Como indicamos na Parte 1, ligada ao conceito do projeto de timonerias de freio, iremos neste post apresentar um exemplo de cálculo para a definição de uma timoneria hipotética mas que irá valer para a definição de toda e qualquer instalação deste tipo no sistema de freio dos vagões. Desta forma, seguiremos os passos indicados, elegendo um vagão do tipo fechado de mesma série do mostrado em nossa Figura 1, abaixo:

Figura 1 – Vagão Fechado Convencional tipo FRS

 

Seguindo então a mesma linha de análise descrita anteriormente, verificamos que este vagão fechado possui uma área útil disponível sob o estrado livre de interferências ou sistemas que venham a complicar o projeto de nossa timoneria de freio. Assim, seguiremos usando o espaço entre truques, sempre lembrando que uma timoneria muda de posição pela movimentação das alavancas e tirantes, devido ao desgaste das sapatas e a consequente atuação do ajustador automático de folgas. Para este e demais passos descritos na sequência, recomendo leitura cuidadosa dos itens mostrados na Parte 1 deste trabalho.

O próximo passo é checar o tipo de truques que será instalado no vagão e qual a definição de suas alavancas, se verticais ou se inclinadas. Consultando nossa ferrovia hipotética, vamos supor que o sistema escolhido como padrão seja o de alavancas inclinadas, o que nos dará duas dimensões de alavancas no truque, o que significa uma dimensão maior para a alavanca viva e outra menor para a alavanca morta, presa ao setor de graduação.

Agora vemos que a complexidade de nossa timoneria não deverá ser grande pois como vimos estamos trabalhando com um vagão fechado em sua área entre truques. Desta forma, vamos iniciar considerando apenas duas (2) alavancas principais, as quais estarão conectadas às alavancas vivas dos truques para dar o necessário prosseguimento à força de frenagem para parar nosso vagão quando de uma aplicação de freio feita pelo maquinista. Lembramos aqui, que para efeito de cálculo de definição, consideramos o valor de 2.280 kgf de força feita pelo cilindro 10″ x 12″, quando de uma aplicação de serviço completa.

Os pesos que serão por nós considerados serão:  Tara de 28.000 kg  e  Peso Bruto Máximo de 100.000 kg.

Estes valores serão usados para sabermos se as taxas de frenagem indicadas em norma serão atendidas pelo sistema de nossa ferrovia, a qual também utiliza sapatas fenólicas com coeficiente de atrito de 0,33, operando em uma região de perfil longitudinal predominantemente plano e com trens mistos de até 120 vagões.

Para nossa instalação, iremos aplicar o ajustador automático de folgas entre as duas alavancas principais, local onde ele poderá oferecer o máximo de rendimento por aplicação. Iremos também definir sua aplicação e de seus complementos como a alavanca de comando e a sua posição inicial de montagem.

Definidos estes parâmetros, vamos então visualizar na Figura 2, o esquema inicial de nossa timoneria:

Figura 2 – Esquema da timoneria de freio

 

Tendo a visão do esquema, podemos iniciar nossa verificação, lembrando que precisamos estabelecer como partida qual seria o valor de taxa de frenagem seguro. Como foi visto na Parte 1 destas notas, as taxas normatizadas estão nas faixas de 15% a 32% da tara do vagão e entre 11% e 14% de seu peso bruto máximo. Desta forma, vamos definir o limite superior da faixa em carregado, ou seja 14% do PBM já que mais à frente nos nossos cálculos teremos que aplicar perdas normais ao sistema, fazendo com que este valor caia.

Tc = 14% = 0,14

0,14 = Fc x 100.000, logo Fc = 14.000 kgf

Esta é a força máxima que nosso sistema fará sobre todas as 8 rodas somadas, para reduzir a velocidade ou parar o trem onde nosso vagão esteja. Vamos checar como ficará a taxa em vazio considerando o máximo de frenagem

Tv = 14.000 / 28.000

Tv = 0,500 = 50% da tara

Este valor não pode ser aplicado pois ultrapassará muito o limite superior de norma que é 32%. Isto nos obrigará a usar no conjunto pneumático um dispositivo vazio-carregado, com 50% de variação, ou seja,

Fv = 14.000 x 0,5 = 7.000 kgt

Tv = 7.000 / 28.000

Tv = 0,25 = 25% da tara. Este valor atenderá nossa necessidade, nos deixando no meio da faixa em vazio.

Resumindo, teremos como base:

Taxa em carregado: Tc = 14% do PBM

Taxa em vazio: Tv = 25% da tara do vagão

Força em carregado: Fc = 14.000 kgf

Força em vazio: Fv = 7.000 kgf

Dispositivo vazio-carregado de variação 50%

Importante: Lembro que estamos usando o “car-set” padrão de freio pneumático composto de cilindro 10″ x 12″, reservatório serviço auxiliar de 41 x 57 litros e válvula tipo ABDX.

Vamos agora definir e calcular a furação das alavancas principais do sistema, que são aquelas ligadas ao cilindro de freio, sua alavanca oposta e a alavanca de comando do ajustador, passando pela análise do sistema de freio manual usado nas operações de estacionamento dos vagões nos pátios.

Como já citamos, o cálculo do sistema de alavancas é bem simples e deve ser iniciado pela força F0, que é aquela feita pelo cilindro de freio para uma aplicação de parada do trem. Vamos então definir as forças que passam pelos tirantes de freio e que puxam as alavancas nos seus pontos de conexão, multiplicando a força inicial em função da furação existente.

Assim,

F0 x (A + B) = F1 x B …. F1 = F0 x (A + B) / B

F1 x A = F2 x (A + B) …. F2 = F1 x A / (A + B) …. F2 = F0 x A / B

F2 x (390 + 195) = F3 x 195 …. F3 = F2 x (390 + 195) / 195 …. F3 = F2 x 585 / 195… F3 = F2 x 3

F3 x 280 = F4 x (140 + 280) …. F4 = F3 x 280 / 420 …. F4 = F3 x 3 x 0,66 …. F4 = F3 x 2

Vamos sempre lembrar que o valor de F4 é o total calculado que chegará a 1 dos triângulos de freio.

Para obtermos a força total será necessário fazer F4 x 4 triângulos. Este valor será o total de força bruta de frenagem.

Colocando então nossa equação de forma sequencial, teremos que Ft será

Ft = F0 x A / B x 3 x 2 x 4 triângulos 

Esta é a força total derivada dos cálculos acima, onde ainda temos a indefinição dos valores de A e B, na furação a ser aplicada às alavancas principais. Para descobrirmos os valores de A e B, precisamos seguir um pouco mais à frente em nossos cálculos, encontrando o valor a ser usado como força inicial feita pelo cilindro de freio (F0). vamos, então calcular F0.

Como o cilindro é o ponto de partida da movimentação das alavancas, ele exerce uma força que é provocada pela pressão de equalização quando o maquinista efetua a redução de aplicação e a pressão se estabiliza em 64 psi (0,045 kgf/mm²). Esta pressão aplicada sobre a superfície interna do cilindro, onde se encontra montado um copo de borracha, empurra o êmbolo interno do cilindro para frente, estando este ligado a uma haste metálica presa à alavanca principal do sistema.

Vamos então calcular esta força provocada pela pressão interna no cilindro

P = F / A  como

A = ¶ x d² / 4  então, como o cilindro tem 10″ (254mm) de diâmetro, teremos  A = ¶ x (254)² / 4

A = 3,1415 x (254)² / 4  nos dá  A =  50.670,74 mm² (área interna do cilindro onde o ar comprimido atua)

Para conhecermos a força feita pelo cilindro, aplicamos na fórmula geral e encontramos

P = F / A …. F = 0,045 x 50.670,74 …. F = 2.280 kgf

Este é o valor de força máxima realizado pelo cilindro quando de uma aplicação de serviço total e a usaremos na continuidade do nosso estudo.

Vamos agora continuar buscando os valores de furação A e B das alavancas, transferindo o valor de força no cilindro para a equação abaixo

Ft = F0 x A / B x 3 x 2 x 4 triângulos

Ft = 2.280 x A / B x 3 x 2 x 4 triângulos

Ft = A / B x 54.720 …. 14.000 = A / B x 54.720 …. A / B = 0,256

Sabendo então que o comprimento total das alavancas foi definido como 900mm em função da área disponível sob o estrado do vagão, podemos montar nosso sistema e achar os valores da furação.

A + B = 900

A / B = 0,256 …. desta forma, substituindo encontraremos

A = 0,256 B …. 0,256 B + B = 900 …. 1,256B = 900 ….B = 900 / 1,256 …. B = 716mm

Como A + B = 900 e B = 716, o valor de A será a diferença, ou seja,

A  + B = 900 …. A + 716 = 900 …. A = 184mm

Nota Importante: Estes são os valores calculados em função das bases que estabelecemos no início do nosso trabalho. No projeto definitivo, precisaremos manter o ajustador sempre alinhado para que ele não sofra desgastes em suas partes internas e com isso perca a efetividade.

Agora, considerando uma perda de cerca de 30% no sistema, em função das folgas existentes nas conexões, teremos uma ideia mais próxima do que realmente ocorrerá. Vamos então incluir esta perda e ver o que irá acontecer com os valores que acabamos de calcular.

Ft = F0 x R x µ    onde

F0 é a já conhecida força feita pelo cilindro, R é a multiplicação proveniente das alavancas do estrado e truque, e µ é o rendimento afetado pela perda de 30%, ou seja, consideraremos uma efetividade de 70%.

Então, teremos

Ft = 2.280 x 184 / 716 x 24 x 0,7

Ft = 9.843,48 kgf

Com esta força mais baixa em função das perdas, teremos as seguintes taxas de frenagem,

Tc = 9.843,48 / 100.000 …. Tc = 0,0984 …. Tc = 9,48% < 11% (valor mínimo da faixa em carregado)

Vejam que considerando a perda de 30% no sistema, o valor total da força de frenagem cairá e com isso teremos um valor de taxa de frenagem abaixo do mínimo da norma. Isso por norma não poderá ser aplicado!

O QUE FAZER ENTÃO??

Como não sabemos se na prática os 30% de perda serão confirmados, vamos modificar o valor de furação das alavancas para compensar parte deste efeito. Vamos aumentar o valor da furação intermediária da alavanca principal de 184mm para 210mm, e acompanhar o que ocorrerá com os cálculos.

Aumentando o valor da furação para 210mm, o outro valor será reduzido pois o comprimento total da alavanca de 900mm não será alterado.

Então, 900 – 210 = 690mm, que será o outro novo valor de furação.

Colocando estes valores nos cálculos, encontraremos

Ft = 2.280 x 210 / 690 x 24 x 0,7

Ft = 11.657,74 kgf

Este novo valor de força total corrigido, nos colocará novamente dentro da faixa de taxa de frenagem em carregado, que é a nossa preocupação em termos de segurança operacional.

Tc = 11.657, 74 / 100.000 … Tc = 0,1165 …. Tc = 11,65% do PBM ….OK

Checando a nova taxa em vazio com a aplicação do vazio-carregado de 50%, teremos

Fv = 11.657,74 x 0,50 …. Fv = 5.828,87 kgf

Tv = 5.828, 87 / 28.000 …. Tv = 0,2081 …. Tv = 20,81% da tara ….OK

Mas, antes de continuarmos, ficam aqui perguntas importantes: Não precisamos checar o que ocorre quando o vagão estiver parado em um pátio e o freio manual for aplicado? Não existe um valor de taxa de frenagem para o freio manual? A resposta é SIM para ambas!!!

Precisamos checar também o freio manual de acordo com sua configuração mostrada no esquema geral da timoneria da Figura 2.

Como a condição mais desfavorável para um vagão parado em um pátio é não deixar que ele se movimente quando estiver carregado, a norma pede que se considere apenas esta condição para um valor mínimo de 10% do PBM. Assim, a força que o freio manual executa sobre as alavancas, precisa chegar às rodas com um esforço que atenda a esta condição. Vamos fazer isso!!

Na Figura 3, segregamos a parte da timoneria do freio manual e sua conexão com o sistema de alavancas que foi objeto do nosso cálculo anterior.

Figura 3 – Timoneria do freio manual

Vamos estudar como a aplicação de força é executada para segurar o vagão no pátio, começando pela caixa de freio manual. Ela possui um volante metálico de 560mm de diâmetro e dentro dela é montado um jogo de engrenagens que visa aumentar a força que um homem normal executa. Pelos valores medidos ao longo do tempo e tendo em vista que a força aplicada pode variar conforme a condição física do operador, ficou definida para efeito de cálculo uma força média de 56 kgf sendo esta força aplicada no aro do volante do freio manual.

Como dissemos, a relação de engrenagens internas da caixa provoca uma multiplicação sendo o valor da relação para a classe de aparelhos padronizada pelas ferrovias brasileiras estabelecido para os fabricantes em 5,36, ou seja, o valor da força aplicada ao lolante já é aumentado em mais de 5 vezes sómente pelas engrenagens internas.

Seguindo a linha partindo da caixa, chegamos ao excêntrico, também conhecido em algumas ferrovias como balancim ou bell crank (USA). Esta peça fundida não é obrigatória nas instalações de freio manual mas algumas vezes recomenda-se sua aplicação quando se precisa incrementar ainda mais o valor da força de frenagem de estacionamento. O excêntrico de freio por sua forma e relação de furação aumenta em mais 32% a força gerada pelo operador e amplificada pelas engrenagens internas.

Como informações necessárias para se fechar o valor da força Fm feita pelo tirante que vem da caixa e passa pelo escêntrico, lembramos aqui que ela é afetada diretamente pela perda devida ao enrolamento da corrente dentro da caixa, o que nos tira produtividade. Este valor do enrolamento máximo definido em norma é de 44,45mm.

Vamos agora escrever a equação de definição de força Fm, necessária a manter um vagão carregado totalmente imóvel mesmo estando carregado no seu limite máximo,

Fm = 56 x 280 (raio do volante) x r x C / D    onde

Raio do volante = 280mm

Engrenagens  r = 5,36

Excêntrico  C = 1,32

Enrolamento  D = 44,45

Fm = 56 x 280 x 5,36 x 1,32 / 44,45

Fm = 2.495,8 kgf  

Obs: Note-se que esta força é ligeiramente superior aquela proveniente da pressão de equalização no cilindro de freio.

Aplicando-se agora a força Fm no sistema de alavancas do estrado e dos truques, já que o tirante que vem do excêntrico também está conectado com a alavanca principal do cilindro, encontraremos a força provocada pelo freio manual nas 8 sapatas

Fm = 2.495 x (210 / 690) x 24 x 0,7

Fm = 12.757,04 kgf

Isto nos dará uma taxa de frenagem em manual de

Tm = 12757 / 100.000 …. Tm = 12,75% do PBM …. OK

Concluímos então que até este ponto nossa timoneria de freio está atendendo a todos os pontos da norma. Resumimos abaixo os três valores de taxa de frenagem calculados

Vagão carregado: Tc = 11,65%  (11% a 14% do PBM)

Vagão vazio: Tv = 20,81% (15% a 32% da tara)

Freio manual: Tm = 12,75%  (>10% do PBM)

Atendidos os valores de taxa de frenagem, precisamos agora definir o projeto da alavanca de comando para que o ajustador de folga trabalhe adequadamente, mantendo o curso do cilindro de freio e a distância entre sapatas e rodas.

Este caminho é necessário para que possamos partir para a Parte 3 das nossas notas sobre projeto de timonerias de freio, a qual será dedicada ao dimensionamento dos componentes como alavancas, tirantes, pinos, etc.

Vamos então iniciar, analisando a Figura 4, indicativa da montagem do ajustador de folgas e sua alavanca de comando. Esta figura mostra a montagem em corte frontal para facilitar nosso trabalho de definição dimensional.

Figura 4 – Esquema da alavanca de comando do ajustador

Para que o ajustador tenha efetividade de trabalho, teremos obrigatoriamente que seguir a relação de proporcionalidade 210 / 690 = C / D. Isto siginifica que a alavanca comandará o giro do corpo do ajustador sob a mesma proporção de furação existente na alavanca principal do sistema. Sem esta proporcionalidade, o ajustador trabalhará fora de sintonia com o desgaste das sapatas, demorando ou acelerando o giro do corpo do ajustador, desbalanceando o movimento de aproximação das sapatas nas rodas e alterando o valor do curso do cilindro para valores maiores ou menores, causando perda ou excesso de força disponível quando uma redução de aplicação de freio for realizada. Em resumo, um grande problema!!

Montando então a relação, podemos ter

210 / 690 = C / D …. como D = 690 – 63 (dist. centro da biela do ajustador) = 627mm

210 / 690 = C / 627 …. logo C = 210 x 627 = C x 690 …. C = 190,8mm = 191mm

Nesta condição teremos então: 210 / 690 = 191 / 627 = 0,304      Plenamente satisfatória!

Lembretes importantes:

A- O valor da cota C define a distância da biela de acionamento do ajustador até o suporte de encaixe que recebe a extremidade da alavanca de comando. Este suporte é conhecido como “cadeirinha” em função de sua forma;

B- A cota E é a distância que deve ser deixada na extremidade da alavanca de comando para que ela não saia da abertura da cadeirinha. O valor mínimo de norma desta cota E deve ser de 76mm (3″) e caso haja a necessidade desta ser menor que este valor normatizado, recomenda-se a aplicação de um pino de retenção.

C- A cota F é a distância da extremidade da alavanca de comando até a linha de centro do cilindro de freio. O valor mínimo para que não ocorra choque do êmbolo interno do cilindro quando de uma aplicação com a ponta da alavanca de comando é de 38mm (1.1/2″).

Checando a alavanca de comando após conhecidos os valores mínimos das cotas E e F, encontraremos

627 + 191 + E + F = 900

627 + 191 + 76 + F = 900 …. estamos inicialmente mantendo aqui os 76mm de extremidade recomendados pela norma para ver o que ocorre com o valor da cota F que precisa ser de 38mm no mínimo.

894 = F = 900 …. F = 6mm …. valor menor que 38mm e portanto não aceitável, nos obrigando a reduzir o comprimento da extremidade da alavanca de comando e instalando um pino de retenção.

Assim, vamos calcular este valor partindo agora do valor mínimo de 38mm da distância entre a ponta da alavanca de comando e a linha de centro do cilindro para ver quanto sobra de extremidade da alavanca de comando,

627 + 191 + E + 38 = 900

E + 856 = 900 ….  E = 44mm < 76mm …. teremos que instalar um pino na ponta da alavanca de comando para que ela não desencaixe da abertura na cadeirinha, devido às vibrações que atingem os vagões em serviço.

Temos agora condições de fechar o esquema geral da timoneria de freio do nosso vagão fechado hipotético e resumí-lo na Figura 5, a seguir:

Figura 5 – Esquema dimensional final da timoneria

 

Agora, como conclusão desta Parte 2 sobre o projeto de timonerias de freio, nos falta verificar a condiição de parada do vagão fechado, sempre com suas rodas girando para evitarmos travamento, o qual poderá ocasionar um calo na superfície de rolamento das rodas, o que será extremamente danoso para o sistema pelos impactos provenientes na via, a cada giro das rodas.

Na Figura 6, abaixo, vemos a condição para que as rodas parem girando quando de uma aplicação

Figura 6 – Condição de frenagem sem travamento

A correta condição de frenagem sem travamento das rodas ocorre quando a força de frenagem F é menor que a força P, representativa do peso do vagão. Como estamos estudando o efeito por roda, vamos calcular 1/8 do que acontece quando o freio a ar for aplicado, levando em consideração o peso do vagão VAZIO, que é a pior situação operacional que favorece o travamento.

As forças indicadas como F’ e P’ são as normais ao sistema e variam com os respectivos coeficientes de atrito entre os materiais. A força F’ varia com o coeficiente sapata x roda e a força P’ com o coeficiente roda x trilho.

F = 1/8 x 5.828 (força de frenagem em vazio) …. F = 728,5 kgf

A componente F’ derivada desta força será

F’ = 728,5 x 0,33 (coef. sapata x roda) …. F’ = 240,4 kgf / roda

Agora, vejamos como calcular o peso P’, seguindo a mesma metodologia de raciocínio

P = 1/8 x 28.000 ….P = 3500 kgf

A componente P’ então será obtida

P’ = 3.500 x 0,10 (coef. roda x trilho) …. P’ = 350 kgf / roda

Vemos que a condição para que não ocorra o travamento foi plenamente atendida, ou seja,

F’ < P’ …. 240 kgf < 350 kgf      As rodas não irão travar durante as aplicações de freio

Com esta verificação fechamos este estudo, deixando agora como Parte 3 do projeto de timonerias, a etapa que trata do dimensionamento das peças do sistema como alavancas, tirantes, pinos, garfos, etc.

Até breve!!

1- ASPECTOS GERAIS

Poderíamos dizer que desde o início efetivo das operações ferroviárias, um dos aspectos que mudaram radicalmente a Engenharia Ferroviária foi a introdução do freio a ar comprimido, devida à genialidade de George Westinghouse no início do século XX. Antes dele, a própria ferrovia foi posta em cheque em função dos constantes acidentes que ocorriam com elevado número de vítimas. Os jornais norte-americanos da época chegaram mesmo a pedir a paralização total das operações pela precariedade do sistema de freio aplicado ao material rodante.

Já comentamos aqui o funcionamento do sistema pneumático criado por Westinghouse no post relativo à evolução das válvulas de freio e por isso mesmo, iremos desta vez focar nossos esforços no sentido de esclarecer muitas dúvidas existentes quanto à parte mecânica do conjunto, ou seja, a definição técnica para peças como alavancas, tirantes, etc, as quais compôem a chamada TIMONERIA DE FREIO. Ela sempre existiu nos vagões pois permite a efetividade da aplicação da força de frenagem sobre as rodas, podendo ampliar ou diminuir a força que é feita pelo cilindro de freio quando o êmbolo interno é empurrado para fora, começando a frenagem  Ver Figura 1, abaixo.

Figura 1 – Timoneria de freio esquemática para vagões

Neste trabalho, procuraremos mostrar como devemos iniciar o projeto de uma destas instalações mecânicas em função do vagão onde ela será montada, de forma a fazer com que a mesma funcione dentro de determinados parâmetros de eficiência e segurança estabelecidos nas normas e práticas de operação ferroviária.

2- PONTOS BÁSICOS

Alguns pontos básicos precisam ser seguidos para que uma timoneria de freio seja realmente eficiente e segura:

2.1 – Área disponível

O tipo de vagão para o qual estivermos projetando a nossa timoneria de freio, irá determinar a área efetiva de trabalho que poderemos vir a utilizar. Todos sabemos que a timoneria é uma continuação da parte pneumática do sistema pela ligação direta entre o cilindro de freio e a alavanca principal a ele conectada. Como a força realizada no cilindro para uma aplicação de serviço é definida em função da pressão de equalização e que tal pressão tem valor especificado em norma como sendo 64 psi (4,5 kgf/cm2), teremos uma força disponível aplicada no tôpo da alavanca principal de 2.280 kgf para um cilindro de 10″ de diâmetro por 12″ de comprimento. Daí para frente, o trabalho será feito pela timoneria que amplificará esta força até que as 8 sapatas toquem as rodas promovendo a frenagem sem travamento, arrastamento ou excesso de temperatura. Este é o princípio da eficiência de frenagem!! Quando viermos a abordar o exemplo de um cálculo completo, poderemos esclarecer mais estes valores.,

Tendo tal princípio claro, precisamos estudar com bastante cuidado a área disponível para a instalação da timoneria, a qual pode estar montada na parte inferior ou na parte inferior e também na parte superior do estrado como no caso de vagões hopper. Tudo irá depender da geometria da estrutura resistente do vagão, lembrando que a timoneria muda de posição com o tempo em função do desgaste das sapatas de freio. Como informação inicial, destacamos que os vagões do tipo gôndola e fechado são os mais favoráveis para a definição da timoneria, sendo que no caso dos hoppers teremos mais dificuldade em função das tremonhas de descarga, nos plataformas as vigas com inércia variável e nos tanques as restrições para soldagem de suportes no corpo cílindrico, além do espaço consumido pela tubulação de descarga.

2.2 – Padrão de truques

Outra etapa importante do nosso caminho é conhecer o padrão de truques usado na ferrovia onde o vagão irá circular. Alguns poderão perguntar: Por que os truques afetarão o projeto da timoneria de freio? A resposta está ligada ao sistema de alavancas que é usado pela ferrovia, ou seja, saber se são usadas alavancas verticais ou inclinadas. Enquanto que as primeiras recebem o tirante principal de ligação do truque com a timoneria da caixa, na linha de centro do vagão, o sistema com alavancas inclinadas recebe o tirante lateralmente à linha de centro do vagão. Na Figura 2 a seguir, podemos ver a diferença mencionada e concluir que nossa escolha estará diretamente ligada a manter a padronização e principalmente a intercambiablidade dos truques.

 

 

Figura 2 – Diferenças de truques com alavancas verticais ou inclinadas

 

Estas configurações fazem parte do sistema total de freio do vagão, ou seja, a multiplicação realizada nas alavancas que estão no estrado (F), são complementadas pela multiplicação que é feita em cada truque. Portanto, a relação de  multiplicação total proporcionada pela timoneria é a soma das timonerias do estrado e dos truques. Mais a diante, quando formos exemplificar o cálculo da timoneria total, estaremos detalhando como cada parte trabalha para atingirmos a eficiência necessária que será refletida nas taxas de frenagem. Na Figura 3, encontramos o esquema de cada opção de montagem citada para os truques e a furação padrão para cada montage

Figura 3 – Esquema de furação das alavancas dos truques

 

Na primeira versão ambas as alavancas possuem uma furação de 127mm x 254mm, que é a mais comum na bitola métrica e a segunda versão mostra a aplicação de dois tipos de alavanca, sendo a maior, também chamada de alavanca viva (alavanca que é conectada ao tirante que vem do estrado) com furação de 195mm x 390mm com a menor conhecida como alavanca morta (alavanca presa ao setor de graduação) com furação de 140mm x 280mm, muito utilizada na bitola de 1,60m. Todas estas dimensões serão devidamente mencionadas quando de nossa análise completa e cálculo demonstrativo.

2.3 – Complexidade

Conhecida a área disponível no vagão, destinada à timoneria de freio, bem como o sistema de alavancas que está padronizado para os truques, precisamos ter em mente que o projeto da timoneria precisa ser o mais simples possivel em termos de quantidade de componentes. Muitas alavancas implicam em mais suportes, pontos fixos, corrediças, etc., o que além de encarecer a solução a adotar, também afetará o rendimento do freio. Quando realizamos o cálculo das peças da timoneria, verificamos o quanto a força feita no cilindro de freio é amplificada. Porém, a complexidade da solução pode nos tirar a eficiência necessária pois todos os pontos onde haja atrito e conexão entre pinos e furos, irão reduzir a força efetiva.

Muitas vezer temos dificuldade de projetar uma timoneria de freio simples, composta de apenas duas alavancas, como já citamos acima. Por isso, o projetista precisa ter o máximo de cuidado para prever um sistema com um mínimo de perdas. A Associação Americana de Freio a Ar (Air Brake Association) nos recomenda que não apliquemas soluções que possam retirar mais do que 30% de efetividade do sistema de alavancas e tirantes, o que é o mesmo que dizer que deve ser considerado como mínimo um rendimento de 70%. Assim, quando realizarmos os cálculos demonstrativos na Parte 2 deste trabalho, aplicaremos um fator de perdas que nos garanta a segurança e a eficiência necessárias para que o trem possa parar dentro dos limites estabelecidos.

Em resumo a mensagem que fica é: busque utilizar a menor quantidade de alavancas possível!! Isto te trará muitos benefícios com menos perdas!!

2.4 – Pesos

Para definir uma boa instalação de freio, precisamos saber o total de massa a ser freiado. O trem pode ser composto de vagões com vários tipos, tamanhos e pesos e tudo isso precisa ser devidamente equilibrado para que não ocorram choques. Lembremos que os sistemas de freio dos vagões, apesar de serem desenvolvidos de forma individual, deverão trabalhar de forma conjunta e equilibrada quando o trem estiver montado. Conhecer claramente os valores de tara e de peso bruto máximo de cada veículo é indispensável para aplicarmos os valores no cálculo das taxas de frenagem em vazio e em carregado (parte 2), as quais são estabelecidas em norma como controle para uma segura distância de parada. Além disso, é conhecendo os pesos que o projetista poderá definir se a instalação da timoneria de freio terá, ou não, um dispositivo chamado de vazio-carregado, o qual graduará a pressão de ar que chegará ao cilindro, graduando em consequência a respectiva força a ser amplificada na timoneria e aplicada às rodas.

Para auxiliar no conhecimento dos valores de peso bruto máximo que devem ser considerados, recomendo a consulta e a leitura do nosso post sobre Classificação de vagões no Brasil. Lá estão os limites de quanto os vagões pesam carregados em função de sua capacidade e de seus componentes básicos como estrurtura, truques, rodas, eixos, rolamentos, etc. Para a tara, existe uma análise que deve estar diretamente ligada ao bom senso, ou seja, sabemos que um vagão plataforma pesará vazio muito menos que um graneleiro, logicamente devido à sua definição estrutural. Além disso, como existe uma pressão das ferrovias para que os vagões sempre pesem o mínimo possivel, especial cuidado deve ser dado pelo projetista para que ele não instabilize o trem durante uma aplicação de freio, seja ela normal, para controlar a velocidade ou para parar o trem, seja ela em aplicação de emergência, a qual incrementa mais força sobre as rodas, exatamente para que a distância de parada seja menor.

2.5- Taxas de Frenagem

Chegamos agora a uma importante definição que devemos dar ao nosso projeto de timoneria: saber como nosso vagão está em relação aos valores de taxa de frenagem estabelecidos nas normas. Como já citamos por várias vezes, cada vagão tem suas taxas de frenagem em vazio e em carregado e tais taxas são definidas como sendo o total de força aplicado sobre as rodas estando o vagão vazio (Fv) ou vagão carregado (Fc). No cálculo da timoneria, como veremos, dividindo este total de força por sua tara, teremos a taxa em vazio e dividindo pelo peso bruto máximo, a taxa em carregado.

Taxa de frenagem em VAZIO:                  Tv (%) = Fv / TARA

Taxa de frenagem em CARREGADO:     Tc (%) = Fc / Peso Bruto Máximo

As taxas de frenagem são expressas em termos de porcentagem e os limites hoje considerados para os vagões pelas normas são:

Faixa de taxa de frenagem em vazio: de 15% a 32% do valor da tara do vagão.  Assim, poderemos usar de 15 a 32% do valor da tara para freiar o vagão vazio.

Faixa de taxa de frenagem em carregado: de 11% a 14% do valor do peso bruto máximo. Assim, poderemos usar de 11 a 14% do valor do PBM para freiar o vagão carregado.

Se o valor de força sobre as 8 rodas estiver contido nestas faixas de taxa de frenagem, haverá segurança suficiente para que não ocorram choques perigosos à segurança operacional dos trens. Caso estejam fora destes valores componentes importantes como engates, mandíbulas, aparelhos de choque, etc ficarão vulneráveis a quebras e separação indevida no trem.

Quando do cálculo de demonstração que faremos na Parte 2 deste trabalho, poderemos verificar com valores reais de taxa de frenagem como devemos seguir definindo nosso projeto sem receios. Hoje, existe um padrão operacional das ferrovias onde TODOS os vagões indistintamente devem seguir às faixas de taxa de frenagem.

2.6- Sapatas de freio

As sapatas de freio são os elementos que tocam as superfícies das rodas quando da aplicação de freio. É portanto por meio do atrito que o trem reduz sua velocidade ou é parado dentro de algum limite de pátio ou via de cruzamento.Antigamente as sapatas de freio eram produzidas de ferro fundido, já que este material fornecia suficiente coeficiente de atrito com as rodas para equilibrar a ação de frenagem dos trens. Como o aumento de peso, comprimento e velocidade dos trens que possuímos, foi desenvolvida uma resina fenólica oara a fabricação das sapatas. Enquanto que as sapatas de ferro fundido possuem um coeficiente de atrito com as rodas em torno de 0,15 as sapatas fenólicas possuem o dobro, ou seja 0,33.

Estes valores são muito importantes no processo pois apesar das sapatas fenólicas serem muito mais eficientes em termos de frenagem, distância de parada, etc,, elas acabam por concentrar muito calor nas pistas de rolamento das rodas, o que pode ser perigoso para o aparecimento de trincas que poderão quebrar as rodas ou movê-las nos eixos, gerando perda de bitola de eixamento com consequente descarrilamento. Desta forma, sempre que calculamos a timoneria de freio, ao final dos cálculos, checamos se a carga térmica está demasiada.

Igualmente importante trata-se da verificação de demanda de frenagem, a qual também varia com o coeficiente de atrito sapata x roda. O princípio do bom sistema de freio nos pede para definir uma instalação onde todos os veículos do trem parem sempre com as rodas girando, mesmo em situações de emergência. Caso haja excesso de frenagem e travamento das rodas, poderemos ter a ocorrência do CALO, exatamente gerado pela perda da condição de girar das rodas durante as aplicações de freio. Neste caso de demanda, comparamos 1/8 da carga vertical que chega às rodas em função do peso do vagão vazio ou carregado, com 1/8 da força de atrito normal à superfície da pista de rolamento da roda. Obrigatoriamente,a componente de atrito não poderá ser maior que a componente calculada na carga vertical pois caso assim ocorra, haverá o travamento, deslizamento e calo nas pistas das rodas. Quando do cálculo demosntrativo, todos estes pontos serão devidamente observados.

2.7 – Operação e via permanente

Para que um cálculo de definição de timoneria seja bem executado, deve haver estreita relação entre as equipes de operação, via permanente e engenharia de material rodante. Ter o completo entendimento das condições de operação e manutenção, afetarão diretamente as boas condições de frenagem do trem, reduzindo os custos de desgaste e troca dos componentes. Perfil das vias principalmente nas serras, velocidades permitidas nos trechos e cálculo básico de freio estarão sempre unidos para a definição de um bom sistema de timoneria.

2.8 – O Ajustador Automático de Folgas

Assim como a válvula operacional é o coração do sistema pneumático de freio, o ajustador automático de folgas é também o coração da parte mecãnica da instalação. Este componente mantém a distância entre sapatas e rodas, bem como o curso do cilindro de freio para que a força de frenagem não vá diminuindo com o tempo. No passado, até o final dos anos 50, com o passar do tempo e o desgaste das sapatas, a timoneria se movimentava e as folgas somadas no sistema faziam com que o êmbolo do cilindro tivesse um curso cada vez maior para uma mesma pressão de equilíbrio, o que reduzia a força final de frenagem sobre as rodas.

O ajustador automático de folgas, não foi uma invenção da ferrovia norte-americana mas sim dos engenheiros suecos que criaram o dispositivo para reduzir o tempo de atuação das equipes de manutenção que ao trocarem as sapatas desgastadas precisavam ajustar a posição das alavancas manualmente. Hoje, ele é indispensável o mandatório em qualquer tipo de vagão pela segurança operacional que gera.

Durante o exemplo que apresentaremos na Parte 2 deste trabalho, poderemos observar a importância do ajustador de folgas muito ligado à manutenção do curso em qualquer situação e como calcular sua aplicação junto com a definição estrutural de alavancas e tirantes.

Até já!!!

 

1- INTRODUÇÃO

O sistema de freio automático de um trem de carga, deve ser provido de componentes que permitam ao maquinista formas simples, confiáveis e seguras de conduzir o conjunto de vagões e locomotivas para:

* Controlar a velocidade em operação e principalmente em descidas de rampas.

* Controlar e estabilizar os choques derivados das folgas existentes entre os vagões.

* Parar nos blocos definidos pelo sistema de sinalização.

Como sabemos, o sistema de freio automático de um trem é um sistema de trabalho contínuo, com uma tubulação que se extende por todo o comprimento do trem conhecida como encanamento geral, o qual é conectado a uma válvula de controle e aos demais componentes do conjunto como cilindro, reservatório, etc, existentes em cada um dos vagões para obter os resultados acima listados. Aqui, nos concentraremos especificamente nas válvulas de controle, seus tipos básicos e suas funções.

As válvulas atuais trabalham para acompanhar as características dos trens modernos no tocante a:

* Rápida propagação de aplicações de frenagem.

* Menores distâncias de parada.

* Equivalência de frenagem entre os vagões, independente do tipo e comprimento destes.

* Estabilidade contra aplicações indevidas de emergência.

Nos próximos itens, iremos indicar cada um destes tipos de válvula de controle e porque foram criadas as soluções atuais, sempre com o objetivo de passar a você que gosta de ferrovias e procura entender cada vez mais seu funcionamento, formas e soluções que busquem seu crescimento profissional ou pessoal.

2- TIPOS DE VÁLVULAS DE CONTROLE E SUA CRONOLOGIA

Já citamos em nossos trabalhos anteriores a genialidade de George Westinghouse, engenheiro norte-americano que viabilizou a existência das ferrovias no mundo ocidental com o desenvolvimento do freio ferroviário automático. Antes dêle, a ferrovia não tinha segurança em seu trabalho com sucessivos acidentes que tiravam vidas e derrubavam a confiabilidade, chegando-se a um ponto crítico no final do século 19 quando vários órgãos de imprensa solicitaram ao Congresso dos EUA a paralização das operações ferroviárias no país!!!.

Figura 1 – George Westinghouse

Até que Westinghouse apresentasse seu conceito de frenagem, os vagões já usavam o ar comprimido gerado pelos conhecidos compressores verticais das locomotivas a vapor. O encanamento geral ficava vazio e quando se pretendia realizar a diminuição de velocidade ou parada de um trem, o ar comprimido gerado e armazenado em um grande reservatório, era liberado por uma torneira existente na cabine do maquinista e introduzido pelas mangueiras até que chegasse a cada um dos cilindros de freio nos vagões e carros de passageiros.

Este processo era extremamente ineficiente já que a pressão gerada ia caindo ao longo do comprimento do trem, limitando muito o número de vagões em cada composição. No final do século XIX tal limitação poderia até ser tolerada mas o crescente uso da ferrovia rapidamente forçou para que alguma ação tecnológica mais eficiente fosse adotada. É neste momento que surge o novo conceito salvador de Westinghouse que funcionava de forma oposta ao sistema então em uso, ou seja, o ar comprimido era injetado ao longo do trem sendo armazenado em cada um dos reservatórios existente nos vagões até atingir um valor padrão e igual para todos.

Para aplicar o freio, o maquinista deveria reduzir a pressão no encanamento geral e não injetá-lo, fazendo com que a eficiência fosse muito grande. Além disso, caso uma das mangueiras do sistema se rompesse, a pressão cairia muito rapidamente, fazendo com que fosse aplicada emergência em cada metade separada do trem.

Toda esta função era e ainda é, controlada por uma válvula, também montada em cada vagão de forma a estabilizar a frenagem com segurança. É exatamente sobre esta válvula que iremos falar especificamente neste artigo, através de uma cronologia de entrada em serviço, cada uma delas devidamente comentada:

Figura 2 – Cronologia das válvulas de freio

Vamos então fazer alguns comentários sobre cada válvula de controle e o motivo pela qual cada versão foi desenvolvida. Como veremos, este caminho de evolução sempre esteve ligado à necessidade de aumento da capacidade frenante dos trens em função do seu peso, comprimento e velocidade:

A- Válvulas Tríplice ou Sistema K

A primeira versão da válvula tríplice foi lançada em 1872 para possibilitar o aumento dos trens dos então 8 a 10 vagões para 20 a 30 vagões. Ela tinha este nome derivado de suas funções básicas ainda desconhecidas que eram, aplicação, alívio e emergência, enquanto que no sistema anterior só era possivel aplicar e aliviar a quantitdade de ar injetado. Este projeto representou uma revolução para o transporte ferroviário criando um enorme crescimento para o setor. Tal sistema foi sendo aprimorado até que em 1906 foi oficialmente apresentada ao mercado a válvula K, a qual tinha este nome creio que mais por sua forma básica do que por alguma função específica. Os testes foram iniciados em 1908 e totalmente concluídos em 1917 com sua aprovação incondicional, fazendo com que a empresa de Westinghouse decolasse no mercado tendo até que terceirizar uma grande parte de sua produção já que todas as ferrovias emitiram pedidos para milhares de válvulas.

Tudo era novidade com esta aplicação e o costume direcionava para uma montagem agregada. Neste tipo de projeto a válvula era conectada diretamente à parte traseira do reservatório de ar, tendo este por sua vez uma conecção frontal com o fundo do cilindro de freio. Assim, parte do ar correspondente à redução operada pelo maqunista, ia diretamente para a câmara do cilindro onde encontrava uma membrana de borracha que empurrava a haste do cilindro para frente e conseqüentemente a alavanca principal de freio da timoneria, distribuindo a força de frenagem até as rodas.

 

Figura 3 – Sistema com válvula K

As válvulas do tipo K permaneceram em serviço durante muito tempo permitindo sempre o aumento de tamanho dos trens, sendo que no limite de sua aplicação, os ferroviários norte-americanos chegaram a formar trens de 80 vagões, o que foi considerado na época como um extremo avanço tecnológico.

B-  Válvulas AB

Westinghouse era viciado em trabalho e movido a desafios!  A válvula K, apesar de ser um sucesso comprovado, já começava a apresentar limitações com o aumento da velocidade e do peso dos trens. Como evolução efetiva, as válvulas AB lançaram o modelo de um suporte central projetado para receber os encanamentos de conexão entre os componentes onde eram montadas duas porções de trabalho que operavam o funcionamento nas condições de serviço e de emergência. Com tal disposição, o sistema ficava mais equilibrado com cada parte da válvula operacionalizando sua função específica. Veja na Figura 4, abaixo o esquema com as três partes da moderna válvula de controle de freio ferroviário.

Figura 4 – Válvula AB

Na figura da válvula AB acima, vemos da esquerda para a direita a sequência  PORÇÃO DE EMERGÊNCIA  +  SUPORTE DE ENCANAMENTOS  +  PORÇÃO DE SERVIÇO. Assim, o Suporte de Encanamentos é o grande “orientador” da operação de frenagem pois todos os tubos chegam nele e dele o ar é distribuído para as Porções de Serviço e Emergência, sempre tendo por base o valor da pressão de ar que está no encanamento geral dos vagões. Os labirintos criados por Westinghouse em cada peça abrem e fecham passagens de ar conforme os valores de pressão positiva ou negativa. As positivas empurram e abrem passagens enquanto que as negativas vedam e fecham, direcionando o caminho que o ar comprimido deve percorrer conforme a situação desejada, sem afetar as demais funções da válvula as quais ficam inativas até que o processo disparado seja concluído. Depois da válvula AB todas as demais válvulas de freio desenvolvidas até hoje seguem este mesmo esquema, mantendo a mesma sequência. Como figura complementar ver abaixo as três partes da válvula separadamente.

Como buscamos descrever rapidamente acima, quando o maquinista reduz a pressão no encanamento geral, visando uma redução de velocidade ou mesmo a parada do trem, tal queda de pressão chega primeiramente ao Suporte de Encanamentos que a transmite para a Porção de Serviço, onde o processo de frenagem é iniciado. Parte do ar armazenado na câmara de serviço do reservatório existente em cada vagão se conecta com o encanamento do cilindro de freio em uma proporção matemática de volumes, até que a pressão se estabilize. Tal ar que chega ao cilindro empurra então o embolo e com ele a haste que se conecta com as alavancas da timoneria transmitindo a força de frenagem para as sapatas que tocam as rodas reduzindo ou parando o trem por atrito. Parece simples mas o gênio de Westinghouse fez com que a simplicidade salvasse a operabilidade da ferrovia até hoje pois tão importante quanto circular com segurança é parar com segurança.

Para aliviar o freio, o maquinista coloca então o punho do manipulador existente na cabine na posição de recobrimento. Nesta condição a pressão vai novamente subindo até seu valor de refer6encia estabelecido pela ferrovia e o ar que estava no cilindro é esgotado para a atmosfera através do retentor de controle e alívio, componente que já foi motivo de um post anterior.

Veja o esquema a seguir de um sistema pneumático de freio que está presente com algumas variações em todos os vagões.

 

Figura 5 – Esquema Pneumátido de freio

O mesmo processo descrito para a aplicação de serviço, usada para controlar a velocidade ou para parar um trem, ocorre também na aplicação de emergência. O processo de redução de pressão no encanamento geral é feito, só que de forma brusca, ou seja, quando ocorre por exemplo um rompimento de mangueira devido a uma quebra de mandíbula nos engates. Com a queda brusca de pressão o Suporte de Encanamentos direciona as aberturas de ar para as duas câmaras do reservatório, fazendo com que todo o seu conteúdo seja direcionado para os cilindros de freio. O objetivo neste caso é parar o trem o mais rápido possível e tal operação pode injetar até 20% a mais de força na timoneria e desta às rodas, as quais devem SEMPRE parar girando e NUNCA travando e deslizando, o que custaria um calo na superfície de contato da roda com o trilho. Este calo é puro veneno para o vagão e para a via permanente, já que o impacto causado a cada giro da roda cria condições extremas que direcionarão para uma trinca ou quebra com falha no trem e consequentemente um acidente. No caso de uma aplicação de emergência, todos os reservatórios devem ser recarregados em seu volume total antes que o trem volte a circular.

C- Válvulas ABD

Como citamos anteriormente, a evolução das válvulas de freio vem sendo direcionada para aprimorar as suas funções internas de velocidade de aplicação e alívio de freio ao longo do trem. Além disso, os períodos de manutenção começaram a ser ampliados em função do uso de diafragmas de conexão entre as câmaras, substituindo os aneis de bronze causando menos fricção e desgaste. Aliás, a letra D acrescentada ao nome da válvula fazia referência exatamente aos Diafragmas.

As válvulas ABD também aumentaram a velocidade de alívio do sistema, fazendo com que o trem retomasse o movimento mais rapidamente e sua aplicação foi oficialmente aprovada em 1964, praticamente 30 anos após a revolução causada pelas válvulas AB.

 

Figura 6 – Válvula ABD

Neste período os trens norte americanos já dispunham de 120 vagões, quantidade que ainda é vista em um trem regular, o que não deve ser entendido como estagnação no processo evolutivo. Importante sempre lembrarmos que embora a quantidade de vagões fique por volta deste número, a capacidade de cada veículo também subiu exigindo estudos e provas adicionais para que a segurança operacional fique mantida.

D- Válvulas ABDW

Esta válvula foi lançada já nos anos 70 com a intenção de aprimorar as válvulas ABD. Ela foi a primeira válvula de controle com ação contínua de serviço rápido. A característica de uma rápida aplicação de emergência em função do crescimento das velocidades operacionais, gerou mais conforto aos maquinistas pois permitia que o alívio de tal aplicação fosse também localizado junto à porção de emergência de cada válvula e não somente pelos retentores de alívio. Abaixo a imagem destas válvulas.

 

Figura 7 – Válvula ABDW

As válvulas ABDW aumentaram também a velocidade de transmissão de queda de pressão ao longo do encanamento geral de 152 m/s para 175 m/s. Tal melhora também foi sentida no resultado geral das ferrovias pois as modernas tecnologias de projeto dos vagões e locomotivas manteve este modal como ótima opção logística aos países que optaram por ele como os EUA.

NOTA: Importante que se mencione aqui que embora as válvulas de freio venham sendo desenvolvidas continuamente, modelos de todas as válvulas anteriores continuam em circulação. Isto, além de natural pois não há como substituir todas as válvulas de freio sempre que cada novo modelo é lançado, faz com que os ganhos expressivos alcançados nos testes oficiais dos laboratórios de simulação para 150 vagões por trem não sejam plenamente sentidos nos trens principalmente quando há um bloco de vagões com o mesmo tipo de válvula mais antigo.

E- Válvulas ABDX / ABDX-L

Este é o tipo de válvula que incorporou todas as melhoras das válvulas anteriores. Foi oficialmente aprovada para serviço irrestrito na metade dos anos 90 e permitiu a formação de trens com mais de 3.000 m de encanamento geral com respostas muito rápida e eficaz. Vem sendo usada desde então com variações que melhoraram a estabilidade de aplicação e alívio. Sua performance foi tão boa que aumentou a velocidade de propagação de 175 m/s para quase 220 m/s, o que a fez aparecer no texto das especificações técnicas de compra de todos os vagões. Observamos a válvula ABDX na figura a seguir.

 

 

Figura 8 – Válvula ABDX

Apesar de toda a modernidade desta solução, ela não foi suficiente para impedir que alguns trens longos igualmente formados por vagões longos, ou seja, com grande comprimento de encanamento geral, passassem a apresentar uma ocorrência de aplicação de emergência expontânea. Sempre que estes longos trens desciam um trecho de serra no noroeste americano, a ocorrência se repetia sem uma definição do que fazer oara impedi-la. Foram feitos muitos testes até que se concluiu que a massa de ar comprimido dentro dos tubos do encanamento geral dos vagões longos, se movimentava longitudinalmente alterando por segundos a pressão o suficiente para que as novas ABDX, mais sensíveis que as demais, sentissem a variação repentina e aplicassem emergência no trem de forma expontânea.

Descoberto o motivo, foi então desenvolvida uma variante de projeto destas válvulas específica para ser aplicada a vagões longos com mais de 22,8m de encanamento geral. Esta válvula então foi classidicada como ABDX-L sendo a letra L introduzida para representar vagões LONGOS. Assim, todo e qualquer vagão com mais do que este comprimento de encanamento geral terá obrigatoriamente que receber estas válvulas para evitar a emergência indevida e com ela a possibilidade de acidentes.

F – Válvulas equivalentes

Como todos sabemos, existem hoje no mundo ferroviário deste lado do mundo dois grande fabricantes de componentes para freios. São eles a WABTEC, atual nome da antiga empresa de Westinhouse e também a FREIOS KNORR, oriunda da Europa associada à empresa americana New York Air Brake – NYABCO. Esta última empresa para participar do mercado, começou seu desenvolvimento de válvulas mais confiáveis também nos anos 90 do último século e hoje detém metade do fornecimento destes componentes em iguais condições de qualidade e performance.

Todos os tipos de vávulas que vimos até este momento são originárias da Wabtec, sendo que a Knorr fabrica e fornece as válvulas DB60, apresentada na figura abaixo, a qual é equivalentes ao modelo ABDX e também a versão DB-60L para os vagões longos.

 

Figura 9 – Válvula DB60

 

O nome DB60 vem da codificação dos componentes desta válvula. O suporte de encanamentos tem código DB30, a porção de serviço é DB10 e a porção de emergência DB20, devendo estes números usados para a compra de reposição nas oficinas de freio das ferrovias quando das manutenções.

Gostaria de resumir a eficiência das válvulas de freio em um gráfico de tempo necessário para que o último vagão de um trem de 150 vagões perceba a queda de pressão no encanamento geral e aplique freio. Vejam que com o passar do tempo e aprimoramento do projeto, as respostas são sempre mais rápidas tanto em aplicação quanto em alívio e recobrimento do ar no sistema.

Figura relativa ao tempo de aplicação / alívio no vagão 150 de um trem

 

OBS: Neste gráfico é indicada a válvula EP60, a qual não citamos nestas notas. Estas são válvulas eletrônicas que agora começam a ser usadas em trens nos EUA e Austrália, as quais reduzem a zero os tempos de aplicação e alívio já que o sinal de trabalho não é dado pela queda de pressão no encanamento geral mas sim por meio de um sinal de rádio vindo da cabine do maquinista. Isto reduz imensamente as distâncias de parada dos trens, necessitando os maquinistas de um treinamento específico para conduzir um trem onde elas estejam instaladas. As válvulas eletrônicas serão motivo de uma descrição à parte no futuro.

3- APLICAÇÃO

Normalmente cada vagão recebe apenas uma válvula de freio por conjunto pneumático. Como dissemos, ela é o coração do sistema e sua sensibilidade quanto às variações de pressão controlam o bom funcionamento nas etapas de aplicação e alívio. Pode-se dizer sem receio de enganos que hoje todas as situações operacionais de frenagem podem ser controladas com as válvulas mais modernas.

Também existem vagões chamados de unidades-duais onde uma dupla de vagões é controlada por apenas uma válvula de freio ou mesmo vagões articulados de até 5 unidades. Nestes casos cada grupo de 5 vagões possui 3 válvulas de freio, intercalando sua aplicação sobre as sapatas dos truques compartilhados e mantendo a segurança operacional do trem.

1- GERAL:

Um assunto sempre recorrente quando se fala sobre os custos de manutenção das ferrovias, é a usinagem das rodas dos truques. Cada vez que uma roda precisa ser usinada, gera perdas significativas para o proprietário do vagão pois o mesmo precisará ser paralisado e o respectivo rodeiro removido do truque para ser direcionado à Casa de Rodas da oficina e quem já teve a oportunidade de ver uma linha de rodeiros com necessidade de usinagem, sabe avaliar tempo e recurso a serem consumidos no trabalho de sua adequação até ter condições técnicas de retorno ao serviço regular.

Nos truques chamados de convencionais, os quais são aqueles com tecnologia mais antiga como os Ride Control e Barber S2A, a inscrição ainda não era uma preocupação significativa. Nesta condição, o truque sai de seu esquadro nas curvas (warping), levando o rodeiro a se inscrever atacando os trilhos e com isso causando desgastes significativos nos frisos das rodas, como já foi aqui descrito nos posts sobre funcionamento dos truques ferroviários, para os quais eu recomendo leitura.

Na Figura 1 abaixo, vemos um esquema de inscrição de um truque convencional, mostrando em visualização ampliada a distorção da estrutura e o ataque dos rodeiros com a consequante região de desgaste dos frisos das rodas.

 

 

Como se observa, o contato dos frisos das rodas com os trilhos ocorre de forma diagonal  e como normalmente os vagões circulam em ambas as direções, o efeito de desgaste acaba sendo verificado em todas as rodas do truque, gerando então a necessidade de reperfilamento ou usinagem em tornos de rodeiro.

Não vamos abordar agora o que pode ser conseguido de melhora na inscrição por meio dos truques radiais pois como dissemos, este tema já foi apresentado em posts anteriores e não é o objetivo específico deste trabalho mas sim mostrar o funcionamento do calibre FINGER, muito conhecido nas ferrovias por sua praticidade de uso e informação do nível de usinagem a ser considerado para recompor o friso de desenho das rodas.

Visualizando na Figura 2  a seguir, o desgaste que ocorre sobre as rodas no seu contato com os trilhos, notamos que o friso se torna fino e alto enquanto que as pistas perdem sua inclinação básica de 1:20, fundamental para que o rodeiro se estabilize em circulação pela compensação de diãmetros. Com os frisos finos e as pistas mais cilíndricas, os efeitos sobre a circulaçao são péssimos pois geram não só mais desgaste como também maior perigo de descarrilamento pois o contato fica totalmente descompensado. Deve-se evitar ao máximo circular com os frisos finos nas rodas, já que isto pode inclusive forçar a entrada de um dos truques corretamente em um AMV enquanto que o outro pode entrar na via desviada por trás da ponta da agulha, ocasionando tombamento e grandes danos ao trem e à via permanente.

Olhando com mais detalhes a Figura 2 acima, facilmente se confirma que a quantidade de material a remover para restaurar as dimensões do friso original é muito grande, fato que se torna ainda mais relevante quando falamos do rodeiro montado. Neste caso, mesmo que tenhamos as duas rodas com perfis desgastados de forma desigual, seremos obrigados a usinar a roda “melhor” tomando as condições necessárias para restaurar a roda “pior”, ou seja, teremos que remover material da roda “melhor” sem necessidade, para podermos equalizar os diâmetros de ambas as rodas, evitando assim que o rodeiro se movimente transversalmente e fique fora de seu centro geométrico, gerando em consequência uma força lateral da roda contra o trilho, a qual poderá levar a roda a “escalar” o boleto e a descarrilar.

2- O CALIBRE FINGER:

Tendo ficado clara esta posição, vamos então estudar a aplicação do calibre FINGER na Casa de Rodas, começando por analisar sua forma básica e bem conhecida dos ferroviários:

 

Como citamos, este calibre conhecido pelo apelido de FINGER, tem esta designação em função pequeno braço articulado montado em sua parte superior. Com este dispositivo, pode-se determinar diretamente o total de material a ser usinado nas rodas de um rodeiro montado para a operação de usinagem de reperfilamento, visando recuperar o friso e restaurar a inclinação básica de 1:20 existente nas pistas de rolamento. Antes de discrevermos seu funcionamento, precisamos ter em mente alguns pontos fundamentais a saber:

A- Os diâmetros de ambas as rodas de um mesmo rodeiro precisam ser iguais, para evitar deslocamentos transversais em serviço;

B- É preciso ter em mãos a definição do tipo de friso que será restaurado, largo ou estreito, já que o braço Finger possui as dimensões específicas para os frisos de cada tipo (estreito – NF e largo – WF);

C- Conhecer perfeitamente os limites de rejeito de espessura de bandagem das roda, para identificar com precisão quais poderão ou não, ser usinadas antes que tal limite dimensional mínimo seja atingido. No caso de vagões, teremos 19mm (3/4″) para rodas de 30″e 33″ e 22mm (7/8″) para rodas de 28″, 36″e 38″.

OBS: Para os carros de passageiro a bandagem mínima deve ser de 25mm (1″).

3- APLICAÇÃO:

Vamos então buscar descrever de forma resumida e direta a plicação do calibre FINGER em um rodeiro separado para usinagem, indicado conforme a Figura 3, abaixo, considerando uma roda que use friso estreito (NF):

 

OBS: Importante salientar que este calibre, assim como vários outros usados nas oficinas das nossas ferrovias, foram criados e normatizados pela AAR sendo portanto definidos em unidades inglesas de16 ávos de polegada.

O Ponto “E” define o local onde o calibre toca na face interna da roda. A região do calibre entre os Pontos “A” e “E” deve estar totalmente encostada na superfície e sempre na posição vertical, com o Ponto “B” tocando a pista de rolamento da roda. Mova então o Ponto “C”, que é a ponta do braço Finger, até que este toque o friso desgastado para que se possa fazer uma leitura direta.

Com o calibre aplicado nesta condição, vamos ler o valor indicado na marca do Ponto “D”, que no caso de nosso exemplo indica 8/16 ” já que a intercessão na marca 0 do calibre mostra o número 8. Agora, é fundamental saber se teremos material suficiente para usinar a bandagem para podermos recompor o friso estreito das rodas e para isso devemos ler o valor indicado no Ponto “E”, o qual nos indica 25 / 16″. Subtraindo-se da bandagem de 25/16″ o valor medido de 8/16″, verificamos que a roda APÓS usinada terá uma bandagem de 17/16″, ou seja ainda estará acima do limite de rejeito de 3/4″ nostrado em vermelho na imagem do calibre. Perguntamos: Mas como ficará a roda “irmã” montada no mesmo rodeiro e que teve um desgaste menor que a roda que acabamos de medir?

Para responder a esta pergunta, devemos repetir a mesmo operação para a roda de menor desgaste para verificar o valor final. Certamente o valor a remover será menor do que aquele encontrado para a roda mais desgastada, o que nos obrigará porém, a usinar esta roda menos desgastada no mesmo valor encontrado para a roda mais desgastada. Veja por favor, a tabela abaixo para demonstrar este fato.

Assim, notamos que apesar da roda menos desgastada necessitar de apenas 3/16″ de material a remover para restaurar seu friso original, ela terá que obrigatóriamente ser usinada com os mesmos 8/16″ da roda mais desgastada para não causar problemas de descentralização do rodeiro e instabilidade na circulação em tangente ou na inscrição nas curvas. A perda de material é inevitável para gerar uma condição de equilíbrio para a operação ferroviária.

O calibre FINGER é muito útil e deve sempre ser mantido aferido para as rodas que forem usadas no material rodante da ferrovia. Este instrumento é válido e pode ser aplicado para rodas de 1 vida (1W), 2 vidas (2W) e múltipla vida (MW) de rodeiros de qualquer tipo de truque.

Voltamos a mencionar de forma enfática que os custos devidos à usinagem das rodas, principalmente aquela realizada nas rodas menos desgastadas, pode ser minimizado com a aplicação dos truques de projeto radial, gerando grandes ganhos para as ferrovias pelo pequeno contato de frisos com os trilhos. As estratégias de manutenção podem ser então otimizadas para a usinagem de recuperação, concentrando-se apenas nas pistas para corrigir o desgaste de contato conhecido como cava (hollow) e que não necessita da remoção de tanto material já que os frisos estarão preservados. A aplicação do calibre específico para o controle da cava, será objeto de um dos nssos próximos posts.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Caros amigos, após alguns problemas pessoais enfrentados no final de 2018, com muita alegria voltamos a manter contato para conversarmos sobre as ferrovias.

Especificamente hoje vamos conversar sobre um importante componente do sistema de freios dos vagões, as Válvulas Retentoras ou como é mais conhecido no Brasil, os Retentores para Controle de Alívio. Este pequeno e fundamental componente, controla a velocidade de liberação do ar usado nos cilindros quando os freios são aliviados. Seu nome é devido a uma de suas funções que é muito utilizada quando a operação ferroviária é feita em perfis de grande inclinação, ou seja, a de reter uma quantidade de ar nos cilindros para acelerar o processo de frenagem, caso o maquinista necessite de uma aplicação rápida. Por isso, eles também são conhecidos entre os ferroviários como Válvulas de Serra.

Lembrando um pouco o funcionamento do sistema de freios, abordado aqui através do post Taxas de Frenagem (2016), sabemos que quando se deseja aplicar freios no trem, o maquinista reduz a pressão no encanamento geral ao longo de todos os vagões. Com isto, a queda de pressão irá proporcionar uma reação da válvula de freio, a qual retirará parte do ar existente nos reservatórios, enviando-o para os cilindros que movimentarão as alavancas da timoneria (alavancas e tirantes) até que as sapatas sejam apertadas contra as rodas, diminuindo a velocidade ou parando o trem por meio do atrito.

Vejamos no esquema geral da instalação pneumática do sistema de freios abaixo, a posição assinalada dos retentores de controle de alívio e sua conexão direta com a válvula de controle.

Pergunta Importante: Como o retentor controla a velocidade de saída do ar usado nos cilindros?

A resposta é de certa forma bem simples! O ar que pressiona as câmaras internas dos cilindros em contato com os diafragmas de borracha, ao perder pressão é empurrado de volta pela tubulação pelas molas internas de retorno dos cilindros de freio até ser expelido para a atmosfera pelo retentor de controle de alívio. Para que seja expelido, o ar precisa passar por um orifício interno do retentor que pode ter seu diâmetro aumentado ou reduzido mudando-se um punho de comando manual existente em sua carcaça. Ao mudar-se este punho, os orifícios internos de escape são igualmente mudados, sendo que os maiores diâmetros irão provocar um tempo de escape menor enquanto que os menores diâmetros, devido à restrição de passagem do ar, aumentarão o tempo de alívio do sistema. Em uma destas posições, haverá a retenção de uma pressão de cerca de 20 libras nos cilindros de freio.

Esta é a posição de maior restrição e antes de um trem descer uma serra ou um longo trecho de declive, o maquinista ou os operadores de pátio devem colocar TODOS os punhos dos retentores dos vagões nesta mesma posição, dando ao maquinista uma faixa de segurança adicional pois ele sabe que haverá esta pequena parcela de ar nos cilindros que o ajudará na efetividade de uma aplicação de freio. Os retentores de alívio nasceram com a genialidade de Westinghouse, sendo usados por ele desde os primeiros testes com o desenvolvimento dos sistemas KC e KD, já que como dissemos, o ar usado nas aplicações deveria ser eliminado com controle para que os trens não desgarrassem assim que os freios fossem aliviados.

São vários os modelos de retentores usados pelas ferrovias desde a implantação do freio automático, como veremos a seguir na ordem cronológica de seu projeto:

1- Modelo de 4 posições: Usado de 1880 até 1933

Era composto de uma carcaça dupla onde o ar era obrigado a passar por restrições internas até sair pelo orifício graduado conforme o punho que se observa na figura na posição de escape direto. As demais posições que se obtinha girando o punho para cima, graduavam o tempo de saída de ar. Como os trens eram curtos e bem mais leves que hoje, os tempos se ajustavam às necessidades.

2- Modelo de 2 posições: Usado de 1934 até 1980

 

Eram compostos de apenas duas opções de ajuste e surgiram com a introdução das válvulas de controle do tipo AB em 1934 que substituíram os modelos K. Pela eficiência demonstrada pelo novo sistema de freio, os projetistas acharam que com apenas duas graduações o controle de saída do ar seria acertado, o que não se observou mais a frente.

3- Modelo de 3 posições: Usado a partir de 1980

É o retentor de projeto mais moderno já possuindo uma esfera interna com as graduações de alívio em pequenos furos graduados que se ajustam conforme o desejo dos operadores. Para esta peça, vale a pena a descrição de suas posições:

EX: Posição de Escape Direto, também chama de posição normal do retentor. Nesta posição, todo o ar usado para aplicação de freio nos cilindros será eliminado para a atmosfera de forma mais rápida. Tempo médio de alívio por volta de 20s;

HP: Posição de Escape Restrito com Reserva, na qual será retida uma pressão de 20 libras nos cilindros de freio. Caso uma aplicação para controle de velocidade do trem seja feita com o retentor nesta posição gerando uma pressão acima do nível das 20 libras, quando do alivio, o excesso será eliminado até que as 20 libras permaneçam nos cilindros. Tempo médio de alívio por volta de 50s;

SD: Posição de Escape Super Restrito, onde o tempo de alívio é o mais longo para proporcionar um alívio de segurança. Esta é a posição que gerou o apelido de válvula de serra para o retentor. Nesta posição do punho, o fluxo de saída será controlado, porém também gerando um “resíduo” de 10 libras nos cilindros para permitir um completo recarregamento do sistema pneumático. Tempo médio de alívio por volta de 120s.

O motivo pelo qual estes ajustadores possuem 3 posições enquanto que os anteriores trabalhavam com somente 2 posições, foi a necessidade operacional das ferrovias de ter a reserva de ar nos cilindros. Como os trens atuais estão mais longos e pesados, sua operação precisa ser muito bem estudada para que não ocorram acidentes do tipo de perda de controle do trem nas rampas. Caso seja necessário parar o trem em uma descida ou subida de rampa, o recobrimento do sistema literalmente soltará o trem e o seu grande peso fará com ele ganhe velocidade muito rapidamente. Um resíduo de pressão nos cilindros será fundamental para que o total recarregamento do sistema seja feito.

Como exemplo de diversidade operacional entre as ferrovias, cito o fato de que a Estrada de Ferro Carajás, localizada nos estados do Pará e Maranhão com um perfil de rampa máxima de 0,5%, não utiliza retentores de alívio em seus trens. Como não há inclinação suficiente para causar perigo de rápida aceleração quando os trens têm os freios aliviados, não há também necessidade para utilizá-los. Em seu lugar é usado um tipo de silenciador preso à saída da válvula onde os retentores estariam montados com o objetivo de não produzir o assovio causado pela saída do ar em alta velocidade.

A Engenharia Ferroviária, sempre em evolução, ainda não conseguiu projetar um retentor de controle de alívio automático e que não precise da atuação do homem para correr todo o trem antes da mudança de perfil que irá gerar mais perigo. Alguns estudos já foram efetuados para termos peças de punho removível, assim como ocorreu com os punhos das torneiras angulares, eliminados para evitar o vandalismo, mas nada ainda foi feito para dar ao retentor uma atuação automática como a já obtida com o sistema vazio-carregado que comuta as pressões que chegam aos cilindros.

Fica o desafio aos projetistas pois caso estes consigam um componente com tais características o ganho será enorme para a produtividade das Estradas de Ferro.

Caso você tenha dúvidas sobre a função dos retentores, sua melhor posição e/ou projeto, por favor fique à vontade para fazer contato. Terei o máximo prazer em estudar e tentar ajudar. Grande abraço!!

Meus caros amigos, sempre buscamos passar para todos aqueles que são estudiosos, trabalham ou mesmo gostam das ferrovias, assuntos que possam esclarecer dúvidas funcionais ou de aplicação. Assim tem sido para o material rodante e seus componentes, sendo que hoje teremos a oportunidade de conversar mais detalhadamente sobre um tipo muito específico de engate automático usado nas ferrovias em carros de passageiros, que é o engate de Folga Controlada.

Já mencionamos que os engates automáticos foram evoluindo desde as primeiras unidades para permitir sempre o crescimento do modal ferroviário tendo em vista o aumento do comprimento e o peso dos trens modernos. Hoje porém, não estaremos presos a este aspecto ligado à resistência dos engates e suas partes mas sim ao aspecto conforto e segurança dos usuários. Digo conforto porque os engates de Folga Controlada ou Controlled Slack, nome desenvolvido nos EUA quando de seu projeto, tem por principal função reduzir a folga entre os engates, a qual provoca a conhecida onda de impactos sonoros que caracterízam um trem quando de sua partida. Esta onda de impactos é proposital e se justifica em função da necessidade que as locomotivas têm de tirar o trem da inércia de forma gradual. Sem as folgas que existem em cada conjunto de duas cabeças acopladas, principalmente as locomotivas a vapor não teriam força de tração ou peso aderente suficiente para “arrancar”com um trem. Desta forma, o que precisamos é movimentar o trem aos poucos.

Na foto vemos claramente a folga livre entre dois engates acoplados, sendo que na situação visualizada a folga aparece na condição de trem tracionado ou esticado. Quando o trem está descendo uma rampa ou sendo empurrado comprimido em um pátio nas manobras, a folga aparece na parte central de contato entre as mandíbulas, possuindo um valor de aproximadamente 19mm (3/4″) quando as mandíbulas são novas, aumentando quando estas se encontram desgastadas.

Se montarmos engates do tipo usado nos vagões em carros de passageiros, os usuários sentirão os impactos cada vez que o trem esticar ou encolher, gerando enorme desconforto, com objetos caindo, bebidas derramando, etc. Para gerar um conforto maior aos trens de passageiros, inclusive para garantir uma maior velocidade e segurança operacional, foram projetados os engates de Folga Controlada, com o conjunto visto na figura seguinte:

O que estes engates possuem de diferente em relação aos engates convencionais usados nos vagões de carga? Podemos responder em duas partes:

1- Redução dos impactos longitudinais e desconforto: Para a redução e controle dos impactos longitudinais, além da eliminação do desconforto causado por eles, a solução encontrada pelos projetistas foi introduzir nas mandíbulas um ressalto interno onde duas pequenas molas são instaladas com montagem de uma castanha que fica projetada para além da face da mandíbula, reduzindo a folga.

A redução foi tão importante que se engatarmos um carro de passageiros que tenha engates de folga controlada com outro que possua engates normais, a redução do impacto se fará na ordem de 64%, chegando a 100% quando dois destes engates especiais estiverem trabalhando juntos, ou seja, os passageiros não perceberão qualquer impacto quando a locomotiva se mover. De fato, o uso destes engates fará com o trem se mova como um bloco único, facilitando também as aplicações e alivio do sistema de freios pneumáticos do trem.

2- Aumento da segurança operacional: Para o aumento da segurança operacional, a solução de Engenharia Ferroviária foi a introdução de um êmbolo lateral, instalado do lado oposto à mandíbula, também provido de uma mola interna, e que se encaixará em uma saliência de formato côncavo existente na cabeça do outro engate, muito parecida com as aquelas que existem nas cabeças dos engates tipo F destinados aos longos trens unitários de minério e carvão. O encaixe do êmbolo e a forma estrutural das cabeças dos engates também aumentará a segurança contra o engavetamento entre carros no caso de acidentes, já que dificultará que os engates se soltem.

No esquema abaixo vemos claramente os dois pontos mencionados.

 

Todas as vezes que tratamos dos engates de folga controlada, os quais como verificado eliminam a folga entre dois engates acoplados com significativa melhora operacional e de segurança nos trens de passageiros, alguém nos pergunta porque os trens de carga não os utilizam e sim engates do tipo E ou F, os quais não possuem estas peças adicionais? A resposta está ligada a outros aspectos além do fator de conforto, inexistente nos trens cargueiros. Os trens de carga precisam das folgas entre engates por seu grande peso na movimentação!!

Já vimos opiniões na ferrovia de que hoje as modernas locomotivas Dash ou AC com motores de tração de corrente alternada, são suficientemente fortes para arrancar com um trem carregado esticado. Pode até ser que em determinados locais do perfil longitudinal de traçado da ferrovia isto seja factível, porém devemos lembrar que nem em todos os pontos movimentar trens de 8.000t, 10.000t, 15.000t ou mais seja uma decisão operacional muito boa. Além disso, a vida útil dos motores de tração e em geral de todas as partes da locomotiva estará sendo muito reduzida com expressivo aumento do custo de manutenção, consumo de combustível e por aí vai……..

Os engenheiros ferroviários têm a missão de enfrentar os desafios de maior solicitação de movimentação dos trens com responsabilidade, devendo estudar cuidadosamente cada solução existente para poder justificar suas posições perante as ideias muitas vezes ilusórias de outras áreas da empresa. Entender bem como um trem se movienta é fator imprescindível para todos aqueles que trabalham nas áreas técnicas de uma ferrovia. Por isso, recomendo sempre a boa literatura técnica que já existe no Brasil como o livro Segurança Operacional de Trens de Carga, escrito pelo meu amigo Luiz Henrique Hungria, mencionado recentemente em um dos posts. Nesta obra todos os aspectos físicos dos trens em movimento estão cobertos, sendo portanto uma leitura obrigatória aos colegas engenheiros ferroviários.

Estarei à disposição de todos aqueles que queiram maiores detalhes sobre os engates de folga controlada e de outros tipos que existem, limitado obviamente aos aspectos de propriedade intelectual de cada projeto.

Caros amigos, para aqueles que estão lendo estas minhas notas entendo que gostam como eu do tema Ferrovias e procuram matérias e conteúdos ligados a este ramo. Hoje, especificamente para quem trabalha em Engenharia Ferroviária, gostaria de citar um trabalho de muita qualidade técnica voltado à operação em uma Estrada de Ferro.

Trata-se do livro escrito no Brasil com o título SEGURANÇA OPERACIONAL DE TRENS DE CARGA, pelo engenheiro ferroviário Luiz Henrique Hungria, o qual dispensa qualquer comentário por ser um profissional de alto conhecimento e que apresenta de forma muito inteligente como a operação deve ser efetuada para que os pesados trens de hoje trafeguem sem serem afetados por questões de manutenção de via permanente e de vagões, as quais acabam por introduzir amplificadores no sistema que podem aumentar a possibilidade de descarrilamentos ou perda de controle dos trens nas rampas ascendentes ou descendentes.

                                         Engenheiro Luiz Henrique Hungria com seu livro em lançamento na RUMO Logística

Luiz conhece como ninguém todas as áreas de uma ferrovia mesmo porque já trabalhou em praticamente todas elas desde que iniciou suas atividades na RFFSA nos anos 80. Seu primeiro livro, pois esperamos que outros venham, apresenta de forma gradativa e muito bem estruturada os conceitos aplicados, buscando esclarecer e explicar matematicamente como ele mesmo diz ao longo das páginas, o porque de cada uma das formulas que acabam sendo usadas sem o necessário entendimento de seu conteúdo.

Cinemática, Dinâmica e Estabilidade dos trens são aprofundados com muita propriedade e fácil acompanhamento por quem quer se inteirar e aplicar na montagem de uma operação ferroviária ou mesmo para os engenheiros que gostem de uma boa leitura técnica.

Cumprimento o meu particular amigo Luiz Hungria pelo trabalho, persistência e qualidade aplicados ao seu livro pois conhecendo-o como eu, sei que cada capítulo foi lido múltiplas vezes até que cada ponto ficasse perfeitamente claro ao leitor. Cumprimento igualmente à RUMO Logística na figura de seu não menos famoso presidente Júlio Fontana Neto pelo incentivo de publicar este maravilhoso trabalho de engenharia, mostrando que a empresa busca realmente manter a sua operação ferroviária dentro dos limites de qualidade e segurança.

Leitura imperdível!!!!!

Meus caros amigos,

Ao longo de todos estes anos dedicados ao projeto de material rodante ferroviário, sempre tive a oportunidade de encontrar alguns companheiros de prancheta (hoje computador!!), que me perguntavam sobre as forças de atrito geradas nas cunhas de fricção dos truques, responsáveis pela estabilidade dos vagões quando em movimento. Como eles deveriam considerá-las nos projetos? Como calcular um valor que pudesse ser utilizado para entender o fenômeno?

Não são perguntas assim tão fáceis de serem respondidas porque a quantidade de variáveis é bem grande e principalmente para os truques de pressão variável nas cunhas em função da lotação do vagão, acredito que a melhor forma de entender e sentir o problema seria tentar modelá-lo e montar equações diferenciais já que quanto mais o vagão está carregado mais força as cunhas fazem contra as chapas de desgaste das colunas das laterais dos truques, ao mesmo tempo que perdem altura com o recalque das molas.

Mas, não precisamos ficar preocupados e interromper a leitura destas notas pois não pretendo seguir aqui este caminho academico e mais acertivo. Talvez para os estudantes de engenharia, este seria um bom tema para os trabalhos de conclusão de curso mas aqui iremos “parcializar” o raciocínio para um entendimento mais rápido.

Vamos então procurar entender o que ocorre na região das cunhas de fricção pelos pontos a seguir e recomendando a leitura do nosso estudo postado em julho de 2017, quando conversamos sobre os sistemas de amortecimento que existem nos truques:

1- Como sabemos, existem dois sistemas de amortecimento conhecidos para os truques ferroviários de carga: pressão constante e pressão variável com a lotação do vagão;

2- A moderna Engenharia Ferroviária tem se dedicado a estudar o sistema de pressão variável quando a força exercida pelas cunhas de fricção sobre as colunas das laterais vai aumentando à medida que as molas vão recalcando sob a lotação;

3- Observemos com cuidado a Figura 1, a seguir e veremos este a ação da LOTAÇÃO força o sistema para baixo. As molas ao serem pressionadas reagem com FORÇAS DE REAÇÃO contrárias a este movimento. No caso das cunhas de fricção, suas molas reagem como as demais, gerando uma COMPONENTE DA REAÇÃO, proveniente da decomposição de forças pelo ângulo das cunhas e das rampas da bolsa de montagem nas travessas.

Figura 1 – Esquema de reação das forças nas cunhas de fricção

4- Pela segunda lei do atrito,A força de atrito é proporcional à ação normal que a superfície exerce sobre o corpo que a pressiona. Logo, quando do abaixamento das cunhas e o consequente aumento de pressão das cunhas sobre as chapas da lateral, é criada uma força perpendicular e proporcional a esta, que é a Força de Atrito;

5- A Força de Atrito gerada pela cunha sobre a coluna varia com o coeficiente de atrito das duas superficies, no nosso caso aço x aço. Mudando-se este coeficiente, mudar-se-á o valor da força de atrito gerado;

6- O ângulo das cunhas e das rampas nas travessas igualmente regula o valor da reação criada e que pressiona a coluna da lateral. Assim, se também mudarmos este ângulo, mudaremos a reação sobre a coluna.

O que passaremos a discutir a partir deste ponto é como calcular o valor da Força de Atrito em cada uma das cunhas de fricção, porém como dissemos ao iniciarmos este trabalho, de forma resumida pois precisaríamos de um sistema bem mais complexo para avaliar todas as variáveis. Então, nos concentraremos em encontrar o atrito nas colunas, esquecendo propositalmente os demais atritos de contato entre cunha e superfície das rampas, tolerâncias dimensionais das peças, etc.

Vamos então estudar a Figura 2, onde as cunhas são separadas para nosso entendimento da decomposição das forças de contato na região:

Figura 2 – Esquema de forças para cálculo da Força de Atrito

Observando-se a Figura 2 e fazendo a decomposição das forças desde a Força de Reação (Frm) proveniente das molas da cunha, vemos que pela teoria dos Eixos Paralelos conseguimos calcular a Força C que é a força horizontal decomposta do contato da cunha com a rampa da bolsa na travessa, sobre a chapa da lateral. Tendo-se calculado esta força, vamos então aplicar a 2a Lei do Atrito e chegar a:   Fa = T x C .

O coeficiente de atrito T, como dissemos, varia em função dos materiais e a Força C é calculada pela Figura 2:

C = Frm x (sen 90-Y) x (cos 90-Y), sendo Y o ângulo de projeto da cunha de fricção.

Para o cálculo da Força de Atrito em cada uma das cunhas de fricção, vamos multiplicar o valor encontrado pelo coeficiente de atrito entre as duas superficies:

Fa = T x (Frm x (sen 90-Y) x (cos 90-Y))

Esta é a Força de Atrito calculada a partir apenas das variáveis criadas pelas molas das cunhas, pelo ângulo das cunhas e pelo coeficiente de atrito dos materiais usados no projeto.

Como exemplo prático, em um moderno truque ferroviário usado em vagões hopper graneleiros de 150 m3 de capacidade com tara de 29.000 kgf, a força de atrito calculada em cada uma das cunhas de fricção e contrária ao movimento do abaixamento, pode chegar a 428 kgf somente pela ação de instalarmos a caixa estrutural vazia sobre os truques, ou seja, é a força gerada pela reação de recalque das molas da cunha desde a condição de altura livre até a posição de vagão vazio e pronto para inicio do trabalho.

Esta força será significativamente aumentada quando o vagão for carregado com a lotação para a qual foi calculado, além de proporcionar a estabilidade dinâmica necessária à operação ferroviária quando o vagão estiver nos trens regulares. Como cada vagão tem 8 cunhas de fricção, estas peças juntas, equilibrarão e amortecerão as vibrações que tentem a instabilizar o veículo.

Os projetistas ferroviários de truques, vêm estudando continuamente materiais, geometrias e montagens para controlar cada vez mais os aspectos dinâmicos dos vagões, já que as velocidades operacionais têm aumentado bem como a lotação dos trens. Estudar a Ferrovia é ainda um desafio para os Engenheiros Brasileiros que saem das escolas sem experiência neste campo tão importante.

Abraço Fraterno!!

 

 

 

TRUQUES FERROVIÁRIOS – PRINCIPIO DE FUNCIONAMENTO – 2

Como mencionamos em nosso último artigo sobre truques, hoje vamos comentar sobre o controle do efeito dinâmico que permite os trens atuais de alta carga por eixo, circularem com segurança: O amortecimento das vibrações.

O amortecimento das vibrações inerentes ao movimento vertical das suspensões dos truques, é controlado pelas Cunhas de Fricção. As cunhas de fricção são componentes fundidos e que trabalham montadas em bolsas nas extremidades das trevassas centrais dos truques com o objetivo de reduzir o movimento oscilatório por meio do atrito gerado pelo contato desta mesmas cunhas com as colunas, que são superficies existentes nas laterais fundidas dos truques, conforme esquematizado na Figura 1.

                      

Figura 1 – Montagem das cunhas nas travessas

As cunhas de fricção começaram a fazer parte integrante dos truques ferroviários à partir do final dos anos 30. Ali, naquele momento, havia a necessidade prática de aumentar a velocidade operacional ds trens, tanto de passageiros quanto de carga. A crescente concorrência dos aviões e caminhões forçou uma ação mais forte das ferrovias que resolveram trabalhar em conjunto (coisa desconhecida no Brasil) para organizar um plano de testes que pudesse direcionar para sistemas que realmente funcionassem adequadamente, transformando a energia cinética em energia térmica e com isso absorver os movimentos verticais que ameaçavam provocar ressonância entre vagão e via permanente e com isso o descarrilamento.

A ressonância é um efeito danoso e ocorre quando a frequência natural provocada pela via em função de sua manutenção se iguala à frequência da suspensão. Quando tal efeito ocorre, a oscilação fica fora de controle e um dos frisos de roda acaba escalando o boleto do trilho vindo a cair.

No teste americano de 1939, cujo trem teste é mostrado na Figura 2 abaixo, foram montados carros instrumentados com dinamômetros que registravam os efeitos das respostas de via às várias velocidades implemetadas. Foram vários meses de teste e circulação por trechos que representassem os piores efeitos de oscilação, anotando e analisando como cada solução de sistema de amortecimento se comportava.

Figura 2 – Trem Teste entre as cidades de Altoona-PA e Lock Haven-PA

Terminados os levantamentos , todo o material foi trabalhado e analisado para identificar quais sistemas estavam aptos a operar nas velocidades consideradas, tendo sido impresso um relatório com todos os valores coletados. Sob o ponto de vista de Engenharia Ferroviária, este teste foi um marco pois indicou que havia uma necessidade sempre crescente de controlar dinamicamente os trens pois os desafios continuavam.

Foram então escolhidos dois tipos básicos de sistema de amortecimento:

1- Sistema tipo RIDE CONTROL: A força exercida pelas cunhas de fricção contra as colunas das laterais tinham valor constante, ou seja, tinha o mesmo valor estando o vagão vazio ou carregado.

2- Sistema tipo BARBER: A força exercida exercida pelas cunhas era variável com a carga do vagão. Quanto mais carregado ele estivesse, maior força de controle da oscilação era feita.

               

No esquema vemos que no primeiro caso a cunha que faz pressão sobre a cunha de fricção, está inclausurada na extremidade da travessa enquanto que no segundo caso ela esta apoiada no fundo do prato de molas da lateral, tendo uma reação proporcional ao peso que estiver sendo aplicado sobre ela. Sempre que se apresenta esta diferenciação entre os sistemas de absorção de vibrações, é feita a mesma pergunta: Qual o melhor sistema?

Não há uma resposta rápida pois diríamos que não há melhor ou pior mas sim qual o mais adequado à situação que se apresente. O sistema de amortecimento é mais um dos componentes dos truques ferroviários. Tudo faz parte de um grande sistema que precisa ser avaliado para saber qual solução é a mais indicada para cada ferrovia em função do seu perfil longitudinal, tamanho e peso de seus trens, velocidades operacionais em cada trecho e por aí vai…

Hoje, os modernos truques de alta carga por eixo, em função da diferença de peso sobre a suspensão quando os vagões estão vazios ou carregados, tem levado os projetistas a optarem mais pelo sistema de absorção variável associado a projetos de suspensão de duplo estágio para que os veículos tenham a absorção necessária a cada fase de trabalho. Principalmente nos EUA, onde os trens são de cargas mescladas ou quando tivermos trens compostos por vagões vazios e carregado, os modernos sistemas podem dar o equilíbrio necessário para que não ocorram suspresas ou reações não previstas pela area de operação. Eu diria que na moderna condução com sistemas tipo Locotrol, onde existem locomotivas intermediárias e de auxílio de cauda, os truques com sistemas variados permitem um melhor balanceamento no contato veículo x via.

Em outra parte de nosso contato por este site, iremos demonstrar que as cunhas de fricção no projeto dos truques passa a ter um papel tão importante quanto o de absorver as vibrações verticaus e provocar o equilibrio dos trens. Elas hoje auxiliam a reduzir o consumo de rodas, já que compôem novos sistemas usados nos chamados truques radiais. Conhecido o papel básico das cunhas, poderemos agora expandi-lo a uma função complementar e muito mais significativa na sobrevivência das ferrovias: a redução dos custos de manutenção. Até lá !!!!!

 

Os vagões tanque por sua característica functional, devem ter todo cuidado por parte de seus projetistas e também por aqueles que os manuseiam para que o nível de segurança seja mantido evitando-se qualquer tipo de acidente.  Esta ocorrência seria certamente de grandes proporções em função dos produtos transportados, todos eles de alta periculosidade.

No Brasil, os vagões tanques acabaram se concentrando no transporte de derivados de petróleo (gasolina, diesel e querosene) além de álcool e mantiveram como padrão o uso de válvulas de segurança instaladas nos domos de expansão. Esta instalação foi feita sempre de forma roscada e na quantidade de duas (2) unidades por domo, como mostrado na Figura 1 abaixo.

                               Figura 1 – Instalação das Válvulas de Segurança

Pela imagem da Figura 1 vemos que se trata de um domo de expansão de seção circular onde as bases eram rebitadas e as válvulas roscadas. Também se pode ver o tampão de carregamento aberto para a introdução do tubo de carga que chegava a ficar com sua extremidade bem próxima do fundo do tanque para que os vagões fossem cheios sem problemas. Mas nem sempre as válvulas de segurança foram montadas sobre a superfície superior dos domos. O que ocorre é que por norma, os domos precisam ter um volume determinado para o gás de expansão dos produtos transportados que corresponda a 2% do volume do corpo cilindrico do tanque. Como os tanques mais antigos tinham volume pequeno em função da capacidade de carga das ferrovias , o diâmetro dos domos era também pequeno. Nas estradas de ferro mais antigas e com gabarito mais apertado, muitos projetistas colocaram as válvulas de segurança em um “cachimbo” metálico para que elas não tocassem no teto dos túneis ou extremidade dos telhados das velhas estações.

Na Figura 2 nós podemos ver uma imagem de um vagão tanque de pequena capacidade e projeto de válvulas de segurança instaladas no “cachimbo” lateral ao domo de expansão. Também, na Figura 3 um tanque de capacidade um pouco maior, onde as válvulas já estavam na superfície superior.

                   

                            Figura 2 – Vagão Tanque com válvula de segurança lateral ao domo de expansão

Os tanques com este tipo de projeto eram muito comuns nas ferrovias de bitola métrica no Brasil. Até a primeira metade do século 20, eles apareciam de forma muito frequente nas linhas da EF Leopoldina, Cia Mogiana, EF Sorocabana, EF Goiás, etc. Com a fabricação de tanques maiores, estes tanques eram deslocados para as ferrovias do Nordeste como a Rede de Viação Cearense, onde a capacidade das linhas se mantinha baixa. Alias, esta prática foi constante também nos tempos de RFFSA, onde as linhas nordestinas recebiam o material mais velho enquanto as linhas do centro-sul recebiam os vagões mais novos.

                   

                              Figura 3 – Vagão Tanque com válvula de segurança na superfície superior do domo de expansão

Com o aumento da capacidade dos tanques e a manutenção da taxa de 2% de capacidade de expansão, quanto maior fosse a capacidade dos cilindros maior seria a seção e altura dos domos. Os amigos podem imaginar como serim os vagões atuais que na bitola métrica já possuem volumes de 84 m3 e na bitola larga com até 118 m3, como os que circulam na EF Carajás. Mantida a tendência, os domos acabariam transformando a forma dos vagões tanque para algo parecido com submarinos. Daí, a tendência de se fabricar domos mais longos e instalados no comprimento dos cilindros.

Mas fica a pergunta: Como funcionam as válvulas de segurança?

As válvulas de segurança trabalham sempre com uma mola interna que faz pressão de cima para baixo. Esta mola interna tenta de expandir e com isso ela veda uma passagem interna para o tanque. Em condições normais, as válvulas de segurança estão sempre fechadas. Como os produtos transportados, com a movimentação dos vagões formam gás no interior dos domos de expansão, a pressão vai aumentando e fazendo uma contra-força sobre a mola de vedação até que as pressões se equilibram, a passagem se abre e o gás escapa por uma fração de segundo, baixando a pressão interna e o processo recomeça.

A ferrovia, muito por sua origem técnica inglesa e americana, adota estas unidades de medida. Assim, as válvulas de segurança se abrem a uma pressão de 35 libras por polegada quadrada (35 lb/in2) ou 2,46 kgf/cm2 no sistema internacional.

Outra característica importante para a segurança operacional dos vagões tanque é sua pintura externa, a qual também causa muitas dúvidas. Por que alguns deles são pintados de cor clara ou alumínio e outros pintados de preto? Isto se explica pelos produtos transportados: A- No caso de produtos claros de petróleo e álcool que possuem alta capacidade de explosão, os tanques precisam ser pintados de cores claras para refletir o calor; B- No caso de vagões que transportam óleo pesado e de baixo ponto de fluidez, eles são pintados de preto para reterem o calor e facilitar sua descarga. Isto se comprova pela cor das duas figuras anteriores.

Também existe um outro tipo de válvula de segurança usado neste tipo de produto transportado que é a válvula tipo membrana. Esta válvula não abre regularmente para baixar a pressão interna do cilindro, voltando a vedar. O que ocorre neste caso é o rompimento da membrana da válvula quando a pressão atinge um valor previamente definido. Com o uso deste tipo de válvula, é necessário substituir-se a membrana de rompimento para que ela volte às suas condições iniciais de projeto. Veja na Figura 4 o esquema destas válvulas.

                                         

                              Figura 4 – Válvula de Segurança tipo Membrana

Muito recentemente, ouvimos falar em uma ferrovia que pretendia parar de pintar seus vagões tanques novos, somente para economizar no valor da compra. É muito importante deixar a mensagem do que poderia ocorrer caso um trem carregado de gasoline parado sob sol brasileiro, cruzasse com outro vindo em sentido contrário. Aqui no Brasil, a temperatura na superficie dos tanques pode chegar facilmente a 70 graus C. As válvulas de segurança certamente estariam aliviando a pressão interna e uma névoa de gás circundaria os vagões criando um ambiente que facilmente se transformaria em uma enorme explosão, caso alguma locomotiva do trem de cruzamento soltasse uma pequena fagulha por uma das chaminés. Quem seria o responsável pela estratégia? A quem culpar? Isso não importaria muito pois a meta teria sido alcançada na compra e perdida no comprometimento ambiental, vidas inocentes, etc.

Moral desta história: Planilhas de Excel não substituem a Engenharia!!!!! O barato sairia mesmo muito caro!!!!!!