em outrostrabalhos como Stachowiak et all, 2001; Tomanik, 2000 e Rabinowicz , 1965, no caso de superfícies extremamente lisasa resistência contra o desgaste pode ficar prejudicada, pois uma pequena rugosidade ajuda a segurar o lubrificante nasáreas de contato e conseqüentemente uma melhor separação entre as superfícies.

3.5.2. Materiais dos Componentes do Conjunto

Uma das primeiras análises feitas no projeto foi a verificação das propriedades químicas dos materiais utilizados naválvula. Testes de laboratório realizados em parceria com o fornecedor do fluido de trabalho, demonstraram boacompatibilidade entre os componentes da válvula e o fluido de trabalho.

As propriedades mecânicas do material foram analisadas em parceria com o fornecedor da gaxeta e diversos testesrealizados. Os testes de tração e compressibilidade do material foram feitos e os valores utilizados na análisecomputacional. Além disso, a dureza foi um fator fundamental na resistência ao desgaste e a análise das peças falhadasdemonstrou que gaxetas com dureza de 10% a 20% abaixo do especificado apresentaram falhas em campo comquilometragens de rodagem muito baixas, conforme destacado na formulação de Archard da seção 3.3.1.

3.6. Análise da Vedação e Pressão Hidráulica

3.6.1. Teste de Vedação Pneumática

Com o objetivo de avaliar a eficiência de vedação da Válvula Midi Servo optou-se por uma avaliação pneumática,mesmo a aplicação sendo um sistema hidráulico. Isso porque o sistema pneumático evidencia mais claramente apresença de vazamentos, facilitando a obtenção dos dados e inserindo uma margem de segurança.

Como já dito anteriormente, a taxa de compressibilidade é proporcional a pressão de contato entre a gaxeta e acarcaça inferior. Dessa forma, ela favorece a eficiência de vedação e prejudica a resistência ao desgaste do conjunto.Com intuito de otimizar o valor do diâmetro externo da gaxeta, foi realizado um teste comparativo no qual a eficiênciavedação foi avaliada. O gráfico da Fig. (7), representa os valores de queda de pressão para diferentes diâmetros.

Figura 7. Vedação Pneumática 2,0 – 0,1 bar - Ø Diferentes

Essa análise indicou que o ponto, onde ocorre a transição crítica na eficiência da vedação ocorre entre o “Ø ExternoMín.+X” e o “Ø Externo Mín.+2X”. Portanto, levando em conta a dilatação térmica da gaxeta para as aplicações embaixa temperatura e um coeficiente de segurança mínimo, o “Ø Externo Mín.+3X” será o considerado como o mínimoaceitável para o projeto.

3.6.2. Teste da Pressão Hidráulica

Para conhecermos as condições de operação é necessário determinar o comportamento da pressão hidráulica nasaída da Válvula Midi Servo ao longo do tempo. Com o objetivo de simular o comportamento que a válvula teria defato na aplicação, optou-se por realizar o acionamento na própria embreagem utilizada no veículo. A proposta do testefoi de utilizar um transdutor de pressão acoplado no pórtico de saída da válvula e obter a resposta hidráulica paradiferentes acionamentos.

O gráficos da Fig. (8) apresenta os transitórios de pressão para diversos tipos de acionamento para uma válvulapadrão.

Figura 8. Válvula Padrão para Acionamentos Diferentes

Os resultados demonstram que o regime transitório pode apresentar picos de pressão quase duas vezes maiores doque os valores necessários para o desacoplamento da embreagem em acionamentos mais agressivos. Além disso,mesmo para acionamentos que simularam uma situação normal de troca de marchas, a curva de pressão não conseguiuatingir o valor de estabilização de maneira gradual. Isso significa que, a cada acionamento, a gaxeta está sendosubmetida a esforços muito maiores do que seriam necessários, e conseqüentemente sua durabilidade é negativamenteafetada. Vale ressaltar ainda, que o pico de pressão acontece nos instantes iniciais do acionamento, quando a gaxetaainda não ultrapassou totalmente a região do rebaixo, favorecendo o dobramento do lábio e o esmagamento da partetraseira da gaxeta contra a carcaça.

3.7. Análise Computacional

3.7.1. Hipóteses Simplificadoras

• Conjunto axi-imétrico;• Material da gaxeta, considerado hiperelástico e com base em dados experimentais de tração e compressibilidade;• Pressão hidráulica variável com o curso do pistão, com base nos ensaios da seção 3.6.2;• Carcaça inferior e pistão foram considerados como corpos perfeitamente rígidos;• Coeficientes de atrito estático e dinâmico entre os corpos foram obtidos de valores típicos da literatura.

3.7.2. Simulação

O primeiro estudo realizado foi feito considerando a carcaça, o pistão e a gaxeta com suas dimensões nominais.Além disso, o comportamento da pressão aplicada na válvula foi baseado nos dados da curva de pressão do “Acion. PéSuave” mostrado no gráfico da Fig. (8). Os resultados no pico de pressão são mostrados na Fig. (9).

Apesar dos valores de tensão nesse caso terem ficado em apenas 1/3 da tensão de ruptura, alguns pontos específicosdeixaram clara a concentração na região traseira. Essa análise reforça a idéia de que a gaxeta tem a tendência deenvolver o pistão, e que o desgaste na região traseira da válvula é realmente por arrancamento. Além disso, esse quadro

evidencia que a concentração de tensões na região traseira não ocorre apenas na saída da região do rebaixo, como haviasido proposto no início do trabalho. Ou seja, durante praticamente todo o curso do pistão um pequena porção da gaxetaé esmagada entre o pistão e a carcaça. Esse fato, ainda pode ser agravado se considerarmos que não existe um perfeitoalinhamento do pistão com a carcaça e no caso de um deslocamento lateral brusco o desgaste nessa região tende a seintensificar.

Figura 9. Simulação Gaxeta Nominal e Acion. Pé Suave

4. Propostas de Melhoria do Projeto

4.1. Redimensionamento da Gaxeta

De acordo com as informações levantadas da análise das causas raiz de ambos os modos de falha da vedação, oparâmetro da gaxeta que pareceu ser mais significativo foi a dimensão do diâmetro externo do lábio. Portanto utilizandoas informações do testes de vedação pneumática e hidráulica, a proposta foi reduzir o diâmetro atual de projeto para o“Ø Externo Mín.+3X”.

4.2. Inserção de um Acumulador

Os picos de pressão apresentados nos testes de pressão hidráulica são críticos para o desempenho da válvula,principalmente para acionamentos rápidos. A maneira mais lógica de diminuir esses picos seria reduzir a contra-pressãocausada pela constrição na tubulação posterior a Válvula Midi Servo, porém os testes de campo demonstraram quemenores constrições intensificam o problemas de vibração no conjunto.

Sendo assim, a solução proposta foi de projetar um acumulador no pistão de forma que este pudesse absorver partedessa pressão excessiva. O princípio de funcionamento idealizado é bastante simples: um conjunto formado por umamola e um elemento de vedação são inseridos na região interna do pistão de modo a gerar um volume adicional aofluido de trabalho no momento em que existe o pico de pressão, fazendo com que ele seja atenuado. O modelo 3D dessaproposta feito em Pro-E pode ser visto na Fig. (10).

Figura 10. Modelo 3D da Proposta do Acumulador

4.3. Realimentação Controlada por uma Retenção

A presença do rebaixo, apesar de aliviar as pressões de contato no momento em que a gaxeta passa pelo furo derealimentação do fluido de trabalho, faz com que as deformações as quais a gaxeta está submetida variem sensivelmenteao longo do acionamento do pedal. Por sua vez, esses esforços cíclicos intensificam o desgaste por fadiga, além depropiciarem as condições para o dobramento do lábio e facilitarem o esmagamento da região traseira da gaxeta.

Portanto, o principal objetivo foi o de encontrar uma maneira alternativa de fazer a realimentação do fluido deforma que a gaxeta pudesse trabalhar sempre em um diâmetro único. A proposta foi utilizar uma válvula de retenção nopistão e utilizar o seu próprio movimento para que ela fosse ativada e desativada, impedindo que o fluido de trabalhoesteja em contato com o reservatório no momento em que o pistão avançar e permitindo a realimentação no momentoem que ele retornar ao repouso. O Modelo 3D dessa proposta pode ser visto na Fig. (11).

Figura 11. Modelo 3D da Proposta de Retenção Dupla Mola

4.4. Realimentação Usinagem Micro-furos

Mantendo o conceito de acionamento sem rebaixo, a proposta é substituir o furo atual por micro-furos de forma quea gaxeta possa deslizar sobre eles sem que ocorra desgaste excessivo da mesma. Ou seja, a intenção é aumentar onúmero de furos de forma que seja possível reduzir o seu diâmetro. A motivação vem do fato que para furos realmentepequenos a penetração do material da gaxeta seria desprezível e para todos os efeitos seria como se não houvesse furoalgum.

Processos de usinagem por broca ou eletro-erosão são capazes de produzir em larga escala diâmetros de até 0,1mmou 0,2mm como pode ser observado no trabalho de Capuano, 2000. Além disso, para contornar o problema de garantirum bom acabamento final para cada um desses furos, pretende-se utilizar um processo de acabamento conhecido comorebarbação térmica que de acordo com o trabalho de Rakowski tem a capacidade de apresentar bons resultados mesmopara áreas da peça de difícil acesso.

5. Validação Experimental

Para validar experimentalmente as propostas de melhoria encontradas foram realizados testes de durabilidade embancada. A primeira bateria de testes teve o objetivo de verificar a eficiência de vedação no caso da alteração dodiâmetro externo atual de projeto para o “Ø Externo Mín.+3X” e comparar a performance de ambos ao decorrer dadurabilidade (vida útil total e níveis de desgaste). Além disso, foi verificado também o conceito do acumulador emcomparação com a condição atual.

Dessa forma, foram montados e dimensionados três conjuntos de Válvula Midi Servo, conforme as propostaslevantadas nas seções 4.1 e 4.2. O primeiro conjunto foi montado com uma gaxeta de “Ø Externo Mín.+3X”, o segundocom uma gaxeta com o máximo diâmetro externo permitido no projeto atual e o terceiro com uma gaxeta com diâmetroexterno similar ao do segundo, mas com um acumulador no pistão.

Primeiramente foram levantadas as curvas de pressão hidráulica para os 3 conjuntos no mesmo aparatoexperimental utilizado na seção 3.6.2 e os resultados nas condições do teste de durabilidade estão na Fig. (12).

Os resultados indicam que o acumulador amorteceu a oscilações antes da estabilização e reduziu ligeiramente opico de pressão. No entanto, deve-se ressaltar que ele ficou subdimensionado, pois a intenção inicial da proposta era dereduzir o pico de pressão para pelo menos 1/3 do valor original. Por isso, a configuração apresentada na Fig. (10) jáespecifica uma versão revisada do acumulador com um furo interno de diâmetro maior e uma mola de constante elásticamenor para que o volume adicional fornecido durante o acionamento seja capaz de reduzir mais intensamente os picosde pressão.

Figura 12. Acionamento Bancada de Teste (1ª Bateria de Testes)

O teste foi realizado para um número determinado de ciclos, verificando a funcionalidade das válvulasdiariamente. Todas as amostras resistiram ao número de ciclos proposto e foram realizadas duas inspeções nas válvulas,a primeira com cerca de ¼ do número de ciclos e outra no final do teste. Em cada uma dessas inspeções, foramrealizados testes de manutenção da pressão hidráulica, com o intuito de verificar a eficiência da vedação ao longo doteste de durabilidade. O gráfico das 3 peças é apresentado na Fig. (13).

Figura 13. Manutenção da Pressão Hidráulica (1ª Bateria de Testes)

Os resultados da Fig. (13) indicam que a peça 01 teve uma melhor performance e mesmo depois de toda a ciclagemproposta a eficiência de vedação permaneceu inalterada. A peça 02 apresentou um vazamento considerado um poucoexcessivo e apesar do seu valor absoluto ainda não comprometer o funcionamento da embreagem, ele demonstra a fortetendência de piora na performance do produto. A peça 03 segue a tendência da peça 02, mas provavelmente oamortecimento das oscilações de pressão feito pelo acumulador tornou o processo um pouco mais lento.Por último as peças foram desmontadas e os componentes analisados. A análise mostra claramente um menor desgasteda peça 01 com o diâmetro menor em relação às demais. O escurecimento do fluido de trabalho foi muito menospronunciado e apesar da gaxeta apresentar desgaste na região traseira, ele foi muito menos intenso. A peça 02 semdúvida foi a que apresentou a pior performance das três. O desgaste tanto no lábio quanto na região traseira foramacentuados e o fluido de trabalho ficou bem escuro. A peça 03 mostra um comportamento semelhante ao da peça 02,porém com velocidade de desgaste um pouco menor.

Foi proposta uma segunda bateria de testes para a avaliação do conceito da Válvula de Retenção Dupla Mola,apresentado na seção 4.3 e da Usinagem por Micro-furos, apresentado na seção 4.4. Além disso, como o acumuladorficou subdimensionado na primeira bateria de testes, optou-se em testar um conjunto com a nova versão do acumulador.

No entanto, devido a alguns atrasos dos fornecedores e a alta demanda de fim de ano na produção, não foi possívelfinalizar a construção desses 3 protótipos até a data de elaboração desse relatório. De qualquer forma, os conceitosforam definidos e os testes ficarão como oportunidades de estudos futuros .

5. Conclusões e Propostas para Estudos Futuros

A complexidade das teorias de desgaste e lubrificação foi um complicador ao longo de todo o projeto. Além disso,a falta de experiência na ferramenta de elementos finitos dificultou e realização das análises e acabou restringindo aquantidade de estudos feitos. E ainda a dificuldade de coordenar recursos externos como a disponibilidade de tempo embancada de testes, atrasos de entrega de material dos fornecedores e dificuldade na obtenção das especificações dositens envolvidos, fizeram com que a parte experimental planejada não fosse totalmente concluída.

De qualquer forma, pode-se concluir que o projeto teve um resultado geral muito positivo. Isso porque, foi possívelidentificar claramente os principais modos de falha do produto atual, evidenciar os parâmetros que devem serotimizados, fazer propostas de melhoria e ainda validar algumas delas experimentalmente.

Como propostas para estudos futuros, existem diversas áreas do projeto que poderiam ser aprimoradas. Em relaçãoao estudo analítico, as teorias estatísticas de superfície poderiam ser aprofundadas de forma a ser possível resolverplenamente as teorias apresentas de regime híbrido (Elasto-hidrodinâmico e Hidrodinâmico). No caso da análise emelementos finitos, o tamanho das malhas deveria ser muito mais refinado e as simulações poderiam ser repetidas paradiversos parâmetros críticos que não foram avaliados. E ainda, a parte experimental deveria finalizada paraefetivamente validar a eficácia de todas as propostas levantas.

6. Referências

Capuano, M. N., 2000, “Desenvolvimento de eletrodos para fabricação de micro-furos pelo processo de eletroerosão”,Tese (Doutorado) – Escola Politécnica, Universidade de São Paulo, São Paulo, Brazil, 198p.

Downson, D. ; Taylor, G. M. ; Godet, M. ; Berthe, D., 1988, “Tribological Design of Machine Elements”, ElsevierScience Publishing Company, Leeds, U.K.

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Knorr-Bremse Group, 2004. “Manual Técnico dos Produtos”, Knorr-Bresme, São Paulo, Brazil.Juvinall, R. C. ; Marshek, K. M., 2000, “Fundamentals of Machine Component Design”, John Wiley & Sons, 3rd

Edition, New York, U.S.Knorr-Bremse Group, 2005 e 2006. “Apresentações e Estudos da Midi Servo”, Knorr-Bresme, São Paulo, Brazil.Rabinowicz, E., 1965, “Friction and Wear of Materials”, John Wiley & Sons, 2nd Edition, New York, U.S.Rakaowski, L. “Getting More Bang For Your Deburring Buck”. Artigo técnico sobre rebarbação térmica. Disponível

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7. Direitos autorais

O autor é o único responsável pelo conteúdo do material impresso incluído no seu trabalho.

PROJECT OPTIMIZATION OF SERVO CLUTCH FOR COMMERCIAL VEHICLES.

Rafael Pelizzari da SilvaE-mail to: rafael.pelizzari@terra.com.br

Abstract. The purpose of the following report is to present a synthesis of the graduation thesis made during the year of 2006. Thegoals were to verify the major improvements opportunities of Midi Servo Clutch project. Keeping these objectives in mind, onesearched to identify the critical parameters of project, through a detailed analysis in the failure modes of the product, pointing out itscauses and potential effects. The following step was to propose modifications in the set configuration and in the valve workingconcept. Finally, it was presented the main conclusions, considering the results of experimental tests and computational simulations.

Keywords. Sealing, Servo Clutch Valve, Wear and Lubrication, Finite Elements and Life Tests