CESAR HENRIQUE FERREIRA AMENDOLA
Análise das estratégias de troca de marchas da transmissão
automática convencional em comparação com a transmissão de
dupla embreagem
Trabalho de conclusão de curso apresentado à Escola
Politécnica da Universidade de São Paulo para
obtenção
do
Automotiva.
São Paulo
2005
título
de
Mestre
em
Engenharia
CESAR HENRIQUE FERREIRA AMENDOLA
Análise das estratégias de troca de marchas da transmissão
automática convencional em comparação com a transmissão de
dupla embreagem
Trabalho de conclusão de curso apresentado à Escola
Politécnica da Universidade de São Paulo para obtenção do
título de Mestre em Engenharia Automotiva.
Área de Concentração: Engenharia Automotiva
Orientador: Prof. Dr. Marcelo Augusto Leal Alves
São Paulo
2005
FICHA CATALOGRÁFICA
Amendola, Cesar Henrique Ferreira
Análise das estratégias de troca de marchas da transmissão
automática convencional em comparação com a transmissão de
dupla embreagem / Cesar Henrique Ferreira Amendola; orient.
Marcelo Augusto Leal Alves
-- São Paulo, 2005.
133 p.
Monografia (Mestrado Profissionalizante) – Escola
Politécnica da Universidade de São Paulo. Departamento de
Engenharia Mecânica
1. Veículos rodoviários 2. Engenharia automotiva
3. Transmissões automáticas I. Universidade de São Paulo.
Escola Politécnica. Departamento de Engenharia Mecânica II.t
DEDICATÓRIA
A Luciana Imamura Amendola, minha esposa, que vivenciou cada etapa do árduo trabalho
de adquirir conhecimento. Que com paciência soube superar os dias de ausência. Que com
dedicação ímpar fortaleceu-me e incentivou-me na busca contínua do objetivo traçado. E
que no passar do tempo compartilhará comigo da transformação de conhecimento em
sabedoria.
AGRADECIMENTOS
Ao Prof. Dr. Marcelo Augusto Leal Alves, pela atenção e orientação na trajetória para a
obtenção do conhecimento e na elaboração deste trabalho.
Ao Eng. Claudio Castro, por tornar possível a realização deste processo.
Aos meus colegas de trabalho da LuK do Brasil, em especial ao Eng. Alfons Wagner e ao
Eng. Daniel Destro pelas discussões em torno deste trabalho.
Ao colega Alexander Schweizer da LuK Alemanha, pela sugestão do tema e o suporte nas
horas necessárias.
Aos colegas da General Motors do Brasil, em especial aos engenheiros Daniel Gama
Florêncio, Euglen Assis e David Torres, pelas discussões e sugestões e pelos recursos
fornecidos.
“Cada homem tem seu lugar no
mundo e no tempo que lhe é
concedido. Sua tarefa nunca é
maior que sua capacidade para
poder cumpri-la. Ela consiste em
preencher seu lugar, em servir a
verdade e aos homens.”
(João Guimarães Rosa)
SUMÁRIO
1
INTRODUÇÃO ........................................................................................................................... 17
1.1.
Objetivo principal ........................................................................................................................ 17
1.2.
Divisão do trabalho ..................................................................................................................... 17
1.3.
Revisão sobre transmissões ...................................................................................................... 18
1.3.1.
Breve histórico do desenvolvimento de transmissões ............................................................ 19
2
TIPOS DE TRANSMISSÕES E APLICAÇÕES ......................................................................... 20
2.1.
Tipos de transmissões................................................................................................................ 20
2.2.
Configurações longitudinais e transversais ................................................................................ 21
2.3.
Transmissões manuais de 6 velocidades .................................................................................. 23
2.4.
Automatização de transmissões manuais .................................................................................. 24
2.5.
Transmissões de embreagem dupla .......................................................................................... 25
2.6.
Transmissões automáticas com maior número de marchas...................................................... 26
2.7.
Transmissões continuamente variáveis (TCV)........................................................................... 27
2.8.
Resumo ...................................................................................................................................... 28
3
PRINCIPAIS COMPONENTES DA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA ...................................... 31
3.1.
Conversor de torque ................................................................................................................... 31
3.1.1.
Princípio básico de funcionamento ......................................................................................... 31
3.1.2.
Principais componentes de um conversor de torque.............................................................. 32
3.1.3.
Princípio de funcionamento .................................................................................................... 33
3.1.4.
Características do conversor de torque .................................................................................. 36
3.1.5.
Terminologia de um conversor de torque ............................................................................... 37
3.1.6.
Conversor de torque de vários estágios ................................................................................. 38
3.1.7.
Conversor de torque com embreagem de travamento ........................................................... 39
3.1.8.
Recomendações ..................................................................................................................... 40
3.2.
Fluido da transmissão automática.............................................................................................. 41
3.3.
Embreagens e freios................................................................................................................... 41
i
3.3.1.
Embreagens ............................................................................................................................ 41
3.3.2.
Freios ...................................................................................................................................... 42
3.4.
Conjunto de redutores planetários ............................................................................................. 43
3.5.
Embreagem de travamento ........................................................................................................ 46
3.5.1.
Descrição da embreagem de travamento............................................................................... 46
3.5.2.
Controle da embreagem de travamento ................................................................................. 46
3.6.
Embreagens de roda livre .......................................................................................................... 47
3.7.
Controle hidráulico...................................................................................................................... 48
3.7.1.
Unidade de controle hidráulico ............................................................................................... 48
3.7.2.
Unidade de controle eletrônico da transmissão...................................................................... 48
3.7.3.
Programa de controle.............................................................................................................. 49
3.7.4.
Sensores de sinais de entrada da transmissão ...................................................................... 50
3.8.
Descrição e função das válvulas eletro-hidráulicas ................................................................... 50
3.8.1.
Válvulas solenóides (eletromagnéticas) VS-1,VS-2 e VS-3 ................................................... 50
3.8.2.
Válvulas de controle eletrônico de pressão (VCEP-1, VCEP-2, VCEP-3 e VCEP-4) ............ 51
3.9.
Descrição e funcionamento da bomba e das válvulas de controle ............................................ 52
3.9.1.
Bomba..................................................................................................................................... 52
3.9.2.
Válvula seletora de posição (VSP) ......................................................................................... 53
3.9.3.
Válvula de pressão principal (VPP) ........................................................................................ 53
3.9.4.
Válvula redutora de pressão (VRP-1) ..................................................................................... 53
3.9.5.
Válvula redutora de pressão (VRP-2) ..................................................................................... 53
3.9.6.
Válvula moduladora de pressão (VMODP)............................................................................. 53
3.9.7.
Válvula de troca de marchas (VTM-1, VTM-2 e VTM-3) ........................................................ 54
3.9.8.
Válvula da marcha reversa (VMR) .......................................................................................... 54
3.9.9.
Válvulas de embreagens e freios (VE-A, VE-B, VE-C, VE-D/ VF-E, VF-F e VF-G) ............... 54
3.9.10.
Válvulas de retenção (VR-E e VR-G).................................................................................. 54
3.9.11.
Válvula de tração / freio (VTF) ............................................................................................ 54
3.9.12.
Válvula de tração (VT(4-5)) ................................................................................................. 55
3.9.13.
Válvula de tração (VT(5-4)) ................................................................................................. 55
3.9.14.
Válvula conversora de pressão (VCP) ................................................................................ 55
ii
3.9.15.
Válvula de controle da pressão do conversor (VCPC)........................................................ 55
3.9.16.
Válvula conversora da embreagem de travamento (VCET) ............................................... 55
3.9.17.
Válvula de pressão de lubrificação (VPL) ........................................................................... 56
3.10.
Descrição da operação da unidade de controle eletro-hidráulica .......................................... 56
3.10.1.
Posição neutra ou estacionamento ..................................................................................... 56
3.10.2.
Primeira marcha .................................................................................................................. 57
3.10.3.
Segunda marcha ................................................................................................................. 57
3.10.4.
Terceira marcha .................................................................................................................. 58
3.10.5.
Quarta marcha..................................................................................................................... 58
3.10.6.
Quinta marcha ..................................................................................................................... 59
3.10.7.
Marcha reversa.................................................................................................................... 59
4
PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO DA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA ............................... 61
4.1.
Princípio de funcionamento ........................................................................................................ 61
4.1.1.
Fluxo de força individual para cada marcha ........................................................................... 62
4.1.2.
Primeira marcha...................................................................................................................... 62
4.1.3.
Segunda marcha..................................................................................................................... 63
4.1.4.
Terceira marcha ...................................................................................................................... 64
4.1.5.
Quarta marcha ........................................................................................................................ 65
4.1.6.
Quinta marcha......................................................................................................................... 66
4.1.7.
Marcha reversa ....................................................................................................................... 67
5
TROCAS DE MARCHAS NA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA................................................ 69
5.1.
Controle hidráulico...................................................................................................................... 69
5.2.
Controle da embreagem ............................................................................................................. 69
5.3.
Trocas de marcha ascendentes com carga ............................................................................... 73
5.4.
Trocas de marcha descendentes com carga ............................................................................. 74
5.5.
Programas de troca de marcha .................................................................................................. 75
6
A TRANSMISSÃO DE DUPLA EMBREAGEM ......................................................................... 79
6.1.
Introdução ................................................................................................................................... 79
6.2.
Transmissões de dupla embreagem .......................................................................................... 80
iii
6.3.
Consumo de combustível ........................................................................................................... 84
6.4.
Interação com o motor................................................................................................................ 86
6.4.1.
6.5.
6.5.1.
Informações do motor ............................................................................................................. 86
Trocas de marchas ..................................................................................................................... 88
Intervenção do motor .............................................................................................................. 88
6.6.
Torque requisitado pelo motorista .............................................................................................. 90
6.7.
Proteção da embreagem através da interação com o motor. .................................................... 92
6.8.
Arrancada ................................................................................................................................... 92
6.9.
Manobra de estacionamento ...................................................................................................... 93
7
Estudo comparativo das transmissões nas trocas de marchas ......................................... 95
7.1.
Transmissão automática ............................................................................................................ 95
7.1.1.
Características da transmissão automática ............................................................................ 95
7.1.2.
Características do veículo de teste......................................................................................... 96
7.1.3.
Característica de troca de marcha.......................................................................................... 97
7.2.
Transmissão de dupla embreagem .......................................................................................... 100
7.2.1.
Características da transmissão de dupla embreagem ......................................................... 100
7.2.2.
Características do veículo de teste....................................................................................... 101
7.2.3.
Característica de troca de marcha........................................................................................ 101
7.3.
Métodos de análise................................................................................................................... 105
7.4.
Considerações e simplificações ............................................................................................... 108
7.5.
Avaliação dos resultados.......................................................................................................... 109
7.5.1.
Razão de forças .................................................................................................................... 109
8
CONCLUSÃO........................................................................................................................... 116
9
REFERÊNCIAS ........................................................................................................................ 118
10
ANEXOS................................................................................................................................... 121
10.1.
Anexo 1: Embreagens secas: componentes, construções e diagramas .............................. 121
10.2.
Anexo 2: Código fonte MATLAB ........................................................................................... 123
iv
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 - Transmissão e motor em linha instalado longitudinalmente (WAGNER, 2001) ................... 21
Figura 2 - Linha de transmissão longitudinal dianteiro (WAGNER, 2001) ............................................ 21
Figura 3 - Variante mais comum de tração integral. (WAGNER, 2001) ............................................... 22
Figura 4 - Linha de transmissão dianteiro transversal. (WAGNER, 2001) ........................................... 22
Figura 5 – Configuração em formato “U”. (WAGNER, 2001) ................................................................ 22
Figura 6 - Configuração de tração integral derivada da disposição transversal da linha de transmissão.
(WAGNER, 2001) .................................................................................................................................. 23
Figura 7 – Sistema Selespeed que equipa o Alfa Romeu 156. (WAGNER, 2001)............................... 25
Figura 8 - Transmissão de embreagem dupla da Daimler-Chrysler. (WAGNER, 2001) ...................... 25
Figura 9 - Transmissão automática ZF 6 HP 26. (WAGNER, 2001)..................................................... 26
Figura 10 - TCV Audi para motor 6 cilindros de 2,8 l. (WAGNER, 2001) ............................................. 27
Figura 11 – Partes de um conversor de torque (esquerda para direita): turbina, estator e bomba.
(NICE, 2005).......................................................................................................................................... 32
Figura 12 – Componentes do conversor de torque conectados a transmissão e ao motor (NICE, 2005)
............................................................................................................................................................... 32
Figura 13 – Bomba de um conversor de torque (NICE, 2005).............................................................. 33
Figura 14 –Turbina de um conversor de torque (NICE, 2005) .............................................................. 34
Figura 15 – Princípio de funcionamento do conversor de torque (HEISLER, 2002) ............................ 35
Figura 16 – Estator de um conversor de torque (NICE, 2005).............................................................. 35
Figura 17 – Curvas características de desempenho (HEISLER, 2002 )............................................... 36
Figura 18 – Curvas características de desempenho (HEISLER, 2002 )............................................... 37
Figura 19 – Conversor de torque com embreagem de travamento (HEISLER, 2002 ) ........................ 39
Figura 20 – Curvas características de desempenho do conversor com embreagem de travamento.
(HEISLER, 2002) ................................................................................................................................... 40
Figura 21 – Embreagem de uma transmissão (NICE, 2005) ................................................................ 42
Figura 22 – Os discos de embreagem (NICE, 2005) ............................................................................ 42
Figura 23 – Freio da transmissão automática (NICE, 2005) ................................................................. 42
Figura 24 – Os pistões que acionam o freio (NICE, 2005) ................................................................... 43
Figura 25 – Redutor planetário simples (GRETZMEIER; STAUDT; BLÜML, 1999)............................. 44
v
Figura 26 – Conjunto Ravigneaux ......................................................................................................... 45
Figura 27 – Esquemático do Conjunto Simpson (GRETZMEIER; STAUDT; BLÜML, 1999) ............... 46
Figura 28 – Embreagem de roda livre de diâmetro simples de rolo (HEISLER, 2002) ........................ 48
Figura 29 – Sistema de controle eletrônico básico (HEISLER, 2002) .................................................. 49
Figura 30 – Sistema de controle eletro-hidráulico da transmissão – posição neutro (HEISLER, 2002)
............................................................................................................................................................... 51
Figura 31 – Característica da pressão de controle em função da corrente de controle (HEISLER,
2002)...................................................................................................................................................... 52
Figura 32 – Bomba de engrenagens internas (NICE, 2005) ................................................................. 53
Figura 33 – Transmissão Automática ZF de 5 marchas e um reversa (transaxial/ longitudinal).
(HEISLER, 2000) ................................................................................................................................... 61
Figura 34 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 1ª marcha (HEISLER, 2000)....................... 63
Figura 35 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 2ª marcha (HEISLER, 2000)....................... 64
Figura 36- Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 3ª marcha (HEISLER, 2000)........................ 65
Figura 37 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 4ª marcha (HEISLER, 2000)....................... 66
Figura 38 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 5ª marcha (HEISLER, 2000)....................... 67
Figura 39 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas –marcha reversa (HEISLER, 2000) ............... 68
Figura 40 – Característica da troca ascendente: a) característica de rotação do motor; b)
característica de pressão das embreagens; c)característica de transmissão de torque (MARTIN;
REDINGER; DOURRA, 2000)............................................................................................................... 70
Figura 41 –Seqüência de troca controlada por eventos da ZF 5PH24 (SCHERER; GIERER, 2000).. 72
Figura 42 – Troca de marcha 2-3. Tempo em segundos (MARTIN; REDINGER; DOURRA, 2000).... 73
Figura 43 – Troca de marcha descendente 4-2. Tempo em segundos (MARTIN; REDINGER;
DOURRA, 2000). ................................................................................................................................... 75
Figura 44 – Programa dinâmico de troca de marchas .......................................................................... 76
Figura 45 – Estrutura do TDE (KÜPPER, et al., 2004) ......................................................................... 80
Figura 46 – Embreagem dupla para motores de até 320 Nm (KÜPPER, et al., 2004) ........................ 81
Figura 47 – Canais amplos permitem a livre seleção de marchas (KÜPPER, et al., 2004) ................. 82
Figura 48 – Geometria de desengate do mecanismo de “troca de marcha ativa” (KÜPPER, et al.,
2004)...................................................................................................................................................... 83
Figura 49 – Ponto de operação do motor e razão de transmissão (KÜPPER, et al., 2004)................. 84
Figura 50 – Perdas na embreagem e energias auxiliares (KÜPPER, et al., 2004) .............................. 85
Figura 51 – Consumo de combustível em diferentes tipos de transmissão (KÜPPER, et al., 2004) ... 86
vi
Figura 52 – Curva característica da embreagem seca. (KÜPPER, et al., 2004) .................................. 87
Figura 53 – TDE troca de marcha ascendente com carga (KÜPPER, et al., 2004) ............................. 89
Figura 54 – Torque requisitado pelo motorista (KÜPPER, et al., 2004) ............................................... 91
Figura 55 – Influencia do mapa de pedal na arrancada (KÜPPER, et al., 2004) ................................. 93
Figura 56 – Esquemático da Transmissão Aisin AW 50-4-Speed (OZAKI et al., 2000) ....................... 95
Figura 57 – Seqüência de troca de marchas da transmissão automática ............................................ 98
Figura 58 – Detalhe da troca de marcha 2 à 3 .................................................................................. 100
Figura 59 – Seqüência de troca de marchas da TDE ......................................................................... 102
Figura 60 – Detalhe da troca de marcha 1 à 2 .................................................................................. 104
Figura 61 – Transferência da potência fornecida pelo motor para as rodas (GILLESPIE, 1992) ...... 106
Figura 62 – Razão de torque do conversor de torque (Heisler, 2002)................................................ 106
Figura 63 – Fator de forças para TDE na faixa de torque do motor de 100 à 120Nm........................ 110
Figura 64 – Tempos típicos de troca para AT e TDE.......................................................................... 111
Figura 65 – Razão de forças para trocas de marcha entre 100 à 120Nm .......................................... 112
Figura 66 – Razão de forças para trocas de marcha entre 100 à 120Nm .......................................... 113
Figura 67 – Razão de forças para trocas de marcha a plena carga ................................................... 114
Figura 68 – Valores de razão de forças para diversos pedais............................................................ 115
Figura 69 – Embreagem seca: esquema de funcionamento e componentes..................................... 121
Figura 70 – Disco de embreagem ....................................................................................................... 122
vii
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 – Breve histórico do desenvolvimento de transmissões (LECHNER; NAUNHEIMER, 1994) 19
Tabela 2 - Sistemas de transmissão preferenciais. (WAGNER, 2001) ................................................ 29
Tabela 3 – Relações de marcha para um conjunto de engrenagem planetária simples. (BOSCH, 1999)
............................................................................................................................................................... 44
Tabela 4 – Transmissão automática eletro-hidráulica. Seqüência de acionamento das válvulas de
controle, freios e embreagens para diversas relações de marcha. ...................................................... 56
Tabela 5 – Aplicação das válvulas solenóides, embreagens e freios e relações de marcha (OZAKI et.
al, 1995)................................................................................................................................................. 96
Tabela 6 – Relações de marcha da transmissão de dupla embreagem............................................. 100
Tabela 7 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças .................. 112
Tabela 8 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças .................. 113
Tabela 9 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças .................. 114
viii
RESUMO
Dos diversos tipos de transmissões para veículos de passageiros existentes, dois
deles encontram-se em posição antagônica na história do desenvolvimento do automóvel.
Por um lado a transmissão automática convencional, de acionamento e atuação hidráulicos,
possui mais de 60 anos de desenvolvimento e utilização no mercado. Apesar disso,
observa-se nos últimos anos um crescimento em sua demanda e um movimento para o seu
aperfeiçoamento, visando maior conforto, menor consumo de combustível e atender as
rígidas imposições de emissões de gases poluentes. Por outro lado, a transmissão de dupla
embreagem encontra-se em pleno desenvolvimento. Embora ainda existam poucas
aplicações no mercado, acredita-se que este tipo de automatização da transmissão
mecânica convencional deva suprir as vantagens apresentadas pela transmissão automática
convencional sem com isso apresentar suas desvantagens.
Os sistemas em estudo nesta investigação possuem modos de funcionamento
bastante distintos, a começar pelos componentes utilizados. A transmissão automática é
dotada de conversor de torque, engrenagens planetárias e embreagens multi-discos,
enquanto a transmissão de dupla embreagem é formada por engrenagens convencionais
distribuídas de uma forma peculiar, onde uma embreagem serve as marchas ímpares e a
outra embreagem as marchas pares, ambas com acionamento por meio de um atuador
eletro-hidráulico, sendo as marchas selecionadas através de motores elétricos. O
aprimoramento de uma e o desenvolvimento de ambas é factível devido ao desenvolvimento
da microeletrônica que permitiu a implantação de estratégias de controle mais avançadas.
Este trabalho dá ênfase ao comportamento das transmissões em trocas de marcha
ascendentes. Este trabalho procurou estabelecer um paralelo entre os dois sistemas de
transmissão. Primeiramente caracterizando detalhadamente cada sistema individualmente e
posteriormente comparando as respostas quanto ao funcionamento em áreas específicas de
transmissão de torque. Para realização desta comparação elaborou-se um índice intitulado
de razão de forças, que estabelece um critério de avaliação baseado na razão entre a força
trativa máxima, ou ideal transferida as rodas e a força trativa real, ou seja, aquele
efetivamente disponível na roda.
Os resultados obtidos apontam para trocas confortáveis e de comportamento
dinâmico semelhante. No entanto, por a transmissão de dupla embreagem utilizada tratar-se
de um protótipo no início da fase de calibração, existe um potencial de melhoria significativo.
A automatização na indústria automobilística, seja em processos ou em produtos, é
uma necessidade devido ao concorrido mercado e a rígidas imposições legais. A
automatização de transmissões visa gerar um diferencial capaz de atender ambas as
ix
necessidades, permitindo ao consumidor mais uma opção de escolha, o que pode ser
traduzido em vantagem competitiva.
x
ABSTRACT
From the several kind of transmission available for passenger vehicles, two of then
find themselves in antagonistic position in the automobile development history. In one side
the conventional automatic transmission, with more then 60 years of development and use
which in the last years experiments a growth in its demand and a movement for its
improvement aiming more comfort, less fuel consumption, and to attain the rigid impositions
of exhausting gasses reduction. On the other side, the double clutch transmission is in its
early development, where just a feel applications can be found on the market. But it is
expected that this kind of transmission automatization can offer the advantages of the
automatic transmission, without its disadvantages.
The two systems under analysis in this work have a very different way of work. The
conventional automatic transmission has 3 major elements, the torque converter, the
planetary gear set and the multi-disc clutches and brakes, while the double clutch
transmission arises from a conventional mechanical manual transmission, but it has a
singular way of gear assembly, where one clutch acts over the even gears and the other on
over the odd gears. Both clutches are actuated by an electrical-hydraulic devise and the gear
shifts are provided by electrical motors.
The improvement of the automatic transmission and the development of the double
clutch transmission were only possible due to the progress of the microelectronics that
allowed the implementation of more accurated control strategies, especially for the gear shift
process.
This work gives emphasis in the analysis of the transmissions behavior during up
shifts. First of all, it was done a detailed description of each kind of transmission system and
after that a comparison between its ways of work for several areas of engine torque. To
perform this comparison it was proposed a factor, called force ratio, based on the maximal or
ideal tractive force that can be transmitted to the wheels and the tractive force really existent
on the wheels.
The results obtained pointed out that both systems have similar dynamic behavior
and comfortable gear shifts. However, the double clutch transmission used is still under
development and has a potential to be improved.
The automation in the automotive industry, whether in process or in products, is a
necessity due to the aggressive market competition and the legal requirements. The
transmission automatization aims to provide one more option, what can be translated in
competition advantage.
xi
17
1
INTRODUÇÃO
1.1. Objetivo principal
Este trabalho tem por objetivo apresentar de forma detalhada o funcionamento de
dois tipos de sistemas de transmissão utilizados em veículos de passageiros: a transmissão
automática de atuação e controle hidráulicos (chamada de transmissão automática) e a
transmissão mecânica automatizada de atuação e controle eletro – hidráulico (chamada de
transmissão de dupla embreagem), cujo princípio de funcionamento baseia-se na utilização
de duas embreagens secas.
O estudo volta-se então para o a questão primordial da automatização de
transmissões, o conforto em trocas de marcha. O trabalho visa então descrever o
funcionamento das transmissões sob análise durante as trocas de marchas e estabelecer
critérios comparativos objetivos da perturbação causada neste processo.
1.2. Divisão do trabalho
No capítulo 2 é apresentado um descritivo de diversos tipos de transmissões
amplamente utilizados em automóveis. Pretende-se com isto, familiarizar o leitor com o tema
chave deste trabalho e demonstrar, na visão do autor, quais as perspectivas futuras para
utilização destes sistemas, principalmente aqueles em questão nesta dissertação.
O capítulo 3 inicia o estudo da transmissão automática através da descrição de
seus componentes básicos; o conversor de torque, as engrenagens, as embreagens, os
freios, os dispositivos hidráulicos e sua forma de atuação conjunta. Desta forma obtém-se
uma compreensão integral do seu funcionamento, vantagens e limitações.
O capítulo 4 descreve o princípio de funcionamento da transmissão automática
quando da realização de trocas de marcha, para por fim, no capítulo 5, avaliar em detalhes
as fases da troca.
O capítulo 6 descreve a transmissão automatizada de dupla embreagem
desenvolvida pela empresa LuK na Alemanha. Este capítulo condensa toda a informação
necessária sobre os seus componentes e o seu princípio de funcionamento, assim como
investiga as fases de troca de marcha. A opção de introduzir estas informações em um
único capítulo se faz devido a escassez de informação publicável, devido ao sistema
encontrar-se neste momento em desenvolvimento e não haver ainda aplicações comercias
disponíveis.
18
O capítulo 7 apresenta o método determinado para a comparação das transmissões
em análise no instante de trocas de marchas. Pretende-se com isto examinar com isto, de
forma objetiva, a perturbação causada em ambos e concluir sobre formas de
aperfeiçoamento do novo sistema desenvolvido pela LuK.
Por fim, o capítulo 8 encerra o trabalho apresentando as conclusões obtidas com o
conhecimento adquirido inerente ao estudo realizado.
1.3. Revisão sobre transmissões
Qualquer tipo de veículo necessita de algum tipo de transmissão para converter um
torque fornecido em rotação, e conseqüentemente em movimento de alguma parte do
mesmo.
A tarefa principal da transmissão em um automóvel é converter de forma o mais
ideal possível, o torque fornecido pelo motor em força trativa, de forma a movimentar o
veículo a diferentes velocidades.
O desenvolvimento de uma transmissão deve visar o melhor compromisso possível
entre as relações de marchas, a capacidade de aceleração e de vencer obstáculos, assim
como o menor consumo de combustível e o menor nível de emissões de gases poluentes.
Não se espera inovações nos fundamentos das transmissões já existentes, mas
sim uma evolução gradual das tecnologias existentes baseadas nas relações com o
ambiente ó o veículo óa transmissão. As principais alterações observadas recentemente
são decorrentes do uso da eletrônica no processo de controle, atuação e supervisão da
transmissão.
19
1.3.1.
Breve histórico do desenvolvimento de transmissões
O desenvolvimento recente de transmissões para automóveis pode ser observado
na seguinte tabela.
Aprox. 1784 até 1884
Reconhecimento que as características de torque e rotação de máquinas a vapor e
de combustão interna em veículos devem ser adaptadas as necessidades de
desempenho através da utilização de transmissões
Aprox. 1884 até 1914
Princípio do conversor de torque. Juntamente com transmissões de engrenagens
foram realizadas tentativas de construção de várias outras formas de transmissões,
tais como: com correntes, disco de fricção, e correia; transmissões hidráulicas e
pneumáticas; com interrupção de torque/aceleração e especialmente sem
interrupção.
Aprox. 1914 até 1980
Transmissões de engrenagens com interrupção de torque são predominantes devido
ao seu elevado rendimento e capacidade de transmissão de torque. A afirmação da
filosofia de uma transmissão comum que possa facilmente ser utilizada em diversos
veículos através de uma adaptação simples. O desenvolvimento nestas décadas
ocorreu em áreas como durabilidade, confiabilidade, ruído e qualidade de trocas
(sincronização, transmissões automáticas convencionais, trocas sem interrupção de
torque, automatização com controle eletrônico). O número de marchas e o tipo de
transmissões cresceram.
Aprox. 1980 até hoje
O desafio no desenvolvimento de transmissões é a redução no consumo de
combustível e nas emissões de gases poluentes. Uso de transmissões com 5 e 6
marchas em transmissões manuais mecânicas. Transmissões automáticas
convencionais possuem mais marchas e o conversor de torque possui uma
embreagem de travamento. Renascença do desenvolvimento de transmissões sem
interrupção de torque (transmissões continuamente variáveis). Elaboração de
alternativas para o conjunto motor e transmissão para veículos elétricos e híbridos.
Tabela 1 – Breve histórico do desenvolvimento de transmissões (LECHNER; NAUNHEIMER, 1994)
20
2
TIPOS DE TRANSMISSÕES E APLICAÇÕES
2.1. Tipos de transmissões
Há alguns anos atrás, as configurações em veículos de passageiro do conjunto
motor e transmissão, que aqui será denominado linha de transmissão, poderiam ser
classificados em dois grupos: com motor e transmissão longitudinal em linha posicionado a
frente do veículo tracionando as rodas traseiras, ou um segundo com motor transversal a
frente do veículo tracionando as rodas dianteiras. Outras configurações de linha de
transmissão, tal como motor traseiro com rodas traseiras tracionadas, eram casos especiais.
As transmissões ou eram manuais, ou automáticas com 4 ou 5 marchas.
Recentemente, a diversificação e a ampliação do mercado de carros de
passageiros levaram a novas configurações de linhas de transmissões e transmissões
propriamente ditas. Em paralelo, o crescente comprometimento com o consumo de
combustível e com a redução das emissões de gases poluentes, assim como melhor
desempenho e conforto requereram novas soluções em transmissões.
As transmissões manuais possuem hoje, em alguns casos, mais de 6 marchas,
com a automatização sendo implementada em áreas como atuação da embreagem e troca
de marchas. A seleção automática de marchas, tanto por alavanca ou por botões no volante,
tanto como por modo totalmente automático, é possível agora através de sistemas de
controle denominados como shift-by-wire.
Enquanto transmissões automáticas de atuação e controle hidráulicos comuns nos
Estados Unidos normalmente possuem 4 velocidades, a maioria dos veículos europeus e
asiáticos possui 5 velocidades – e a introdução de 6 ou 7 velocidades é uma realidade,
como as transmissões recentemente lançadas pela Toyota (A761E) de 6 velocidades e a de
7 velocidades lançada pela Mercedes-Benz (JOST, 2004). Para veículos com torque de
saída baixo para moderado, ou seja até 200 Nm, uma transmissão continuamente variável
(TCV), é uma opção interessante. O desenvolvimento do TCV está agora voltado na
capacidade de transferir torque elevado para possibilitar o uso da tecnologia em veículos
médios, como a aplicação desenvolvida pela ZF para motores de até 310Nm. Transmissões
do tipo toroidal são novidades para veículos com torque elevado dotados de motores de 8 e
12 cilindros e possuem aplicação restrita a poucos modelos.
Nos parágrafos a seguir será descrita uma revisão das implicações de vários
sistemas de transmissões baseada na demanda futura do mercado de carros de passeio,
descrevendo a área de aplicação dos tipos de transmissões para várias configurações de
linhas de transmissão.
21
2.2. Configurações longitudinais e transversais
Este tipo de configuração é o padrão para veículos de tração traseira, encontrados
na maioria dos modelos Jaguar, BMW e Mercedes-Benz. Trata-se de uma combinação de
transmissão e motor em linha instalado longitudinalmente (Figura 1).
Figura 1 - Transmissão e motor em linha instalado longitudinalmente (WAGNER, 2001)
Neste caso, um eixo transfere torque da saída da transmissão para um outro eixo
com um diferencial integrado, o qual transfere o torque para as rodas.
A linha de transmissão longitudinal dianteira é composta por motor e transmissão
em linha instalados longitudinalmente em veículos de tração dianteira (Figura 2).
Figura 2 - Linha de transmissão longitudinal dianteiro (WAGNER, 2001)
A linha de transmissão longitudinal traseira, com motor e transmissões traseiros e
tração traseira, corresponde a linha de transmissão longitudinal dianteira da Figura 2, mas
no sentido oposto. A utilização mais proeminente desta configuração é a do Volkswagem
(VW) Fusca original, enquanto uma variação é a instalação dos motores no Porsche
Boxster.
Variantes com trações integrais, conhecidas no mercado pela denominação allwheel-drive, podem ser derivadas de todos as linhas de transmissões longitudinais
existentes. A versão mais comumente utilizada é da linha de transmissão padrão com uma
flange de transferência na saída da transmissão (Figura 3). Nesta configuração, uma caixa
de câmbio de transferência transmite o torque de saída através de eixos motrizes para os
eixos dianteiros e traseiros e estes finalmente para as rodas. Exemplos típicos desta
22
configuração são picapes leves e SUV (Sport Utilility Vehicles).
Figura 3 - Variante mais comum de tração integral. (WAGNER, 2001)
A linha de transmissão dianteira transversal faz uso de um conjunto motor e
transmissão em linha instalado transversalmente e de tração dianteira (Figura 4)
Figura 4 - Linha de transmissão dianteiro transversal. (WAGNER, 2001)
O eixo de tração e o diferencial estão integrados na transmissão, com a tração das
rodas proveniente diretamente das hastes do flange montada em ambos os lados da
transmissão. A posição do eixo fica atrás da árvore de manivelas. Esta configuração é
comumente empregada em veículos pequenos e médios e alcança o segmento superior.
Um exemplo é a grande maioria de veículos produzidos no Brasil, tais como, Celta, Astra e
Vectra respectivamente três veículos da General Motors do Brasil.
Uma variação especial desta linha de transmissão é conhecida como formato em
“U”, na qual a transmissão localiza-se atrás do motor. (Figura 5).
Figura 5 – Configuração em formato “U”. (WAGNER, 2001)
23
Esta configuração é comum a veículos que possuem motores de grande dimensão,
tais como motores de 10 a 12 cilindros em formato “V” e que não possuem espaço suficiente
para uma composição de motor e transmissão em linha.
Nesta configuração, a entrada na transmissão está no centro da árvore de
manivelas e é conectada a esta através de uma corrente. Exemplos são veículos grandes
da Ford e General Motors (GM) nos Estados Unidos.
A linha de transmissão transversal traseira, com motor e transmissão instalados
transversalmente na parte traseira e também de tração traseira, corresponde a linha de
transmissão transversal dianteira da figura 4 mas com a direção de tração invertida. Esta
linha de transmissão é rara e é encontrada hoje em veículos do segmento mini tais como, o
veículo smart da DaimlerChrysler.
Variantes com tração integral podem ser também derivadas de linha de
transmissões transversais dianteiras e traseiras, através do projeto de dispositivo de
acionamento dependentes do sistema de tração integral utilizado. A maioria das variantes
utiliza uma haste de saída adicional para o seu acionamento a partir da transmissão (Figura
6).
Figura 6 - Configuração de tração integral derivada da disposição transversal da linha de transmissão.
(WAGNER, 2001)
2.3. Transmissões manuais de 6 velocidades
Motores instalados longitudinalmente são, na maioria dos casos, utilizados em
carros de passeio dos segmentos
médios e superiores. Em alguns casos, muitos
fabricantes não oferecem transmissões manuais para este segmento, exceto em veículos
esportivos. Duas tendências predominantes no mercado mundial afetam o
projeto de
transmissões manuais: motores diesel de fornecimento de torque elevado, os quais estão
disponíveis principalmente na Europa e que requerem capacidades de transferência de
torque muito superior do que foi o caso até então; e a necessidade de maior eficiência no
24
consumo de combustível e emissões de gases poluentes. Este fatores direcionam a
utilização de transmissões de 6 velocidades à frente. E ao contrário do que afirma WAGNER
(2001, p.54) veículos com esta configuração tem avançado em especial no mercado
Europeu para veículos com motores diesel, exemplos são os VW Golf e o Audi A3, entre
outros.
2.4. Automatização de transmissões manuais
Uma transmissão manual automatizada (TMA) é diferenciada da versão manual na
qual se baseia por não requerer a atuação da embreagem e , em alguns casos, a troca de
marcha pelo motorista. Estas funções ocorrem através de sistemas hidráulicos ou motores
elétricos, ambos com auxílio da eletrônica. O pedal de embreagem torna-se obsoleto, com
controle da embreagem dependendo da posição e movimento da alavanca de seleção. A
conexão mecânica existente entre a alavanca de seleção e a transmissão é eliminada e a
transmissão é controlada eletronicamente. Este dispositivo é conhecido comercialmente por
shift-by-wire.
Com as trocas de marchas implementadas por algoritmos na unidade de controle
eletrônico da transmissão (UCE) , uma TMA pode executar trocas de marchas
automaticamente.
Comparado com uma transmissão automática, as vantagens do TMA incluem a
capacidade do seu fabricante de utilizar as instalações existentes de fabricação das
transmissões manuais, de forma a reduzir os custos de produção assim como fazer uso da
sua maior eficiência e menor peso. Uma transmissão manual já existente pode ser
modificada em uma TMA
através da adição de componentes para automatização. No
entanto, os gastos para automatização não devem ser subestimados. Um número
substancial de componentes são necessário para omissão do acionamento da embreagem e
da conexão mecânica entre a alavanca de mudanças e transmissão. Mesmo assim, o custo
para o sistema TMA como um todo é cerca de 30% inferior do que aquele para uma
transmissão automática.
Devido aos componentes adicionais a automatização acrescenta cerca de 10% do
peso de uma transmissão manual. Outra desvantagem dos sistemas TMA é a redução do
conforto nas trocas de marcha quando comparado com transmissões automáticas, devido a
necessidade de interrupção da tração durante a troca (FLORÊNCIO; AMENDOLA; ASSIS,
2004). Aplicações atuais incluem veículos da BMW, Mercedes-Benz, Alfa Romeu (Figura 7),
e diversas aplicações da Opel (subsidiária da GM na Europa) e demais fabricantes.
Aplicações TMA são predominantemente dirigidas para segmentos sensíveis ao
custo como veículos pequenos (Corsa, Palio), comerciais leves e modelos intermediários de
25
entrada (Astra, Focus). Uma exceção são carros esportivos, no qual conforto é menos
importante do que velocidade de troca e a imagem esportiva.
Figura 7 – Sistema Selespeed que equipa o Alfa Romeu 156. (WAGNER, 2001)
2.5. Transmissões de embreagem dupla
Transmissões de embreagem dupla (TED) são transmissões automáticas derivadas
de transmissões manuais. A Figura 8 mostra um exemplo de um sistema de transmissão de
5 velocidades baseado nas atividades de desenvolvimento da Daimler-Chrysler.
Figura 8 - Transmissão de embreagem dupla da Daimler-Chrysler. (WAGNER, 2001)
O sistema em questão consiste de um conversor de torque que através das
embreagens K1 e K2 determinam dois caminhos interligados para transmissão de torque: um
para as marchas pares (A, B e C) e outro para as marchas ímpares (D, E e F). Ambos os
eixos estão conectados ao eixo de saída. As trocas de marcha ocorrem através da
sincronização do engate de um eixo e o desengate do outro eixo.
A utilização de transmissões dotadas de embreagem dupla, tanto de acionamento
26
hidráulico como com acionamento elétrico é uma realidade e já encontra aplicações no
mercado, como o VW Golf e o Audi TT, e diversos outros fabricantes desenvolvem neste
instante suas aplicações.
Este tipo de transmissão é um dos objetos de estudo deste trabalho.
2.6. Transmissões automáticas com maior número de marchas
As transmissões automáticas atuais de 4 e 5 velocidades utilizadas em veículos
com motores longitudinais fazem uso de conjuntos de redutores planetários com
conversores de torque hidrodinâmicos como elemento de partida. Estas transmissões
dominam os segmentos de veículos médios, de luxo, SUV e esportivos. A introdução de
embreagens de travamento nos conversores de torque, controle eletrônico, aumento no
número de marchas e numerosas otimizações de componentes contribuíram para uma
redução significativa das perdas de potência das transmissões automáticas. Como
resultado, a diferença no consumo de combustível relativo as transmissões manuais foi
reduzida. Além do que, uma melhor qualidade de troca, obtida através da utilização de
algoritmos de controle específicos para este fim, permite a adaptação da transmissão as
condições específicas de dirigibilidade com o objetivo de melhorar o conforto ao dirigir.
A introdução de transmissões de 5 velocidades no final dos anos 80, assim como a
ampliação de suas funcionalidades, tal como modos de trocas manuais, elevaram o apelo
por transmissões automáticas. Requisitos de redução no consumo de combustível e
emissões de gases, de redução do tamanho e peso da transmissão e a necessidade
crescente de proteção ambiental, conforto ao dirigir e desempenho levaram ao
desenvolvimento de transmissões automáticas de 6 ou 7 velocidades. Vantagens da
transmissão de 6 velocidades sobre a de 5 incluem redução no consumo de combustível de
5 a 6 %, redução das emissões, aceleração até 5% melhor, 13% de redução do peso e
maior durabilidade. (JOST, 2004).
A Figura 9 mostra a transmissão automática da ZF de 6 velocidades para motores
com capacidade de torque maior que 600 Nm e uma relação de marcha total de 6,05.
Figura 9 - Transmissão automática ZF 6 HP 26. (WAGNER, 2001)
27
A maioria das transmissões de 4 e 5 velocidades está instalada em linha com
motor e cobrem uma faixa de torque de até 350Nm. Devido aos requisitos de torque,
especialmente de motores diesel, novas transmissões são projetados para 450Nm ou mais.
Para aplicações de menor torque em associação com motores de 4 cilindros as
transmissões automáticas atuais possuem desenho semelhante a transmissões manuais
com o sincronizador sendo substituído por embreagens molhadas. Por exemplo o
Mercedes-Benz Classe A .
A linha de transmissão transversal dianteira está tornando-se comuns em veículos
de tamanho médio. A demanda para maior conforto e a tendência a maior capacidade de
transmissão de torque faz com que os fabricantes ofereçam transmissões automáticas com
maior número de marchas.
2.7. Transmissões continuamente variáveis (TCV)
Em um TCV, “as trocas de marchas” são executadas através de um variador com
reposicionamento axial de um par de discos de formato cônico entre o qual uma corrente ou
correia transfere torque.
A tendência do mercado no sentido de maior desempenho e o desenvolvimento de
motores diesel de torque elevado aumentaram a necessidade da superação das limitações
de transmissão de torque do TCV. Isto levou ao desenvolvimento de correias mais fortes e a
aplicação de correntes em TCV’s capazes de transmitir até 350 N.m. (Figura 10)
Figura 10 - TCV Audi para motor 6 cilindros de 2,8 l. (WAGNER, 2001)
As TCV oferecem vantagens para configurações de linhas de transmissões
longitudinais dianteiras. O espaço necessário entre a árvore de manivelas e a unidade transaxial é ocupado pelo variador. Isto resulta em um desenho relativamente direto com um
elemento de partida (conversor de torque), conjunto planetário reverso e estágio de
marchas para adaptação da transmissão, variador e eixo trans-axial integrado. A maior
28
desvantagem deste tipo de transmissão ainda é a sua limitada capacidade de torque.
As principais razões para adoção de TCV em veículos de linha de transmissão
transversal dianteira em conjunto com motores de 4 e 6 cilindros com capacidade
volumétrica de 1.8 l a 2.8 l, é a grande capacidade de economia de combustível, a redução
do nível de emissões de gases poluentes, assim como, preencher a expectativa dos
consumidores por veículos com transmissões automáticas confortáveis.
2.8. Resumo
Os parâmetros principais para avaliação dos diferentes tipos de transmissão para a
determinação de sua aplicação preferencial são: consumo de combustível, emissões de
gases, ruído, performance, conforto ao dirigir e nas trocas de marcha, espaço, massa e
custos de produção.
29
A Tabela 2 abaixo mostra o resultado da avaliação incluindo a aplicação
preferencial para transmissões.
Sistemas de Transmissão Preferenciais
Linhas de transmissão padrão
Torque
Transmissão Manual
Transmissão Automática
<180 N.m
5 Velocidades
5 e 6 Velocidades
180 – 350 N.m
6 Velocidades
6 Velocidades
> 350 N.m
6 Velocidades
6 Velocidades
Linhas de transmissão longitudinais dianteiras e traseiras
Torque
Transmissão Manual
Transmissão Automática
<180 N.m
5 Velocidades
TCV
180 – 350 N.m
6 Velocidades
TCV
> 350 N.m
6 Velocidades
6 Velocidades
Linhas de transmissão transversais dianteiras e traseiras
Torque
Transmissão Manual
Transmissão Manual
Transmissão Automática
Automatizada
<180 N.m
5 Velocidades
5 Velocidades
TCV
180 – 350 N.m
5 Velocidades
-
TCV
> 350 N.m
-
-
5 e 6 Velocidades
Tabela 2 - Sistemas de transmissão preferenciais. (WAGNER, 2001)
Motores longitudinais – Transmissões longitudinais de 5 velocidades tornaram-se
o padrão para motores longitudinais, embora exista uma tendência clara para transmissões
com mais velocidades. Para este caso existe ainda a possibilidade da aplicação do sistema
de transmissão de embreagem dupla.
As TCV não irão progredir em configurações padrões devido as suas desvantagens
de instalação e limitação de torque. No entanto as vantagens que os TCV’s oferecem em
gastos de instalação, massa, custo de fabricação irão significar um aumento do número de
aplicações em veículos com linha de transmissão longitudinal dianteiro e traseiro possuindo
menos que 350 N.m de torque.
Motores transversais – A maioria dos veículos com linha de transmissão
transversal dianteiro possuem transmissões manuais de 5 marchas. Em veículos sensíveis
ao custo, mini, pequenos e médios com motores de 1l até 1.8l, os quais a demanda por
conforto não é tão grande como em outros segmentos, o sistema TMA oferece a
possibilidade de redução de consumo e emissão de gases sem limitar a performance do
veiculo. Sistemas shift-by-wire com motores elétricos irão prevalecer devido a questões de
custo e instalação.
Transmissões automáticas para aplicações requerendo menos que 180Nm não
serão amplamente utilizadas devido a questões de custo, perda de eficiência e performance.
30
Esta visão muda para veículos de classe superior com linha de transmissão transversal
dianteira. Para atender a demanda por maior conforto, mais transmissões automáticas serão
utilizadas.
As TCV serão aplicadas predominantemente na faixa de médio torque, entre 180 e
350Nm. Eles oferecem conforto ótimo ao dirigir em conjunto com bom consumo de
combustível e performance.
No futuro, ambas, transmissões automáticas de 6 velocidades e transmissões
manuais também de 6 velocidades serão utilizadas em grande escala. O uso de TCV irá se
ampliar para linhas de transmissões transversais dianteira. Na aplicação de transmissões
manuais, as de 5 velocidades irão predominar nas aplicações com linha de transmissão
transversal dianteiro e o grau de automatização irá aumentar. Para motores com torque
inferior a 180Nm a preferência será da aplicação de transmissões manuais automatizadas.
A faixa até 350Nm será coberta predominantemente por TCV, enquanto transmissões
automáticas de 5 e 6 velocidades serão utilizadas no segmento acima de 350Nm para
instalações transversais.
31
3
PRINCIPAIS COMPONENTES DA TRANSMISSÃO
AUTOMÁTICA
3.1. Conversor de torque
Desde de sua introdução nos meados de 1940 o conversor de torque tem sido
utilizado como um mecanismo de acoplamento entre o motor e a transmissão. Suas
vantagens residem no principio da transferência de força hidrodinâmica. O conversor de
torque proporciona a amplificação do torque fornecido pelo motor o que por sua vez melhora
a aceleração e desempenho do veículo. Outra característica importante do conversor de
torque é o escorregamento existente entre o motor e a transmissão, que está sempre
presente. A princípio é necessário pois tem a função de isolar a transmissão das vibrações
torsionais do motor. Desta forma, previne-se reações a solicitações de mudança abrupta de
aceleração, e com isso proporciona trocas mais confortáveis. (MIDDELMANN; WAGNER,
1998)
3.1.1.
Princípio básico de funcionamento
Assim como em veículos com transmissões manuais convencionais, os veículos
dotados de transmissão automática necessitam uma forma de permitir que o motor funcione
enquanto as rodas e as marchas na transmissão encontram-se paradas. Veículos com
transmissão manual utilizam-se de uma embreagem, que desconecta por completo o motor
da transmissão. Veículos com transmissão automática utilizam um conversor de torque.
(NICE, 2005)
Um conversor de torque realiza uma espécie de acoplamento fluido, o qual permite
o motor girar de forma quase independente da transmissão. (NICE, 2005). Um fluido utiliza
energia hidro-cinética como meio de transferência de torque do motor para a transmissão de
tal forma a automaticamente ajustar-se as características requeridas de velocidade, carga e
aceleração. (HEISLER, 2002)
32
3.1.2.
Principais componentes de um conversor de torque
Conforme apresentado na figura 11, existem três componentes principais dentro da
resistente carcaça de um conversor de torque: a bomba ou impulsor, a turbina e o estator
Figura 11 – Partes de um conversor de torque (esquerda para direita): turbina, estator e bomba. (NICE, 2005)
A carcaça do conversor de torque é parafusada ao volante do motor, de tal forma a
girarem a mesma velocidade. As hastes flexíveis que formam a bomba do conversor de
torque estão conectadas a carcaça, de tal forma a girar também a mesma velocidade do
motor. A figura 12 demonstra como os componentes estão conectados em um conversor de
torque.
Figura 12 – Componentes do conversor de torque conectados a transmissão e ao motor (NICE, 2005)
Existem respectivamente cerca de 26 e 23 lâminas na a bomba e na turbina.
Ambos os elementos são fabricados com aço de baixo carbono prensado. O elemento
estator é normalmente composto por uma liga de alumínio que pode conter algo em torno de
15 lâminas. (NICE, 2005)
Um quarto elemento igualmente importante é o fluído utilizado no conversor de
torque. Quando o motor está em funcionamento, o fluido apresenta dois tipos de movimento:
33
•
Fluido apanhado nas pás da bomba e da turbina circula juntamente com estes
elementos em torno do seu eixo de rotação.
•
Fluido apanhado entre as pás da bomba e da turbina e o seu centro rotaciona
em um caminho circular na secção plana, este movimento é conhecido como
movimento vortex. (HEISLER, 2002)
O deslocamento de fluido é responsável diretamente pelo movimento da
transmissão e conseqüentemente o funcionamento do veículo.
3.1.3.
Princípio de funcionamento
Quando a bomba é movimentada pelo motor, ela atua como uma bomba centrífuga
succionando o fluído próximo do centro de rotação e forçando-o radialmente para fora
através das passagens formadas pelas pás em direção a saída periférica da bomba (Figura
13). Aqui o fluido é expelido em direção as passagens da turbina e neste processo exerce
uma força contra as suas pás em um determinado ângulo, desta forma fornecendo torque a
turbina. (HEISLER, 2002)
Figura 13 – Bomba de um conversor de torque (NICE, 2005)
O fluido nas passagens da turbina movimenta-se internamente em direção a saída
da turbina. Ele é compelido a fluir entre as lâminas fixas do estator. A reação ao torque do
fluido enquanto ele desliza sobre as superfícies curvas das lâminas é absorvido pelo suporte
no qual o estator é preso. Neste processo o fluido é redirecionado contra a entrada da
bomba. Ele entra nas passagens formadas pelas pás da bomba, enquanto atua no lado de
tração das pás. Ele fornece ainda um torque igual a reação do estator na direção de rotação
(Figura 14) (HEISLER, 2002).
34
Figura 14 –Turbina de um conversor de torque (NICE, 2005)
Segue então que o torque do motor entregue a bomba e o torque de reação
transferido pelo fluido à bomba são ambos transmitidos à saída da turbina através do fluido.
Isto é:
Torque do Motor + Torque de Reação = Torque na saída da turbina (HEISLER,
2002)
O fluido que entra nas lâminas da turbina, que está conectada a transmissão, faz
com que a mesma gire e desta forma gire também a transmissão, que basicamente
movimenta o veículo. Como as lâminas da turbina são curvas, implica que o fluido, que entra
na turbina pela parte externa, tem que mudar de direção antes de sair pelo centro da
mesma. Esta mudança de direção é o que causa a movimentação da turbina. Como a
turbina causa a mudança na direção do fluido, o fluido causa o movimento da turbina.
Por fim, o fluido deixa a turbina movendo-se em direção contrária a da bomba (e do
motor). Se o fluido atingir a bomba, irá conseqüentemente reduzir a velocidade do motor,
causando perda de eficiência. O papel do estator é o de redirecionar o fluido que retorna da
turbina antes que este encontre a bomba. Isto aumenta drasticamente a eficiência do
conversor de torque (Figura 15).
35
Figura 15 – Princípio de funcionamento do conversor de torque (HEISLER, 2002)
O estator possui um perfil de lâminas bem agressivo, que reverte quase que
completamente a direção do fluido. Uma embreagem no interior do estator permite que ele
gire em somente uma direção, pois conecta o estator a um eixo rígido da transmissão.
Desta forma o estator pode girar somente na direção contrária a do fluido, fazendo
com que o fluido inverta sua direção ao atingir as lâminas do estator (Figura 16).
Figura 16 – Estator de um conversor de torque (NICE, 2005)
Quando as velocidades de rotação da bomba e da turbina são praticamente
idênticas (pois a bomba sempre gira um pouco mais rápida) o fluido retorna da turbina,
entrando na bomba movendo-se na mesma direção, desta forma, o estator não é mais
necessário (NICE, 2005). A esta velocidade, o fluido entra pela parte de trás das lâminas do
estator, fazendo com que o estator gire livremente, devido a embreagem, de tal forma a
causar pouca interferência no fluido, com isso o conversor de torque opera como dois
elementos acoplados. Esta condição previne a redução do torque para velocidades de saída
elevadas e produz um aumento elevado da eficiência para velocidades acima do ponto de
acoplamento. (HEISLER, 2002)
36
3.1.4.
Características do conversor de torque
A rotação da bomba pelo motor converte o torque fornecido pelo motor em energia
hidro-cinética, a qual é utilizada de forma a colocar em funcionamento a transmissão, de
forma suave, e promover a multiplicação do torque fornecido pelo motor (HEISLER, 2002).
A multiplicação máxima de torque ocorre quando a diferença de velocidade entre a
bomba e a turbina é máxima. Uma razão de 2:1 entre a saída e a entrada ocorre
normalmente quando a saída é estacionária. Em tal situação a taxa de circulação do fluído
encontrará um pico. Conseqüentemente, ocorre a máxima transferência de energia da
bomba para a turbina e depois para o estator, retornando bomba (Figura 17).
Figura 17 – Curvas características de desempenho (HEISLER, 2002 ).
À medida que a velocidade de saída da turbina aumenta, relativa à velocidade da
bomba, a eficiência aumenta e a velocidade do fluido diminui e também a razão de torque
até que a velocidade de circulação do fluido é tão baixa que permite somente uma razão de
1:1 entre saída e entrada. Neste ponto o torque de reação será nulo. Acima desta
velocidade o estator é girado livremente. Isto oferece menos resistência para o fluido
circulante e conseqüentemente produz um aumento na eficiência de acoplamento
(HEISLER, 2002). Assim sendo, se a transmissão é carregada subitamente, a velocidade de
saída da turbina irá reduzir, causando um aumento na circulação de fluido e
conseqüentemente aumentando a taxa de multiplicação de torque, mas reduzindo a
eficiência devido ao aumento da diferença de velocidade entre a entrada e saída, bomba e
turbina respectivamente. Quando a condição de saída muda verifica-se uma redução da
carga ou o aumento da velocidade da turbina, ocorre então o processo inverso ao descrito
anteriormente: a eficiência aumenta e a relação de torque diminui, conforme pode ser
37
observado na figura 18 (HEISLER, 2002).
Figura 18 – Curvas características de desempenho (HEISLER, 2002 )
3.1.5.
Terminologia de um conversor de torque
Para compreender as características de desempenho de um conversor de torque é
essencial identificar e relacionar os seguintes termos utilizados na descrição de várias
relações e condições
Eficiência – Um método conveniente de expressar perdas de energia, devido
principalmente a circulação de um fluido a uma dada velocidade de saída ou taxa de
velocidade, é medir a sua eficiência, ou seja, a razão percentual do trabalho realizado da
saída para a entrada.
Eficiência =
Trabalho realizado na saída
× 100
Trabalho realizado na entrada
Razão de velocidade – É freqüentemente necessário comparar as diferenças nas
velocidades de saída e de entrada na qual certos eventos ocorrem. Isto é normalmente
definido em termos da razão de velocidade da saída (turbina) N2 para a entrada (bomba) N1.
Razão de Velocidade =
N2
N1
Razão de torque – A multiplicação do torque em um conversor de torque é melhor
representada em termos da razão entre o torque da saída T2 (turbina) e o torque de entrada
T1 (bomba).
Razão de Torque =
T2
T1
Velocidade de Stall – Este é a velocidade máxima atingida pelo motor quando o
38
acelerador está completamente pressionado, a transmissão está em D (Drive) e o freio de
serviço é completamente aplicado. Nestas condições existe a maior variação de velocidade
entre a bomba e a turbina, como resultado a circulação do fluido e a conversão de torque
correspondente são máximos, e a sua eficiência é zero. Enquanto esta condição prevalecer,
o arraste da conversão de torque reduz a velocidade do motor de algo em torno de 60% a
70% da velocidade do motor com torque máximo. Um conversor deve somente permanecer
na condição de stall por um mínimo de tempo, de forma a prevenir que o fluido ultrapasse
sua condição de operação.
Ponto de Projeto – Conversores de torque são projetados de forma a fazer com
que o fluido circule com a menor resistência possível entre um componente e outro a uma
definida razão de velocidade entre a bomba e a turbina, conhecida como ponto de projeto.
Um valor típico seria 0,8:1. Acima ou abaixo desta razão de velocidade ótima, o ângulo e a
direção do fluido ao deixar um componente atinge as paredes dos dutos de entrada criando
assim um torque resistente, desta forma causando perda de eficiência. Outras causas de
perda de eficiência é o acabamento na fabricação das peças, rugosidade da superfície e
interferência na espessura das lâminas.
Ponto de Acoplamento – À medida que a velocidade da turbina aproxima-se, ou
excede a velocidade da bomba, a direção efetiva do fluido que entra nas passagens entre as
lâminas do estator se altera. Ao invés de empurrar contra a face côncava, ele é
redirecionado contra a face convexa das lâminas. Neste ponto, cessa a conversão de torque
devido a transferência de fluido entre o estator fixo a bomba que gira. A velocidade da
turbina quando a direção da reação do estator é invertida é conhecida como ponto de
acoplamento e encontra-se normalmente entre 80% e 90% da velocidade da bomba. Neste
ponto o estator é liberado pelo dispositivo de livre rotação (embreagem de única direção) e
passa a girar na mesma direção da turbina e da bomba. Com isto, a eficiência do conjunto
aumenta à medida que a velocidade da turbina aproxima-se, embora não alcance, a
velocidade da bomba.
Freio Motor – Na direção contrária, quando a turbina (transmissão) impulsiona a
bomba, os ângulos de saída e de entrada das pás de ambos os membros não são
adequados para transferência de energia hidro-cinética, de tal forma que somente uma
parcela limitada do torque de freio motor pode ser absorvido pelo conversor, exceto a
velocidades elevadas da transmissão. Reciprocamente, um acoplamento fluídico com pás
radiais planas é capaz de transmitir igualmente torque em ambos os sentidos de rotação.
3.1.6.
Conversor de torque de vários estágios
Uma desvantagem dos conversores de torque de três elementos é que a razão de
torque máxima stall é de somente 2:1, o que é insuficiente para algumas aplicações. Mas,
39
esta multiplicação de torque pode ser dobrada através do aumento do número de turbinas e
estatores dentro do conversor. A limitação do conversor de múltiplos estágios é que existe
um número maior de junções entre os seus vários membros, com isto eleva a resistência no
fluxo de fluido em torno das passagens pelo torus. Desta forma a eficiência cai rapidamente
para taxas elevadas de velocidade, quando comparado com o conversor de três elementos.
3.1.7.
Conversor de torque com embreagem de travamento
Uma das maiores deficiências de um conversor de torque é queda da eficiência se
a velocidade relativa entre a bomba e a turbina cai abaixo do ponto de projeto. Isto pode ser
superado ao incorporar-se um disco de fricção, como o de uma embreagem, entre o volante
do motor e o conversor de torque, que é acionado hidraulicamente através de um cilindroescravo (Figura 19). Esta embreagem, conhecida como embreagem de travamento ou lockup é projetada para acoplar o volante e a bomba diretamente ao eixo de saída da turbina,
tanto manualmente, a uma velocidade de saída, determinada pelo motorista, que
dependeria da carga aplicada sobre o veículo e as condições da via, ou ainda
automaticamente, a uma relação de velocidade entre entrada e saída normalmente na
região do ponto de projeto, onde obtém-se a maior eficiência (Figura 20)
Figura 19 – Conversor de torque com embreagem de travamento (HEISLER, 2002 )
40
Figura 20 – Curvas características de desempenho do conversor com embreagem de travamento. (HEISLER,
2002)
3.1.8.
Recomendações
Revisando a história e o desenvolvimento global das transmissões automáticas
pode-se prever que: a funcionalidade (número de marchas e a relação total de marchas) da
transmissão automática continuará a aumentar, o tempo de operação em aberto do
conversor de torque irá reduzir ainda mais; o tempo de operação da embreagem de
travamento
irá
aumentar,
tanto
em
escorregamento
ou
completamente
fechada
(MIDDELMANN; WAGNER, 1998).
Em paralelo a estas tendências globais, é provável que o custo do combustível irá
aumentar e assim como as ameaças ao ambiente. O desenvolvimento do conversor de
torque requererá esforços na redução do consumo de combustível e de emissões de gases
poluentes. Outra tendência deve ser a redução do custo dos conversores de torque nos
próximos anos. O espaço para aplicação de conversores de torque, especialmente para
transmissões continuamente variáveis (TCV) e aplicações em veículos com tração dianteira
será maior que o disponível atualmente (MIDDELMANN; WAGNER, 1998).
Os consumidores futuros irão requerer um melhor consumo de combustível; maior
durabilidade; melhor desempenho e conforto, aliado a menor custo (MIDDELMANN;
WAGNER, 1998).
Com respeito ao desenvolvimento de conversores de torque, novos arranjos
deverão ser considerados de forma a atender as seguintes tendências: aplicações em TCV
e transmissões automáticas de 6 e 7 marchas; desativação de cilindros do motor; sistemas
com alternador de partida; aumento da capacidade de torque e cilindros do motor; veículos
movidos a diesel e motores a injeção direta de gasolina; menores velocidades de
acoplamento das embreagens do conversor de torque e a desconexão do conversor de
torque em marcha lenta (FISCHER; OTTO, 1994).
41
3.2. Fluido da transmissão automática
O princípio de funcionamento da transmissão automática pressupõe a utilização de
fluído hidráulico o qual possui características próprias. O fluído da transmissão automática
(FTA) deve possuir, entre outras coisas, propriedades que minimizem o efeito das vibrações
quando do acionamento das válvulas nas trocas de marcha ou das vibrações proveniente de
flutuações do motor. Por outro lado o FTA deve também possuir um coeficiente de atrito
suficientemente elevado para que a embreagem de travamento do conversor de torque e as
embreagens responsáveis pelas mudanças de marchas possam transferir plenamente o
torque do motor quando estão engatadas. A esta característica dá-se o nome de
Capacidade de Transferência de Torque (KUGIMIYA, et al. 2000).
Atualmente, o requisito de durabilidade dos FTA é tão grande quanto a vida útil do
veículo. Este conceito é conhecido como “preencher para a vida”, e tem como base um
sistema de refrigeração que garanta o funcionamento em condições normais e a
temperaturas adequadas. Em consideração a este conceito, lubrificantes que integram as
necessidades de transferência de torque, redução de vibrações e durabilidade encontram-se
em desenvolvimento.
3.3. Embreagens e freios
A troca de marcha em uma transmissão automática só é possível através do engate
e travamento de vários membros dos conjuntos de engrenagens, ao mesmo tempo em que
o torque do motor é transmitido. Para que isto ocorra de forma rápida e precisa são
utilizadas embreagens multi-discos e freios. As trocas de marchas ocorrem através do
acionamento simultâneo de uma embreagem ou freio e a liberação de outra embreagem ou
freio (HEISLER, 2002).
3.3.1.
Embreagens
Embreagens multi-discos imersas em óleo, conhecidas como embreagens
molhadas, são utilizadas para bloquear qualquer dois elementos de um conjunto de
redutores planetários ou para transportar torque de um membro para um outro de forma
rápida e suave.
Este tipo de embreagem é composto de discos rotativos e fixos que podem ser
acionados por um pistão de formato anular operado pelo fluido hidráulico pressurizado
(Figura 21). Molas de retorno garantem a separação das faces de fricção, ou seja, a
abertura da embreagem, quando a pressão é reduzida. O desgaste do conjunto de placas
de fricção é automaticamente compensado pelo pistão que pode mover-se para frente
42
(HEISLER, 2002).
Figura 21 – Embreagem de uma transmissão (NICE, 2005)
A Figura 22 apresenta as camadas alternadas de material de fricção e placas
metálicas que compõem uma embreagem. O material de fricção encontra-se na parte
interior e se conecta a uma engrenagem. A placa metálica é localizada na parte exterior e se
conecta a carcaça da embreagem.
Figura 22 – Os discos de embreagem (NICE, 2005)
3.3.2.
Freios
Esta forma de freio consiste de uma correia de fricção cercando um tambor externo,
de tal forma que quando o freio é aplicado a correia contrai, apertando-se assim contra o
tambor até que este pare (Figura 23).
Figura 23 – Freio da transmissão automática (NICE, 2005)
A aplicação da correia é realizada através de um servo-cilindro e pistão (Figura
24). Fluido pressurizado é introduzido na extremidade de diâmetro reduzido do pistão para
acionar o freio. Para liberar o freio, fluido pressurizado é direcionado para o lado da câmara
43
de mola do cilindro. A liberação é obtida devido a maior área do pistão, produzindo uma
força maior que a de atuação. Este tipo de freio é capaz de absorver grandes variações de
torque sem ocupar muito espaço, o que os torna interessante para relações de marcha
pequenas e de torque elevado (HEISLER, 2002).
Figura 24 – Os pistões que acionam o freio (NICE, 2005)
Em desenvolvimentos recentes todos os elementos de troca de marcha são
embreagens multi-discos. Em comparação com os freios, a posição central do elemento de
troca é mais compacta e portanto mais adequada a utilização em transmissões longitudinais.
Outros fatores importantes dizem respeito a instalação transversal dos cilindros do freio que
podem causar interferência com o chassi do veículo. Freios também requerem um esforço
maior de projeto para garantir uma boa qualidade de troca. Além do mais, as funções de
engate e desengate realizadas por estratégias de controle de troca de marchas em malha
fechada é melhor executada através do uso de sistema multi-dicos (SCHERER; GIERER,
2000).
3.4. Conjunto de redutores planetários
O conjunto de redutores planetários tem seu nome originário de sua construção.
Em torno de uma engrenagem central (a engrenagem solar), circulam diversas
engrenagens, as engrenagens satélites, assim como os planetas em torno do sol.
O tipo mais simples de redutor planetário é composto por uma engrenagem solar, 3
ou 4 engrenagens satélites, uma engrenagem anular e o porta-planetária, que suporta os
eixos das engrenagens satélites (Figura 25).
44
Figura 25 – Redutor planetário simples (GRETZMEIER; STAUDT; BLÜML, 1999)
Todas as engrenagens são passíveis de rotação, e podem permanecer em repouso
em conjunto com uma outra engrenagem se assim for requerido.
De forma a estabelecer uma relação de transmissão, uma das estruturas do
conjunto de engrenagem deve ser bloqueada. A relação dependerá do elemento bloqueado.
Cada um dos componentes pode representar ainda a entrada ou a saída de torque e
velocidade, ou ainda ser mantido estacionário. No caso de um conjunto planetário simples
composto por uma engrenagem solar (A), uma engrenagem anular (B), uma engrenagem
satélite (C) e o número de dentes das engrenagens (Z) são conhecidos, diversas relações
de marchas podem ser obtidas conforme as equações representadas na Tabela 3.
Entrada
Saída
Estacionário
1
A
C
B
2
B
C
A
3
C
A
B
Relação
Observação
Situação
4
5
C
A
B
B
A
C
i = 1+
ZB
ZA
2,5 • i . •5
i = 1+
ZA
ZB
1,25 • i . •1,67
i = 1+
ZA
Z
1+ B
ZA
0,2 • i . •0,4
i = 1+
ZA
Z
1+ A
ZB
i=−
ZB
ZA
Marcha rápida
0,6 • i . •0,8
Marcha rápida
-0,4 • i . •-1.5
Sentido de rotação
invertido
6
B
A
C
i = 1−
ZA
ZB
-0,25 • i . •-0,67
Sentido de rotação
invertido
Tabela 3 – Relações de marcha para um conjunto de engrenagem planetária simples. (BOSCH, 1999)
45
Bloqueando em conjunto dois elementos quaisquer, todo o dispositivo será
bloqueado, o que significa uma relação de marcha 1:1. Quando a rotação de saída é menor
do que a de entrada (ex. situações 1 e 2) a relação de marcha obtida é denominada
redução. Quando a rotação de saída é maior que a de entrada a relação obtida é chamada
de aceleração ou overdrive (ex. situações 3 e 4). A situação 5 trata também de uma
redução, mas no sentido inverso.
O conjunto de redutores planetários simples necessita de mais de um eixo de
entrada e saída, o que para o uso em veículos de passeio não é adequado. Logo,
transmissões automáticas utilizam um conjunto de engrenagens que se comportam como
dois conjuntos planetários combinados. Este conjunto possui uma engrenagem anular que é
sempre a saída da transmissão, duas engrenagens solares, onde a entrada de torque ocorre
pela segunda engrenagem solar, e dois conjuntos de engrenagens satélites. Este conjunto é
denominado Conjunto Ravigneaux (Figura 26).
a) Conjunto Ravigneaux (GRETZMEIER;
b) Esquemático do conjunto Ravigneaux (GRETZMEIER;
STAUDT; BLÜML, 1999)
STAUDT; BLÜML, 1999)
c) Da esquerda para direita: anular,
d)Porta planetária e os dois conjuntos
e) Dentro da porta-planetária e os
porta planetária e duas engrenagens
de satélites (NICE, 2005)
dois conjuntos de satélites (NICE,
solares (NICE, 2005)
2005)
Figura 26 – Conjunto Ravigneaux
Uma outra combinação de redutores planetários é ainda bastante utilizada em
transmissões automáticas. O conjunto Simpson, com é denominado, é composto de dois
conjuntos de redutores planetários simples, mas possui apenas uma única engrenagem
solar. As engrenagens satélites são todas iguais. O eixo de entrada traciona a primeira
engrenagem anular, e a saída ocorre pela segunda engrenagem anular (Figura 27)
46
Figura 27 – Esquemático do Conjunto Simpson (GRETZMEIER; STAUDT; BLÜML, 1999)
3.5. Embreagem de travamento
De forma a eliminar a característica de escorregamento relativo entre a bomba e a
turbina do conversor de torque, mesmo em velocidades e condições de carga moderadas,
uma embreagem do tipo de travamento pode ser incorporada entre a entrada da bomba e o
eixo de saída da turbina. Os benefícios provenientes deste tipo de embreagem serão
percebidos somente se o conversor de torque operar com baixas solicitações de torque do
motor e somente quando o conversor operar acima da faixa de multiplicação de torque, ou
seja, acima do ponto de acoplamento. Conseqüentemente, o acoplamento do conversor
pode ocorrer somente quando a transmissão encontra-se em marchas com relações
menores ou iguais a 1:1 (HEISLER, 2002).
As vantagens de evitar a transferência de torque através do fluido circulante e ao
invés disto, transmitir o torque de saída do motor diretamente para o eixo de entrada da
transmissão, elimina o escorregamento ou patinação, desta forma, aumentando o torque
disponível para impulsionar o veículo. Este ganho líquido no torque disponível ocasiona
conseqüentemente uma redução do consumo de combustível.
3.5.1.
Descrição da embreagem de travamento
A embreagem de travamento consiste de um platô (prato deslizante para a
transmissão de torque) que realiza duas funções distintas; primeiramente funciona como
dispositivo de acoplamento por fricção e em segundo lugar age como um pistão, controlado
hidraulicamente, de forma a energizar e desenergizar os revestimentos de acoplamento da
embreagem. O platô/pistão da embreagem de travamento é sustentado pelo centro da
turbina, que por sua vez está montada no eixo de entrada da transmissão. Um dispositivo de
amortecimento da transmissão, similar ao utilizado em uma embreagem convencional, é
incorporado ao platô da embreagem de travamento com a finalidade de absorver impactos
quando a embreagem é acoplada.
3.5.2.
Controle da embreagem de travamento
O funcionamento automático da embreagem de travamento é controlado por uma
47
válvula de limite de velocidade e uma válvula de controle da embreagem. A função destas
válvulas é de abrir e fechar as passagens de fluido descarregam o fluido a partir do espaço
formado entre a carcaça do conversor de torque e o platô/pistão da embreagem de
travamento.
3.6. Embreagens de roda livre
Vários nomes são dados a este dispositivo, tais como, dispositivo de roda livre,
embreagem de único sentido ou overdrive.
Um dispositivo de roda livre é um meio no qual o torque pode ser transmitido de um
membro estacionário ou rotativo para outro membro, contanto que o torque de entrada seja
maior que o torque do membro de saída.
Se as condições são invertidas e o torque (ou rotação) aplicado pelo membro de
saída torna-se maior que o torque (ou rotação) aplicado pelo membro de entrada, o membro
de saída irá girar mais rápido que o membro de entrada. Portanto, o travamento entre os
dois membros será automaticamente desfeito e a tração será imediatamente interrompida, o
que permite aos membros de entrada e saída girarem independentemente um dos outros.
Embreagens de giro livre podem ser utilizadas em diversas aplicações, tais como
dispositivo de pré-engate de motor de partida, extenuadores, para a liberação do estator de
conversores de torque, em outros dispositivos da transmissão automáticos e dispositivos do
diferencial final de veículos.
Por exemplo, a transmissão automática de 4 velocidades desenvolvida pela Honda,
utiliza uma embreagem de roda livre localizada no contra-eixo que transmite torque quando
acelerando em 1ª marcha. Contudo, não transmite torque quando desacelerando em 1ª
marcha. Neste caso, o freio motor é aplicado através de uma outra embreagem.
A
embreagem de roda livre tem então a função de melhorar a qualidade da troca entre a 1ª e
2ª marchas e impedir o engate da 1ª marcha no caso de mau funcionamento quando em alta
velocidade (TATSUYUKI, et al., 2002).
A própria Honda desenvolveu posteriormente aperfeiçoamentos nesta mesma
transmissão automática que eliminam a embreagem de roda livre e a embreagem
responsável pela aplicação do freio motor em 1ª marcha, através do desenvolvimento de um
método de controle de alta precisão para realizar a troca de 1ª para 2ª marcha
(TATSUYUKI, et al., 2002).
Esta tem se mostrado uma tendência, uma vez que a mesma solução tem sido
aplicada em outras transmissões com as fabricadas pelas empresas ZF e Mercedes-Benz.
48
Figura 28 – Embreagem de roda livre de diâmetro simples de rolo (HEISLER, 2002)
3.7. Controle hidráulico
Os elementos utilizados como referência para este estudo são componentes de
uma transmissão automática de 5 velocidades hipotética baseada em uma transmissão
similar, a 5HP24, desenvolvida e fabrica pela alemã ZF.
3.7.1.
Unidade de controle hidráulico
A unidade de controle hidráulico encontra-se dentro do reservatório de óleo e
abaixo das engrenagens da transmissão. Uma bomba de óleo opera o circuito hidráulico.
Por sua vez a bomba é acionada pelo motor através do conversor de torque. Com isto, fluido
é direcionado através de uma válvula reguladora de pressão para o interior do conversor de
torque e para as várias embreagens e freios através de circuitos hidráulicos e válvulas.
O circuito de controle hidráulico o qual opera as trocas de marcha são ativados por
3 válvulas eletromagnéticas do tipo abre e fecha (válvulas solenóides) e 4 válvulas de
controle eletromagnético de abertura e fechamento progressivo, (válvula de controle
eletrônico de pressão – VCEP). Os dois tipos de válvulas são energizados pela unidade de
controle eletrônico da transmissão (UCE) que por sua vez recebe sinais de entrada de
vários sensores, tais como sensores de velocidade, de carga, de temperatura e do pedal do
acelerador. Todos estes sensores são monitorados simultaneamente e continuamente. Além
disso uma alavanca seletora de posição ou um botão operado pelo motorista, seleciona os
diferentes programas de direção para a UCE.
3.7.2.
Unidade de controle eletrônico da transmissão
As funções da UCE são as de coletar, analisar e processar todos os sinais de
49
entrada, além de armazenar os dados do programa de tal forma que as pressões
apropriadas do circuito hidráulico irão realizar as trocas de marchas de forma a adequar-se
a rotação e ao torque do motor, ao peso e a carga aplicada sobre o veículo, as requisições
do motorista e finalmente as condições do pavimento (Figura 29).
As UCE possuem FLASH EEPROM que permite a atualização de funcionalidades e
dados do software de controle de forma rápida, sem que para isso seja necessário substituir
a UCE. Dentre as vantagens dos sistemas eletrônicos pode-se citar por exemplo, o curto
tempo de reação a modos de falhas.
Figura 29 – Sistema de controle eletrônico básico (HEISLER, 2002)
3.7.3.
Programa de controle
O programa armazenado na UCE avalia os dados de forma a determinar as
características favoráveis para realização das trocas de marchas e para o acoplamento da
embreagem de travamento do conversor de torque. Ele coordena os parâmetros para os
cálculos de pressão, manipulação do motor e a sincronização das fases de troca de marcha.
Ele fornece ainda parâmetros de regulação para realizar trocas de marchas suaves e para o
acoplamento do conversor de torque. Finalmente, possui parâmetros internos para detecção
de falhas e a realização de diagnósticos.
A UCE utilizada na transmissão ZF 5HP24 subdivide o programa de controle de
forma modular, com os seguintes componentes: programa de aplicação, bibliotecas de
aplicação, dispositivos componentes, sistema operacional e hardware que suporta o
programa. Segundo a própria ZF, este conceito resulta em vantagens de aplicação, pois os
vários integrantes do desenvolvimento (montadora, fornecedores e a própria ZF) estão
envolvidos na especificação do programa, cada um fornecendo seus próprios dados.
50
Além de controlar a seqüência de troca de marchas a UCE oferece diversas
possibilidades de seleção das marchas. Iniciando pela seleção convencional (alavanca de
seleção de marchas) e os programas conhecidos, como econômico, esporte, inverno ou
fora-de-estrada. Existe ainda a possibilidade de integração de programas dinâmicos de
trocas e de trocas manuais (SCHRER; GIERER, 2002).
3.7.4.
Sensores de sinais de entrada da transmissão
Os vários sinais que ativam a UCE podem ser divididos em 3 grupos; transmissão,
motor e veículo. Os sensores da transmissão comumente utilizados são: sensor de
velocidade de entrada da turbina, sensor de velocidade de saída da turbina, sensor de
temperatura da transmissão e interruptor de posição da alavanca seletora de posição. Os
Sensores do motor são: sensor de rotação de motor, sensor de duração da abertura do
injetor, potenciômetro de abertura da borboleta e sensor de temperatura do motor. Sensores
do veículo são: interruptor de kickdown, indicador de posição PRND432 (do inglês, P – Park
(estacionamento), R – marcha reversa, N – Neutro, D – Drive (dirigir), 4 – 4ª marcha, 3 – 3ª
marcha, 2 – 2ª marcha), programa seletor de marchas e interruptor do sinal de luz do freio.
3.8. Descrição e função das válvulas eletro-hidráulicas
3.8.1.
Válvulas solenóides (eletromagnéticas) VS-1,VS-2 e VS-3
Vários tipos de válvulas solenóides são aplicadas em transmissões automáticas
controladas eletronicamente. Alguns requisitos devem ser levados em consideração quanto
ao emprego destas válvulas, tais como; tamanho e peso reduzidos, temperatura de
operação entre -40oC e +150oC, faixa de pressão acima de 5.000 kPa, durabilidade elevada
(acima de 109 ciclos), baixo consumo, baixa resistência hidráulica dos elementos, tempos de
resposta curtos, ausência de oscilações hidráulicas e baixo vazamento (NEUFFER;
ENGELSDORF; BREHM, 2000).
As válvulas solenóides VS-1, VS-2 e VS-3 são válvulas do tipo bola operadas por
disco e armadura eletromagnética as quais são energizadas pela corrente fornecida pela
UCE. A válvula do tipo bola encontra-se ou na posição aberta ou fechada. Quando a válvula
é desenergizada abre-se a porta de entrada e ventila-se a porta de saída. Enquanto que,
quando a válvula é energizada fecha-se a porta de ventilação e abre-se a porta de saída . A
válvula solenóide VS-1 quando energizada ativa as válvulas de troca de marcha VTM-1 e
VTM-3. A válvula solenóide VS-2 ativa a válvula de troca de marcha VTM-2 e desliga o
interruptor de funcionamento da válvula VTM-3. A válvula solenóide VS-3 ativa a válvula de
tração/freio (VTF) (Figura 30).
51
Figura 30 – Sistema de controle eletro-hidráulico da transmissão – posição neutro (HEISLER, 2002)
3.8.2.
Válvulas de controle eletrônico de pressão (VCEP-1,
VCEP-2, VCEP-3 e VCEP-4)
A válvula de regulagem de pressão VCEP – (1-4) são válvulas do tipo agulha
eletromagnética de armadura cilíndrica operada por pressão variável. A pressão de saída é
52
determinada pela magnitude da corrente fornecida pela UCE às válvulas eletrônicas
reguladoras de pressão. Com o aumento da corrente o orifício da válvula é alargado, isto
aumenta a passagem de fluido e correspondentemente reduz a pressão de controle
entregue para as diversas válvulas responsáveis por troca de marcha. Esta pressão de
controle entregue é inversamente proporcional a quantidade de corrente fornecida, isto é, a
medida que a corrente aumenta a pressão diminui e vice-versa. A característica da pressão
de controle em função da corrente de controle é mostrada na figura 31.
Figura 31 – Característica da pressão de controle em função da corrente de controle (HEISLER, 2002)
3.9. Descrição e funcionamento da bomba e das válvulas de
controle
3.9.1.
Bomba
Transmissões automáticas possuem uma bomba de engrenagens internas (Figura
32). A bomba succiona fluido da parte superior da transmissão e alimenta o circuito
hidráulico, assim como, o conversor de torque e o sistema de refrigeração da transmissão.
Esta consiste de uma engrenagem anular dentada, que funciona em conjunto com uma
engrenagem dentada trativa, de tal forma que o seu eixo de rotação é excêntrico a
engrenagem trativa. A engrenagem interna da bomba está conectada com a carcaça do
conversor de torque, de tal forma a girar a mesma velocidade do motor. A engrenagem
externa é tracionada pela engrenagem interna.
Devido a sua excentricidade, existe um espaço entre a as engrenagens internas e
externas a qual é ocupado por um bloco espaçador fixo, conhecido como crescente, cuja
função é separar as áreas das portas de entrada e saída. A rotação das engrenagens cria
uma área de baixa pressão na extremidade de sucção de entrada do crescente o qual
succiona fluido. À medida que as engrenagens giram, óleo será apanhado entre os dentes
da engrenagem interna e o lado das paredes internas do crescente, e entre os dentes da
53
engrenagem externa e a parede de fora do crescente. Estes dentes irão então carregar o
fluido até a outra extremidade do crescente onde ele será descarregado, sobre pressão, por
ambos os conjuntos de dentes na porta de saída.
Figura 32 – Bomba de engrenagens internas (NICE, 2005)
3.9.2.
Válvula seletora de posição (VSP)
Esta válvula é operada indiretamente pelo motorista para selecionar o sentido de
direção à frente ou reverso e as posições de neutro ou estacionamento.
3.9.3.
Válvula de pressão principal (VPP)
A VPP regula a pressão de fornecimento de fluido produzida pela bomba. Ela é
uma válvula de pressão variável limitante a qual esta relaciona as condições de dirigibilidade
e aos comandos do motorista.
3.9.4.
Válvula redutora de pressão (VRP-1)
A VRP-1 reduz a pressão principal do fluido para um valor de saída
aproximadamente constante de 5bar que corresponde a pressão de fluido necessária para
operar as válvulas solenóides VS-1, VS-2 e VS-3.
3.9.5.
Válvula redutora de pressão (VRP-2)
A VRP-2 reduz a pressão principal do fluido para um valor de saída
aproximadamente constante de 5bar o qual é a pressão de fluido necessária para operar as
válvulas de regulação eletrônica de pressão VCEP-1, VCEP-2, VCEP-3 e VCEP-4.
3.9.6.
Válvula moduladora de pressão (VMODP)
A VMODP é atuada pela válvula de regulação eletrônica de pressão VCEP-1, ela
produz uma pressão de saída que aumenta proporcionalmente ao torque do motor. A
pressão de modulação é transportada à válvula de pressão principal e para cada uma das
válvulas de embreagem. Seu propósito é aumentar a pressão do sistema e maximizar a
abertura das válvulas das embreagens com uma carga maior do motor de tal forma que uma
pressão de alimentação maior alcance as embreagens e freios apropriados.
54
3.9.7.
Válvula de troca de marchas (VTM-1, VTM-2 e VTM-3)
As VTM-1, VTM-2 e VTM-3 são acionadas respectivamente pelas válvulas
solenóides VS-1, VS-2, VS-3. A função das válvulas VTM é fornecer pressão do sistema
para o circuito de operação relevante controlando a aplicação ou a abertura das várias
embreagens e freios.
3.9.8.
Válvula da marcha reversa (VMR)
A VMR funciona como uma válvula de troca de marcha para a seleção da marcha
reversa. Ela também atua como uma válvula de segurança quando do uso de marchas à
frente através da interrupção da pressão do sistema que alcança a embreagem de seleção
da marcha reversa, desta forma prevenindo o seu engate acidental.
3.9.9.
Válvulas de embreagens e freios (VE-A, VE-B, VE-C, VE-
D/ VF-E, VF-F e VF-G)
As válvulas de embreagens controlam o engate e desengate das embreagens e
freios. Essas válvulas são de redução de pressão variável as quais são atuadas pelas
válvulas solenóides apropriadas, válvulas de controle eletrônico de pressão, válvulas de
tração e válvulas de troca de marcha.
Estas válvulas são responsáveis pela produção da variação de pressão desejada
na embreagem durante cada fase de troca de marcha.
Particularmente, as VE-B, VE-C e VF-F são influenciadas pela pressão de
modulação que resiste ao fechamento parcial das válvulas das embreagens, desta forma
elas permitem uma pressão relativamente elevada de fluido a alcançar as embreagens e
freios quando a transmissão solicita torque elevado.
3.9.10. Válvulas de retenção (VR-E e VR-G)
Em conjunto com as VCEP, que atuam sobre as válvulas das embreagens, as
válvulas VR-E e VR-G modificam as fases de abertura e fechamento das válvulas das
embreagens de tal forma a causar um crescimento ou um colapso rápido da pressão do
fluido das embreagens e freios operados respectivamente durante o engate e desengate.
3.9.11. Válvula de tração / freio (VTF)
A VTF corta a ação reguladora da válvula de tração VT(5-4) e muda a posição da
válvula de tração VT(4-5) para a desligada quando requerido.
55
3.9.12. Válvula de tração (VT(4-5))
A válvula de tração VT(4-5) controla a pressão do fluido do sistema principal para a
embreagem E-B através da VT(5-4) e da VE-B e por isso bloqueia a pressão do fluido que
alcança a VE-B quando há uma troca da 4ª para 5ª marcha.
3.9.13. Válvula de tração (VT(5-4))
A VT(5-4) é outra forma de válvula de embreagem. Sua função é a de
fornecer pressão do sistema para a embreagem E-B através da válvula de embreagem VEB quando há uma troca da 5ª para 4ª marcha.
3.9.14. Válvula conversora de pressão (VCP)
A VCP fornece o torque convertido com uma pressão de sistema reduzida de forma
a atender as demandas de dirigibilidade, isto é, o torque necessário para diversas condições
de direção. Serve também como uma válvula limitadora de pressão, de forma a prevenir a
elevação excessiva da pressão no conversor de torque, caso a pressão do sistema tornar-se
indevidamente elevada. A válvula também ventila a câmara formada no lado de tração da
placa da embreagem de travamento quando a válvula de controle da pressão do conversor
de torque é acionada.
3.9.15.
Válvula de controle da pressão do conversor (VCPC)
A VCPC é acionada pela VCEP-4. O Objetivo é prevenir que a VCP forneça
pressão do sistema reduzida para a câmara formada entre a placa de tração e a
embreagem de travamento e de ventilar este espaço. Como conseqüência, a pressão do
fluido no lado do conversor de torque da embreagem de travamento é capaz de acoplar a
mesma a placa de tração.
3.9.16. Válvula conversora da embreagem de travamento (VCET)
A válvula conversora de embreagem de travamento é acionada em conjunto com a
VCPC através da VCEP-4. A VCET, quando acionada, altera a direção do fluxo de entrada,
a uma
pressão do sistema reduzida, da placa de tração para o lado da turbina da
embreagem de travamento. Simultaneamente a VCP é acionada, isto desloca a válvula de
forma que o espaço entre a placa de tração e a face da embreagem de travamento é
ventilada. Isto faz com que a embreagem de travamento seja forçada fortemente contra a
placa de pressão de forma a travar a função do conversor de torque e substituí-lo por tração
mecânica direta.
56
3.9.17. Válvula de pressão de lubrificação (VPL)
A VPL fornece fluido lubrificante a uma pressão do sistema adequadamente
reduzida para as partes de fricção interna dos conjuntos de engrenagem da transmissão.
3.10. Descrição da operação da unidade de controle eletro-hidráulica
A tabela a seguir foi elaborada com o propósito de simplificar a demonstração das
seqüências de engate das varias válvulas solenóides, embreagens e freios para cada
marcha.
Seqüência de engate das válvulas solenóides, embreagens e freios
Relação de marcha
Lógica da válvula solenóide
Lógica dos freios e embreagens
Válvulas
Válvulas reguladoras
Solenóides
de pressão
1
2
Neutro/Estacionamento
A
A
D 1ª marcha
A
D 2ª marcha
A
D 3ª marcha
3
3
4
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
D 4ª marcha
1
2
Embreagens
A
A
1ª marcha manual
A
R = reversa
A
A
A
A
C
A
A
A
A
A
A
A
E
F
G
A
A
A
A
D
OWC
A
A
D 5ª marcha
B
Freios
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
A
(A)
Tabela 4 – Transmissão automática eletro-hidráulica. Seqüência de acionamento das válvulas de controle, freios
e embreagens para diversas relações de marcha.
3.10.1. Posição neutra ou estacionamento
Com a alavanca seletora na posição neutra ou de estacionamento, fluido hidráulico
é entregue pela bomba para a VSP, para a VMODP, para as VRP-1 e VRP-2, para a VTM-1,
para a VTF e para VF-G.
Pressão de fluido regulada é fornecida para ao CT através da VCP e para o sistema
de lubrificação através da VPL. Ao mesmo tempo uma pressão regulada constante de 5bar
é fornecida para as VS-1, VS-2 e VS-3 através da VRP-1 e para as VCEP-(1-4) pela VRP-2.
Em paralelo, pressão modulada de controle é fornecida para a câmara de mola das VE-B,
VE- C, VE-D e a VF-F através da VMODP.
A posição neutra e a de estacionamento possuem as seguintes válvulas solenóides
e reguladoras eletrônicas de pressão ativadas: freio F-G, válvulas solenóides VS-1 e VS-3 e
válvulas reguladoras de pressão VCEP-1 e VCEP-2
57
3.10.2. Primeira marcha
O engate da primeira marcha é obtido pela aplicação da embreagem de sentido
único (ESU) e embreagens e freios E-B e F-G respectivamente. Isto é realizado da seguinte
maneira:
Movendo a VSP para a posição D. A pressão do fluido da VSP passa pelas válvulas
VT(4-5) e VT(5-4) e respectivamente para VE-B que permite a pressão de fluido acione
embreagem E-B.
Energizando as válvulas solenóides VS-1 e VS-2 são abertas. A VS-1 aplica uma
pressão de fluido reduzida constante para o lado esquerdo das válvulas de troca VTM-1 e
VTM-3. A VTM-1 desloca-se para o lado direito contra a tensão da mola de retorno
bloqueando a passagem do fluido direcionando para a VE-D. No entanto a VTM-3 não pode
mover-se pois uma pressão reduzida constante similar é introduzida na extremidade da
mola da válvula pela VS-2. A VS-2 aplica pressão reduzida constante no lado esquerdo da
VTM-2 e no lado direito da VTM-3. Isto empurra a VTM-2 para a direita e dessa forma
previne que a VTM-3 seja também empurrada para a direita pela pressão do fluido da VS-1
conforme mencionado anteriormente.
A VCEP-1 fornece uma pressão de fluido variável regulado para a VMODP. Esta
pressão é constantemente ajustada pela UCE para condições apropriadas de operação. A
VCEP-3 fornece uma pressão variável controlada para frear e reter as válvulas VF-G e VRG respectivamente, permitindo que pressão de fluido aplique o freio F-G.
3.10.3. Segunda marcha
O engate da segunda marcha é obtido pela aplicação da embreagem E-B e os
freios F-E e F-G. Isto é realizado na seguinte maneira: E-B e F-G são aplicados como na
primeira marcha. As VS-1 e VS-2 são energizadas portanto abrindo ambas as válvulas.
Pressão de fluido de VS-1 é aplicada ao lado esquerdo de ambas VTM-1 e VTM-3, no
entanto, somente a válvula VTM-1 muda para o lado direito. Ao mesmo tempo, pressão de
fluido das VS-2 desloca a VTM-2 contra a tensão da mola de retorno e também pressuriza a
extremidade da mola da VTM-3. Isto previne que a VTM-3 mova-se de encontro ao lado
direito quando pressão de fluido da VS-1 é simultaneamente aplicada a extremidade oposta.
As VCEP-1 e VCEP-3 têm sua corrente de controle reduzidas, desta forma
causando um aumento na linha de pressão para as VMODP e para os freios e VF-G e VR-B
respectivamente. Conseqüentemente, a pressão na linha continua a aplicar o freio F-G.
A VCEP-2 tem sua corrente de controle reduzida de forma a fechar
progressivamente a válvula. Conseqüentemente haverá um aumento na pressão do fluido
atuando sobre o lado direito de ambas as válvulas de freio
e retenção VF-E e VR-E
58
respectivamente. Como um resultado a VF-E abre de forma a permitir que a pressão da
linha atue e aplique o freio F-E.
3.10.4. Terceira marcha
O engate da terceira marcha é obtido pela aplicação da embreagem E-B e E-D e do
freio F-E.
Isto é realizado na seguinte maneira: a embreagem E-B e o freio F-E são
aplicados para a segunda marcha. A VS-2 permanece energizada, de forma a manter a
válvula aberta, como para a primeira e segunda marcha. A VS-3 encontra-se no estado
desenergizado, de forma a impedir que a pressão da linha atinja a VTF através da
passagem Y-Y. A corrente de controle da VCEP-3 é aumentada, causando a abertura da
válvula e o colapso da pressão de fluido regulada. A mola de retorno move agora a
embreagem e as válvulas de retenção VE-G e VR-G respectivamente, contra o lado direito.
A VF-G agora impede a pressão da linha de atingir a embreagem F-G e libera (esvazia) a
pressão da linha imposta sobre o pistão de freio de formato anular. O freio F-G é então
desengatado.
A VS-1 é desenergizada, isto permite que a VTM-1 retorne para a extremidade
esquerda. Subseqüentemente passa agora através da VTM-1 para a VE-D e
conseqüentemente aplica a embreagem E-D
3.10.5. Quarta marcha
O engate da quarta marcha é obtido pela aplicação da embreagem E-B, E-C e E-D.
A troca de marcha da terceira para a quarta marcha é realizada da seguinte maneira: a
embreagem E-B e E-D são aplicados como para a terceira marcha. As VS-1 e VS-3 são
desernergizadas e fechadas como para a terceira marcha. A VCEP-1 é desenergizada e
parcialmente fechada, enquanto que VCEP-3 permanece energizada e aberta, ambas as
válvulas operando como para a terceira marcha. A VCEP-2 é agora progressivamente
energizada e aberta. Isto remove a pressão de controle do freio e mantém as válvulas VF-E
e VR-E respectivamente. A pressão da linha para a válvula do freio VF-E é agora bloqueada
causando a liberação (esvaziamento) da pressão de fluido pela VF-E e desengatando o freio
F-E.
A pressão de fluido passa agora através da embreagem E-C pelas VTM-1 e VTM-2
e pela válvula de embreagem VE-C . Subseqüentemente a embreagem E-C é aplicada de
forma a completar a troca de marcha da terceira para a quarta.
Válvula
reguladora
eletrônica
de
pressão
VCEP-4
desernegiza
e
fecha
progressivamente. Pressão de controle faz com que a VCPC mova-se para o lado esquerdo
e VCET para o lado direito. Pressão de fluido é então fornecida pela VCET para o CT.
Enquanto que pressão de fluido que alcança o lado esquerdo da embreagem de travamento
59
do conversor de torque é agora bloqueada pela VCET e esvaziada pela VCP.
Como
resultado a pressão de fluido no interior do conversor de torque empurra a embreagem de
travamento fortemente contra a carcaça do rotor da bomba. Subseqüentemente a
transmissão traciona, ao invés de passar através de fluido do rotor da bomba para o eixo de
saída do rotor da turbina, é agora desviado diretamente pela embreagem de travamento do
rotor da bomba para o eixo de saída do rotor da turbina.
3.10.6. Quinta marcha
O engate da quinta marcha é obtido pela aplicação da embreagem E-C, E-D e freio
F-E. A troca de marcha da quarta para a quinta marcha é realizada da seguinte maneira: as
embreagens E-C e E-D são aplicadas como para a quarta marcha. A VS-2 é desernegizada
como para a quarta marcha. A VS-3 é energizada, isto permite que a pressão do fluido,
através da passagem Y-Y desloque a VTF para o lado direito. Como resultado a pressão de
fluido é liberada (esvaziada) do lado da mola da válvula de tração VT(5-4), além disso
pressão de fluido atuando na extremidade esquerda da válvula permite que se desloque
para o lado direito.
A VS-1 é energizada, isto pressuriza o lado esquerdo da VTM-1 e VTM-3. No
entanto, VTM-1 não pode mover-se devido a existência de pressão de fluido atuando na
extremidade da mola da válvula, enquanto que VTM-3 é livre para mover-se para a
extremidade direita. Pressão de fluido da VE-E passa agora pela VTM-3 e pela VTF para a
VT(4-5)
fazendo
com
que
esta
última
desloca-se
para
a
extremidade
direita.
Conseqüentemente a VT(4-5) impede agora que a pressão de fluido principal passe através
da VE-B e simultaneamente libere a embreagem E-B pelo esvaziamento da pressão de
fluido aplicado sobre ele.
A VCEP-2 desernegiza e fecha parcialmente. Pressão de fluido controlada passa
agora para a extremidade direita da VE-E e retém a válvula VR-E, desta forma causando
que ambas as válvulas desloquem-se para a extremidade esquerda. Pressão de fluido é
agora permitida a aplicar o freio F-E para completar o engate da quinta marcha.
A VCEP-4 desernegiza como para a quarta marcha. Isto causa a embreagem de
travamento do conversor a engatar e com isso sobrepassar o conversor de torque .
3.10.7. Marcha reversa
O engate da marcha reversa é obtido pela aplicação da embreagem E-A e dos
freios E-F e F-G. A troca de neutro para marcha reversa é realizada da seguinte maneira:
com a VSP na posição R, o freio F-G é aplicado como na posição neutro ou
estacionamento.
A VS-1 é energizada de forma a abri-la. Pressão de fluido constante move agora
60
as VTM-1 e VTM-3 em direção a extremidade direita. A VCEP-1 desernegiza como para a
posição neutra. A VCEP-3 desernegiza e fecha. Pressão de fluido de controle é transportada
para a VF-G e retém a VR-G. Ambas as válvulas deslocam-se para o lado esquerdo
permitindo dessa forma que pressão alcance e aplique o freio F-G. A VSP na posição
reversa desvia pressão de fluido da bomba de fluido diretamente para a embreagem E-A e
indiretamente para o freio F-F através da VSP, VMR, VTM-2 e VE-F. Ambas as embreagens
E-A e o freio F-F são então aplicados.
61
4
PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO DA TRANSMISSÃO
AUTOMÁTICA
4.1. Princípio de funcionamento
Este estudo se baseia na transmissão automática de 5 velocidades desenvolvida e
fabricada pela empresa ZF (Figura 33).
Figura 33 – Transmissão Automática ZF de 5 marchas e um reversa (transaxial/ longitudinal). (HEISLER, 2000)
Nesta transmissão o torque é transmitido através de um conversor de torque hidrodinâmico de três elementos que incorpora um disco de atrito do tipo embreagem de
travamento. A força trativa é então direcionada através do redutor planetário duplo do tipo
Ravigneaux que proporciona 5 marchas à frente e uma marcha reversa. A força trativa
passa então para a saída através de um segundo estágio composto por um redutor
planetário simples.
O redutor planetário Ravigneaux possui duas engrenagens solares de entrada,
grande e pequena. A engrenagem solar grande está interligada com três engrenagens
satélites longas, enquanto que a engrenagem solar pequena está interligada com três
engrenagens satélites curtas. Ambos os tipos de engrenagens satélites, longas e curtas,
62
estão apoiadas em uma única porta-planetária. Uma engrenagem anular única interligada
com as engrenagens satélites curtas formam o lado de saída do conjunto.
As relações de marchas individuais são selecionadas aplicando o torque de entrada
tanto a porta-planetária, quanto a uma das engrenagens solares e mantendo-se
estacionários vários outros membros.
4.1.1.
Fluxo de força individual para cada marcha
Para uma melhor compreensão do funcionamento da transmissão e das funções de
seus componentes, encontra-se abaixo uma lista dos principais componentes e as
abreviações utilizadas nesta descrição.
ESU
– Embreagem de sentido único
A, B, C e D
– Embreagens multi-discos
E, F e G
– Freios multi-discos
SG
– Engrenagem solar grande
SP
– Engrenagem solar pequena
ST
– Engrenagem solar do conjunto planetário traseiro
PD
– Porta-planetária do conjunto planetário dianteiro
PT
– Porta-planetária do conjunto planetário traseiro
TL
– Engrenagens satélite longas
TC
– Engrenagens satélite curtas
TT
– Engrenagem satélite do conjunto planetário traseiro
AD
– Engrenagem anular do conjunto planetário dianteiro
AT
– Engrenagem anular do conjunto planetário traseiro
4.1.2.
Primeira marcha
Com a alavanca seletora em D, a embreagem de sentido único (ESU) retém a
porta-planetária dianteira (PD) enquanto a embreagem multi-discos (B) e freio também multidiscos (G) são aplicados. O torque flui do motor para a bomba do conversor de torque e
deste para a turbina através do deslocamento do fluido. O torque é então direcionado para o
eixo de entrada e para a embreagem (B) e desta para a engrenagem solar grande (SG).
Com a porta-planetária dianteira (PD) mantida estacionária pela embreagem de sentido
único (ESU), o torque passa da engrenagem solar grande (SG) para as engrenagens
satélites longas (TL) em sentido anti-horário. As engrenagens satélites longas (TL)
conseqüentemente tracionam as engrenagens satélites curtas (TC) em sentido horário, desta
forma, forçando a engrenagem anular dianteira (AD) a movimentar-se no sentido horário. A
força flui então a partir da engrenagem anular dianteira (AD) através do eixo intermediário
traseiro para a engrenagem anular traseira (AT) do conjunto planetário traseiro também em
63
sentido horário. Com a engrenagem solar traseira (ST) mantida estacionária pelo freio multidisco (G), as engrenagens satélites traseiras (TT) são forçadas a girar em torno da
engrenagem solar traseira (ST) em sentido horário, isto por sua vez compele a portaplanetárias traseira (PT) e o eixo de saída a rotacionarem em sentido horário e a uma
velocidade bastante reduzida.
Se a primeira marcha é selecionada de forma manual (posição 1 da alavanca
PRDN1234), o freio multi-disco (F) é aplicado em conjunto com a embreagem multi-disco (B)
e o freio multi-disco (G). Como resultado, ao invés de a embreagem de sentido único (ESU)
permitir que o veículo mova-se livremente quando a velocidade da transmissão excede a
velocidade do motor (situação de freio motor), o freio multi-disco (F) bloqueia a portaplanetária dianteira (PD) a carcaça. Conseqüentemente existe tração entre o motor e a
transmissão nas situações de aceleração e freio. Isto então permite que freio motor seja
aplicado à transmissão quando esta traciona o motor (Figura 34).
Figura 34 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 1ª marcha (HEISLER, 2000)
4.1.3.
Segunda marcha
Com a alavanca seletora de posição em D, as C e B e o G aplicados, a força motriz
flui do motor, através do conversor de torque, para o eixo de entrada, passando então pela
B e desta para a SG. Com o E aplicado, a SP é mantida estacionária. Conseqüentemente a
SG traciona as TL no sentido anti-horário e a TC no sentido horário, e ao mesmo tempo, as TC
são forçadas a girar em direção horária em torno da SP, que se encontra estacionária.
A força motriz passa então da AD para a AT através do eixo intermediário traseiro.
Com a ST mantida estacionária pela aplicação do G, a rotação horária na AT conduz TT a
girar em torno da ST em sentido horário fazendo com que a PT e o eixo de saída girem a
64
uma velocidade reduzida. Portanto a redução de marcha ocorre em ambos os conjuntos de
redutores planetários (Figura 35).
Figura 35 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 2ª marcha (HEISLER, 2000)
4.1.4.
Terceira marcha
Com a alavanca seletora de posição em D, as B e D e o E aplicados, a força motriz
proveniente do motor flui através do conversor de torque para o eixo de entrada, passando
então pela B e desta para a SG. Com E aplicado, a SP é mantida estacionária. Isto implica
que a SG traciona as engrenagens TL no sentido anti-horário e as TC no sentido horário.
Simultaneamente, as TC são compelidas a girar em sentido horário em torno da SP que é
mantida estacionária. Conseqüentemente, a AD é também forçada a rotacionar em sentido
horário mas a uma velocidade reduzida em relação à velocidade de entrada proveniente da
SG. A força motriz é então transferida da AD para a AT através do eixo traseiro intermediário.
Com a D aplicada a ST e a AT são mantidas unidas, prevenindo então ao conjunto
traseiro de girar independentemente em torno de seus eixos. Portanto, a força motriz passa
diretamente da AT para a PT e desta para o eixo de saída. Conseqüentemente, a redução de
marcha é obtida no conjunto dianteiro, enquanto que o conjunto traseiro proporciona
somente uma relação 1:1 (Figura 36).
65
Figura 36- Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 3ª marcha (HEISLER, 2000)
4.1.5.
Quarta marcha
Com a alavanca seletora de posição em D e as B, C e D aplicadas, a força motriz
proveniente do motor flui através do conversor de torque para o eixo de entrada, passando
então de B para SG e através de C para PD. Conseqüentemente, ambas, a SG e PD giram a
mesma velocidade, prevenindo qualquer movimento relativo entre os redutores planetários
ou seja, as engrenagens estão conectadas. Por isso a velocidade de saída através de AD e
do eixo intermediário traseiro é a mesma que a velocidade do eixo de entrada.
A força motriz é então transferida para o conjunto de redutores planetários traseiros
por AD e do eixo intermediário traseiro para AT. No entanto, com a D aplicada, a AT uni-se
com ST. Com isto a força motriz flui diretamente da AT para PT e deste para o eixo de saída
através dos conjuntos de redutores planetários que se encontram unidos. Desta forma não
há redução de marcha em ambos os conjuntos de redutores planetários e as rotações de
entrada e saída são iguais, se não iguais, bastante próximas (Figura 37).
66
Figura 37 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 4ª marcha (HEISLER, 2000)
4.1.6.
Quinta marcha
Com a alavanca seletora de posição em D, as C e D e o E aplicados, a força motriz
proveniente do motor flui através do conversor de torque para o eixo de entrada, passando
então através da C para a PD. Com o E aplicado, a SP permanece estacionária. Como
resultado, a PD e as TL e T C são tracionadas em sentido horário. Isto compele então as TC a
girarem no sentido horário em torno da SP. Isto força a AD a girar em torno de seu eixo. No
entanto, isto ocorrerá a uma velocidade maior do que a velocidade de entrada na PD.
Observe que as TL e a SG giram, mas ambas estão inativas, ou seja, a força motriz passa da
AD para AT através do eixo traseiro intermediário. Com a D aplicada, a AT e ST, estão unidas
e travadas. Com isso as TT que se encontram comprimidas entre a ST e AT, também se
juntam. Portanto, a força motriz flui diretamente através do conjunto da engrenagem
planetária traseira ao eixo de saída sem mudança de velocidade. Desta forma, uma
elevação na velocidade total obtida, ou seja, obtém-se uma quinta marcha que proporciona
maior velocidade. A elevação da velocidade ocorre somente no primeiro conjunto de
redutores planetários, o segundo conjunto fornece somente uma relação 1:1 (Figura 38).
67
Figura 38 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas – 5ª marcha (HEISLER, 2000)
4.1.7.
Marcha reversa
Com a alavanca seletora de posição em R, os E e F e a A aplicados, a força motriz
proveniente do motor flui através do conversor de torque para o eixo de entrada, passando
então através da A para a SP.
Com o F aplicado, a PD permanece estacionária e a força motriz passa da SP,
girando em sentido horário, para a TC fazendo com que esta gire em sentido anti-horário.
Como resultado a AD será compelida a girar em sentido anti-horário.
A força motriz passa da AD para a AT através do eixo traseiro intermediário. Com a
ST mantida estacionária pela aplicação do G a rotação anti-horária da AT compele a TT a
girar em sentido anti-horário em torno da ST que se encontra estacionária, e desta forma
carregando a PT e o eixo de saída a uma velocidade reduzida. Conseqüentemente a direção
da força motriz é invertida no primeiro conjunto de redutores planetários, e existe uma
redução de marcha em ambos os conjuntos de engrenagens (Figura 39).
68
Figura 39 - Transmissão Automática ZF de 5 marchas –marcha reversa (HEISLER, 2000)
69
5
TROCAS DE MARCHAS NA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA
5.1. Controle hidráulico
No caso da transmissão utilizada como referência para este estudo, as trocas de
marcha são realizadas através do funcionamento característico de um conjunto de
componentes, tais como a embreagem de roda livre (quando trocando da primeira para
segunda marcha e vice- versa), 4 embreagens muti-discos (A, B, C e D) e três freios
também multi-discos (E, F e G).
As embreagens e freios multi-discos são comandados por um controle do tipo
eletro-hidráulico, onde a pressão hidráulica é fornecida por uma bomba acionada pelo motor
do veículo.
Para aplicar uma embreagem ou um freio, o fluido pressurizado da unidade de
controle hidráulico é direcionado a câmara de um pistão de formato anular, fazendo com que
o pistão pressione os discos de fricção da embreagem. Desta forma, a força motriz é
transferida da entrada para saída dos membros da embreagem enquanto estes membros
giram com velocidades distintas.
A troca de uma marcha ocorre aplicando-se e removendo-se diversas embreagens
e freios. Durante uma troca de marcha ascendente (2-3, 3-4, 4-5) ou descendente (5-4, 4-3,
3-2) uma embreagem é engatada enquanto outra é desengatada.
De forma a alcançar um fluxo de força ininterrupto, a embreagem que se encontra
em desengate permanece parcialmente engatada, embora com uma pressão de engate bem
reduzida, enquanto isso, a pressão de acoplamento da embreagem a ser engatada
aumenta.
5.2. Controle da embreagem
As características de rotação, torque e pressão de uma troca de marcha
ascendente são apresentadas na figura 40.
70
Figura 40 – Característica da troca ascendente: a) característica de rotação do motor; b) característica de
pressão das embreagens; c)característica de transmissão de torque (MARTIN; REDINGER; DOURRA, 2000)
Característica de rotação (Figura 40a): Caso o veículo acelerasse de forma
ininterrupta e uma troca de marcha não ocorresse, a rotação do motor aumentaria de forma
contínua. No entanto, durante a fase de transição para uma marcha ascendente, fase de
regulação, existe um pequeno aumento da rotação do motor, acima da curva de rotação
hipotética. Esta pequena elevação da rotação é causada por uma pequena quantidade de
escorregamento entre o fechamento e a abertura das embreagens responsáveis pela troca.
71
Imediatamente após a fase de transferência de torque ocorre uma redução da
rotação do motor e em seguida a rotação aumenta novamente de forma contínua. Este
efeito é causado pela transferência integral da resistência a tração que por sua vez derruba
a rotação do motor, esta é seguida de uma recuperação da potência do motor que permite
elevar novamente a rotação.
Característica de pressão (Figura 40b): Quando uma troca de marcha
ascendente está para iniciar, a pressão da embreagem de engate aumenta rapidamente de
uma pressão residual para a pressão principal do sistema, caindo então rapidamente a um
valor um pouco abaixo da metade da pressão do sistema e permanecendo neste valor até a
fase de transferência de torque.
Na fase de transferência de torque a pressão da embreagem de engate aumenta
rapidamente. No entanto, após esta fase, a pressão aumenta a uma taxa bastante inferior.
Finalmente a pressão da embreagem de engate retorna aos valores da pressão principal do
sistema.
Entre o aumento e a queda da pressão da embreagem de engate, a pressão da
embreagem de desengate cai para algo em torno de 2/3 da pressão principal do sistema,
permanecendo constante.
Próximo ao fim da fase de transferência de carga a pressão colapsa para uma
pressão residual onde permanece durante o período em que a embreagem esta
desengatada.
A figura 40b) mostra a sobreposição de pressões entre a redução da pressão da
embreagem de desengate e o aumento da pressão de embreagem de engate durante o
período de transferência de torque.
Uma conseqüência do excesso na pressão de sobreposição seria o forte engate
dos membros das embreagens e freios e conseqüentemente tensões internas elevadas na
linha de transmissão de potência. Enquanto que uma pressão de sobreposição insuficiente
causaria um aumento da rotação do motor no período de transferência de torque.
Característica de torque (Figura 40c): A figura 40c) mostra como o torque
transmitido pelas embreagens de acoplamento e desacoplamento muda durante uma troca
de marcha ascendente. A figura mostra ainda uma queda e uma recuperação muito
pequena de torque para o desengate da embreagem após a queda inicial de pressão, do
que durante a fase de transferência de torque na qual o torque de saída da embreagem de
desengate cai abruptamente enquanto o torque de saída da embreagem de engate aumenta
rapidamente. O torque de saída resultante, transmitido durante a fase de transferência de
torque, também mostra uma queda e recuperação e um pequeno crescimento acima do
torque máximo anterior, isto ocorre devido pois a transmissão é capaz de fornecer todo o
torque disponível do motor. Finalmente o torque transmitido do motor cai uma pequena
72
quantidade no ponto onde a rotação do motor caiu para o seu valor mínimo, permanecendo
constante a mediada que a rotação do motor aumenta novamente.
Novas estratégias para a troca de marcha estão em desenvolvimento. A ZF
introduziu na sua transmissão 5PH24 um novo método para a troca de marcha, conhecida
como “troca controlada por eventos”. Este tipo de troca é retratado na figura 41.
Figura 41 –Seqüência de troca controlada por eventos da ZF 5PH24 (SCHERER; GIERER, 2000).
Na embreagem de desengate, é definido um limite baixo de escorregamento, de
aproximadamente 100 rotações por minuto (rpm), que é controlado através do sensor de
rotação da turbina. Quando a embreagem de engate começa a aumentar o torque, a
característica da rotação da turbina muda e a unidade de controle começa a desconectar a
embreagem anterior através do controle da rotação em uma faixa pré-definida. Desta forma
é possível eliminar o efeito das tolerâncias dos elementos de troca e assegurar que a troca
ocorra exatamente quando a sincronização é atingida (SCHERER; GIERER, 2000).
73
5.3. Trocas de marcha ascendentes com carga
Como observado anteriormente, em trocas ascendentes a embreagem de engate
promove a variação da rotação da turbina. No instante programado, o controlador irá acionar
a embreagem de desengate. O controlador lê a rotação da turbina continuamente,
realizando correções se a capacidade de torque da embreagem de engate não for
adequada, de forma a alcançar a taxa de desaceleração desejada da rotação da turbina.
Assim como, a embreagem de desengate poder ser engatada novamente de forma a auxiliar
no controle da taxa de desaceleração. A figura 42 mostra a troca de marcha ascendente.
Figura 42 – Troca de marcha 2-3. Tempo em segundos (MARTIN; REDINGER; DOURRA, 2000).
Antes de iniciar a troca, o controlador estabiliza a pressão de alimentação do
sistema em um valor pré-estabelecido, de tal forma que a troca ocorra a uma pressão
conhecida e estabilizada. Posteriormente, ocorre a abertura e fechamentos das embreagens
respectivas conforme a taxa de desaceleração desejada. Observe que o motorista mantém
o acelerador constantemente pressionado em uma determinada posição e que o
escorregamento está sempre presente.
A troca ideal ocorre através da atuação simultânea das embreagens de engate e
desengate, de forma que a abertura da embreagem de desengate ocorra no instante exato
74
no qual a embreagem de engate possui a capacidade de transmissão de torque requerida
para transmitir o toque do motor. Ou seja, no instante que a embreagem de engate começa
a ser aplicada, a embreagem de desengate completa a liberação. Isto é feito permitindo que
a embreagem de desengate retorne por alguns instantes a uma posição anterior, de forma a
garantir que a aplicação de ambos ocorra simultaneamente (MARTIN; REDINGER;
DOURRA, 2000).
5.4. Trocas de marcha descendentes com carga
Durante uma troca de marcha descendente, a embreagem de desengate realiza a
variação da velocidade. O controlador atua sobre a embreagem de desengate de forma a
atingir a taxa de aceleração desejada. No final da troca, o controle pode re-aplicar a
embreagem de desengate com a finalidade de evitar um sobre giro do motor, ao mesmo
tempo em que aplica a embreagem de engate e que esta possua a capacidade de
transmissão de torque necessária para transferir o torque fornecido pela turbina.
A figura 43 ilustra uma troca de marcha descendente (redução de duas marchas
consecutivas) realizada com pedal na posição máxima (Kickdown) e rotação do motor
elevada. O controlador reage ao comando do motorista, que se faz através do acelerador,
aumentado a pressão principal até a pressão desejada para a realização da troca. Quando a
pressão na linha principal atinge a pressão desejada, o escorregamento na embreagem de
desengate da 4ª marcha indica uma troca 4-3. Mas como o motorista continua a pressionar
o pedal do acelerador, o controlador aborta a troca 4-3 em favor de uma troca 4-2,
acoplando novamente a embreagem da 4ª marchar, e liberando a embreagem direta e
aplicando a embreagem relativa à 2ª marcha. As embreagens que são engatadas ou
desengatadas dependem da lógica referente a cada transmissão.
75
Figura 43 – Troca de marcha descendente 4-2. Tempo em segundos (MARTIN; REDINGER; DOURRA, 2000).
Trocas de marcha ascendente e descendente sem carga seguem os mesmos
princípios das trocas com carga e portanto não serão discutidas em detalhe neste estudo.
5.5. Programas de troca de marcha
Diversas outras formas de controle de trocas de marcha surgiram nos últimos
anos. Tais estratégias resultam primordialmente do aprimoramento de componentes, seja
através da aplicação de novos materiais ou da elaboração de novos projetos, assim como
da utilização de estratégias de controle mais refinadas, aplicadas através de um software de
controle alojado em uma unidade micro-processada. Tais estratégias de controle permitem a
utilização de diversas funcionalidades adicionais que visam aumentar o conforto, a
segurança e a eficiência em geral desse tipo de transmissão.
A unidade de controle eletrônico da transmissão (UCE) além de controlar a
seqüência de troca de marchas, permite a implantação de diferentes possibilidades, como
por exemplo para a seleção de marchas.
A seleção convencional de marchas é realizada através de programas de troca de
76
marchas. Estes programas determinam qual a marcha ideal que deve ser utilizada conforme
a posição do pedal do acelerador e a velocidade do veículo.
Estes programas de trocas convencionais podem assumir ainda variações tais
como: modo econômico, modo esportivo, modo inverno ou modo fora-de-estrada, entre
outros. Onde, basicamente, o instante no qual a troca deve ser realizada varia de um
programa para outro. Por exemplo, o modo econômico prioriza trocas de marcha em regiões
de consumo de combustível ótimo e o modo esportivo irá realizar trocas com um nível de
torque mais elevado, buscando maior aceleração.
O fabricante de veículos pode ainda integrar programas de troca de marchas
dinâmicos e trocas manuais, conforme o seu desejo ou necessidade de mercado. A figura
44 ilustra os diversos dados de entrada para avaliação do programa de trocas de marcha a
ser utilizado, assim como algumas funcionalidades que influenciam diretamente na seleção
da marcha.
Sinal de
Partida
Sinal do
Pedal
Seleção de
Programas
Sinais de
Dirigibillidade
Reconhecimento de
Carga
Sinal de
“Kickdown
”
Seleção de Inverno
ou Fora-de-Estrada
Sinal do
Freio
Avaliação do Tipo de
Motorista
Seleção do Programa de Troca
Reconhecimento de
Inclinação
Reconhecimento de
“Fast Off”
Reconhecimento de
Para e Anda
Posição da Alavanca
de Seleção
Reconhecimento de
Curva
Seleção da Marcha
Figura 44 – Programa dinâmico de troca de marchas
Algumas destas funcionalidades apresentadas serão tratadas resumidamente nos
itens abaixo.
Tipo de motorista: Com base em diversos parâmetros de entrada que
indiretamente identificam a forma que o motorista conduz o veículo, esta função ajusta os
pontos de troca de marcha. Exemplo, se o motorista habitualmente trafega com muita carga
no acelerador, as trocas de marchas serão realizadas com uma rotação maior do motor.
Fast off: Se o motorista solta rapidamente o pedal do acelerador uma troca de
marcha ascendente é impedida, de forma a auxiliar o motorista a reduzir a velocidade
através do uso de freio-motor.
77
Reconhecimento de carga e inclinação: Para o reconhecimento de subidas ou
descidas, ou até mesmo se o veículo transporta uma carga adicional, como um reboque,
utiliza-se a função de reconhecimento de carga. O reconhecimento é realizado através do
cálculo da diferença entre a aceleração do veículo, estimada a partir de informações
provenientes da rotação das rodas, e de um cálculo interno que leva em consideração uma
curva estimada das resistências ao rolamento. Por exemplo, uma descida é reconhecida
através do cálculo da carga aplicada sobre o veículo (diferença de acelerações). Se o sinal
de carga for maior que um valor determinado e se o pedal do acelerador é menor que a
condição de não carga uma descida é reconhecida. Como conseqüência, a requisição de
troca de marcha é realizada utilizando parâmetros específicos para esta situação.
Reconhecimento de curvas: Esta função não permite que uma troca de marcha
ascendente ocorra no caso de uma curva acentuada. A intensidade da curva é obtida
através da determinação da aceleração lateral do veículo, que por sua vez é calculada a
partir da comparação da velocidade da roda que se encontra no lado de dentro da curva e
da roda do lado de fora da curva.
Modo inverno ou fora-de-estrada: É em geral utilizada para condições onde
exista neve, gelo ou lama. Esta função é acionada através de um botão localizado junto a
alavanca de seleção. Nesta condição as requisições de troca de marcha utilizam as curvas
características da função inverno, que em geral evitam uma grande quantidade de torque na
roda.
Escorregamento das rodas: Esta função verifica se a roda está girando em falso,
e conseqüentemente proíbe a redução para a 1ª marcha.
Botões de troca: Vários botões podem ser agregados ao painel do veículo de
forma a selecionar a característica de troca de marchas desejada. Por exemplo, botões para
seleção do modo inverno, esportivo e troca de marchas manuais.
Modo de segurança: No caso da detecção de algumas categorias de falhas na
transmissão ou até em outros componentes do veículo, esta função possibilita trocas de
marcha em pontos de rotação do motor e velocidade do veículo diferenciados. Geralmente,
nesta situação, as trocas são realizadas em rotações e velocidades menores e impedem a
seleção de algumas das marchas.
Frenagem de emergência: Esta função proíbe uma troca de marcha descendente
caso ocorra uma frenagem de emergência. O reconhecimento se faz através de informações
enviadas pelo dispositivo de antitravamento das rodas.
Estabilização de marchas: Esta função tem como objetivo reduzir a freqüência
que uma troca de marcha ocorre, através da proibição da ocorrência de uma troca
ascendente ou descendente, forçando um tempo mínimo entre as trocas em função da
posição do pedal do acelerador.
78
Proibição de trocas de marchas ascendentes: Seu objetivo é impedir trocas de
marchas ascendentes se uma aceleração mínima estimada, de acordo com marcha superior
a ser engatada, não for possível de ser atingida.
Controle de Neutro: Esta funcionalidade, de grande importância para a redução do
consumo de combustível e para aumento do conforto, foi introduzida pioneiramente pela
fabricante japonesa de transmissões AISIN em 1995 em suas transmissões 50-40LN, no
veículo Vectra da OPEL. Esta função faz com que a embreagem direta seja aberta quando o
motor do veículo encontra-se em rotação de marcha lenta com o freio de serviço aplicado.
Conseqüentemente, as perdas decorrentes do escorregamento do conversor de torque são
reduzidas, o que reduz a carga sobre o motor. Como resultado, uma menor quantidade de
combustível é utilizada para manter o motor em funcionamento. Testes realizados pela
AISIN demonstraram uma redução de até 20% no consumo de combustível quando o motor
encontra-se em marcha lenta e 5% em testes realizados com média de velocidade de 15
km/h e condições de trafego congestionado (HAYABUCHI, et. al, 2000)
O desenvolvimento contínuo de estratégias de controle para a transmissão
automática já experimenta a utilização de controladores Fuzzy e por Redes Neurais. O
avanço neste tipo de controle permitirá a utilização da transmissão automática sem a
necessidade de calibração extensiva e dispendiosa de todas as funcionalidades, pontos de
troca e etc. Uma vez que o próprio controlador irá “aprender” objetivamente com o motorista
a sua maneira de dirigir e conseqüentemente como a transmissão deverá operar (KONDO;
GOKA, 2000).
79
6
A TRANSMISSÃO DE DUPLA EMBREAGEM
6.1. Introdução
O emprego de transmissões automáticas convencionais dotadas de conversor de
torque é atualmente a solução mais comum na automatização do trem-de-força. As
evoluções obtidas recentemente satisfazem as demandas dos consumidores por conforto,
robustez e custo. Para um conceito diferente de transmissão ser considerado como uma
alternativa, deve proporcionar vantagens em economia de combustível e desempenho, isto
sem apresentar deficiências em outras áreas.
Conseqüentemente, transmissões de dupla embreagem (TDE) são novamente
consideradas como alternativa no campo do desenvolvimento de transmissões. Este tipo de
transmissão é conhecido de longa data, sendo inclusive utilizado em carros de corridas nos
anos 80 (FLEGL, et al., 1987). Mas, somente com os recentes avanços da microeletrônica e
dos dispositivos atuadores tornou-se possível a sua produção em larga escala.
Transmissões de dupla embreagem são baseadas em transmissões mecânicas de
engrenagens convencionais e de acionamento manual, conseqüentemente possuem
elevada eficiência, na ordem de 95 % (BERGER; MEINHARD; BÜNDER, 2002). Tal fato
permite também a utilização das instalações e equipamentos já existentes na fabricação de
transmissões manuais.
A utilização de embreagens duplas permite a troca de marchas sem que haja
interrupção do torque na roda, o que é crucial tratando-se de conforto ao dirigir. Uma
característica adicional é o bom desempenho que proporciona ao veículo, o que explica a
sua utilização em carros de corrida.
De forma a explorar as vantagens do conceito TDE, considerando principalmente o
consumo de combustível e o custo de implantação, três elementos são essenciais:
•
Embreagens secas
•
Atuação eletro-mecânica
•
“Troca de marcha ativa”, que permite trocas para qualquer marcha, de forma
não seqüencial.
Uma transmissão com estas características pode ser observada na figura 45.
80
Figura 45 – Estrutura do TDE (KÜPPER, et al., 2004)
Nesta figura pode-se observar em azul o conjunto formado por uma embreagem
seca, seu respectivo atuador eletro-hidráulico de acionamento e o conjunto de marchas a
qual está relacionada. Neste caso o conjunto de marchas ímpares (1ª, 3ª e 5ª marchas). O
mesmo pode ser descrito para o conjunto em laranja, porém este está relacionado as
marchas pares (2ª, 4ª e reversa). Na parte inferior encontra-se o atuador responsável pela
seleção e engate das marchas, dentro do princípio de “troca de marcha ativa”.
Este capítulo descreve o TDE e detalha algumas estratégias de controle,
especialmente aquelas que requerem uma estreita interação com o controle do motor.
Somente uma configuração e calibração conjunta com o motor podem resultar em
resultados ótimos para o trem de força.
6.2. Transmissões de dupla embreagem
A embreagem dupla seca é a peça central da TDE (Figura 46). Este é o requisito
básico para uma elevada eficiência do conjunto. Mas, ao mesmo tempo, apresenta diversos
desafios que devem ser superados através do projeto cuidadoso e de estratégias de
controle adequadas.
81
Figura 46 – Embreagem dupla para motores de até 320 Nm (KÜPPER, et al., 2004)
Maiores detalhes sobre a construção, os elementos e o princípio de funcionamento
das embreagens podem ser encontrados em Heinsler (2002) e nas figuras expostas no
anexo 1.
Uma vantagem importante das embreagens secas em relação as embreagens
molhadas é o reduzido torque de arraste quando desengatada. Uma embreagem seca é
mais fácil de ser manuseada por atuadores eletromecânicos. O que configura mais uma
vantagem, uma vez que motores elétricos podem ser utilizados no lugar de circuitos
hidráulicos complexos e que requerem uma bomba de óleo.
A “troca de marcha ativa” é a terceira característica essencial do TDE. Uma
transmissão deste tipo é basicamente a combinação de duas transmissões parciais ou
conjuntos de marchas. Para garantir a livre seleção (não seqüencial) de uma marcha em
cada um dos conjuntos, são dispostas duas direções de atuação (engate e seleção) para
cada conjunto individualmente. Para que isto fosse possível seriam necessários 4 atuadores
distintos. O mecanismo de “troca de marcha ativa” permite ao TDE utilizar apenas 2
atuadores elétricos. A idéia básica da “troca de marcha ativa” é ampliar o canal de atuação
nas hastes de marchas, permitindo ao dedo de seleção de marcha ser movido para o meio
do canal sem desengatar a marcha (Figura 47).
82
Figura 47 – Canais amplos permitem a livre seleção de marchas (KÜPPER, et al., 2004)
Na figura 47a a 1ª marcha é engatada. Em seguida, figura 47b, o dedo de seleção
desloca-se pelo canal de atuação até o canal da 2ª marcha. Por fim, a segunda marcha é
engatada. Note que a 1ª marcha permanece engatada e a força trativa passa através dela
até que efetivamente ocorra a troca para a 2ª marcha, ou seja o desacoplamento de uma
embreagem e o acoplamento da outra.
Portanto é possível engatar uma marcha no segundo conjunto de marchas, sem
desengatar a marcha no primeiro conjunto. Claro que o sistema deve ser projetado de forma
a prevenir o engate simultâneo de duas marchas do mesmo conjunto. Isto é obtido pela
segunda característica do mecanismo de “troca de marcha ativa”, chamado de “geometria
de desengate”
83
Figura 48 – Geometria de desengate do mecanismo de “troca de marcha ativa” (KÜPPER, et al., 2004)
O formato básico é apresentado na figura 48. O dedo de seleção, em vermelho, é
responsável pelo engate das marchas(Figura 48a). A geometria em verde realiza o
desengate de marchas dependendo da direção de atuação (Figura 48 b e c), Diferentes
sessões agem de forma a deslocar os eixos de troca para a posição neutra. Por fim, a
superfície circular forma um cilindro de travamento (Figura 48d) conforme é conhecido em
transmissões manuais.
Se uma marcha está engatada, a geometria de desengate atua em todas as outras
passagens do mesmo conjunto de marchas. Isto garante que qualquer outra marcha será
desengatada antes do engate de uma nova marcha.
84
6.3. Consumo de combustível
Uma transmissão de dupla embreagem deve proporcionar o mesmo nível de
conforto de uma transmissão automática convencional equipada com conversor de torque.
Ao mesmo tempo, deve fornecer uma maior eficiência, comparada a de uma transmissão
manual (FISCHER, et al., 2001).
Uma transmissão possui dois fatores preponderantes que influenciam no consumo
de combustível de um veículo: a distribuição das relações de marcha e a sua própria
eficiência.
Uma transmissão deve primordialmente proporcionar uma relação de marchas
adequada. Este efeito é mostrado de forma qualitativa na figura 49
Figura 49 – Ponto de operação do motor e razão de transmissão (KÜPPER, et al., 2004)
De forma a proporcionar o desempenho requerido pelo motorista, uma combinação
de torque e rotação do motor e uma relação de marchas apropriada devem ser
adequadamente selecionados. Isto é, o ponto de operação no mapa de torque do motor
desloca-se sobre a linha de potência constante através da relação de marchas. Uma vez
que o menor consumo específico ocorre a baixas rotações e a torques elevados, uma troca
de marcha ascendente deve ser normalmente requisitada.
A figura 49 mostra como uma seleção de relações de transmissão adequada
proporciona grandes vantagens para motores de larga capacidade volumétrica. Deve-se
também ressaltar que trocas de marcha freqüentes, que são geralmente necessárias para
manter um consumo ótimo de combustível são aceitáveis somente se forem confortáveis e
sem interromper a transmissão do torque motor para as rodas.
Como uma conseqüência direta, a segunda influência, conhecida como perdas da
transmissão, tem relevante importância no consumo de combustível do veículo. A figura 50
demonstra as perdas devido a embreagem e fontes de energia auxiliares para diferente
tipos de transmissões.
85
Figura 50 – Perdas na embreagem e energias auxiliares (KÜPPER, et al., 2004)
As perdas na embreagem representam as fases de escorregamento durante as
arrancadas e trocas de marcha. As perdas do conversor de torque durante a arrancada
estão incluídas na barra de escorregamento do conversor de torque.
Em relação as perdas ocasionadas por torque de arraste nas embreagens
molhadas de transmissões automáticas convencionais, transmissões com embreagens
secas possuem uma clara vantagem. Embreagens molhadas possuem maior superfície de
contato por embreagem, espaços com ar , como também um maior torque de arraste por
abertura do que as embreagens secas. Transmissões automáticas com conjuntos de
redutores planetários possuem a desvantagem adicional, que em alguma situação, as
embreagens abertas possuem diferentes velocidades. Finalmente, as fontes de energia
auxiliares deve ser consideradas. Um atuador elétrico possui demanda de potência de cerca
de 20 W. Sistemas hidráulicos, por sua vez, possuem perdas causadas pela bomba de óleo,
refrigeração do óleo e pelo controle hidráulico.
De uma forma geral o sistema TDE com embreagens secas possui claramente uma
maior eficiência. Além da vantagem sobre transmissões automáticas convencionais, existe
uma significativa vantagem em relação a transmissões de dupla embreagem com
embreagens molhadas. Portanto é esperada uma redução substancial no consumo de
combustível.
Logo, o TDE proporciona as vantagens da automatização de transmissões (com
seleção ótima da relação de marchas), sem as desvantagens de outras transmissões
automáticas, tais como torque de arraste e perda de potência. A figura 51 resume o
potencial de economia da TDE.
86
Figura 51 – Consumo de combustível em diferentes tipos de transmissão (KÜPPER, et al., 2004)
6.4. Interação com o motor
As estratégias de controle da embreagem e da transmissão do sistema TDE devem
lidar com duas características contrastantes. De um lado estes componentes determinam o
torque no trem-de-força por períodos de tempo substanciais, pois para uma embreagem na
fase de escorregamento, o torque no trem-de-força é exatamente igual a capacidade de
transmissão de torque da embreagem. O motor está desacoplado das rodas. Nestas
situações o torque do motor somente influencia na velocidade de escorregamento mas não
no torque transmitido ou na aceleração do veículo. Toda a aceleração, desaceleração e
efeitos acústicos, por exemplo oscilações no trem-de-força, são influenciadas pela
embreagem enquanto há escorregamento.
Por outro lado, as estratégias de controle da embreagem e da transmissão não
possuem a possibilidade de calcular diretamente o torque no trem-de-força sem o auxílio de
custosos sensores adicionais na transmissão. Portanto, a informação de torque, que é vital
para um controle otimizado, deve ser fornecida pelo sistema de gerenciamento do motor.
6.4.1.
Informações do motor
A informação mais importante para o controle da embreagem proveniente do
sistema de gerenciamento do motor é o torque atual do motor. Mesmo que as propriedades
da embreagem seca variem pouco durante sua vida útil, a curva característica de
transmissão de torque muda substancialmente em períodos curtos.
A capacidade de torque de uma embreagem seca é determinada pelo curso do
sistema de acionamento (figura 52), enquanto que para embreagens molhadas a pressão do
fluido hidráulico determina a capacidade de torque atual. O sistema TDE da LuK não mede o
torque diretamente do sistema de acionamento, mas indiretamente, utilizando sensores de
87
efeito hall nos motores elétricos.
Figura 52 – Curva característica da embreagem seca. (KÜPPER, et al., 2004)
A curva característica da embreagem deve ser continuamente adaptada para se
adequar as suas propriedades atuais. Os efeitos mais importantes são (Figura 52):
•
Mudanças no ponto de acoplamento: o ponto de acoplamento depende diretamente
da deformação térmica do volante do motor, do desgaste do disco da embreagem e do
sistema de acionamento. A rotação do motor tem uma influência considerável.
•
Mudança do coeficiente de atrito: Todos os efeitos que influenciam na curvatura da
curva característica da embreagem são agregados pelas estratégias de controle da
embreagem como o “coeficiente de atrito”. Este coeficiente inclui o coeficiente de atrito
físico que pode variar em cerca de 50% dependendo da situação, temperatura, ou
tolerâncias de produção. Fatores adicionais, incluindo diversos efeitos de temperatura,
tal como a mudança do raio de fricção devido a deformação da placa de pressão,
influências da rotação do disco de embreagem, e a máxima capacidade de torque que é
influenciada principalmente por tolerâncias de produção.
•
Forma da curva característica: A convexidade da curva pode ser alterada
substancialmente pela variação de temperatura e desgaste das molas de amortecimento
do disco da embreagem.
Utilizando a informação atual do torque motor e conhecendo o seu valor de inércia, as
estratégias de controle da embreagem calculam o seguinte balanço de torque:
.
J motor ω = Tmotor − Tembreagem
Durante a fase de escorregamento da embreagem, esta equação pode ser utilizada
para calcular a capacidade de transmissão de torque. Utilizando esta informação e
algoritmos adequados a curva característica da embreagem é adaptada continuamente.
Naturalmente, a fase de escorregamento ocorre durante arrancadas trocas de marcha.
A chamada adaptação do ponto de acoplamento trata-se de outro algoritmo para
88
ajustar a curva característica da embreagem. Com o motor em marcha lenta a embreagem é
fechada de forma a transmitir um torque pré determinado, pequeno mas de forma precisa. A
comparação entre este torque e o torque do motor permite a adaptação do ponto de
acoplamento. Claramente, o torque atual calculado pelo motor não é completamente exato
(especialmente devido aos erros no cálculo de torques de arraste). No entanto, para o
controle da embreagem, exatidão absoluta é menos importante que reprodutibilidade. Pois a
estratégia de controle da embreagem sempre calcula o torque da embreagem relativo ao
torque do motor, o qual é a única fonte de informação absoluta de torque.
A filosofia de básica de controle da embreagem é utilizar o tanto quanto possível
controle em malha aberta e o menos possível controle em malha fechada. Esta estratégia é
bem conhecida da teoria de controle e é especialmente útil neste caso. Como já
mencionado, o torque transmitido pela embreagem na fase de escorregamento é
proporcional a aceleração do veículo e é sentida imediatamente pelo motorista. Ao mesmo
tempo, o torque da embreagem regula também a rotação do motor ou o escorregamento da
embreagem. Um controle em malha aberta devidamente ajustado assegura que o torque da
embreagem necessita ser ser apenas levemente modulado por uma fração em malha
fechada, cuja operação pode, caso contrário, ser sentida por um motorista atencioso. As
estratégias de malha aberta somente podem ser bem sucedidas se o sinal de torque
proveniente do motor for acurado o suficiente e reprodutível.
Outra informação com relação ao estado da adaptação deve ser trocada entre os
sistemas de controle da embreagem e do motor. Por exemplo, deve-se assegurar que a
adaptação do ponto de acoplamento do TDE e a adaptação da marcha lenta do motor não
interfiram uma na outra de forma negativa.
6.5. Trocas de marchas
6.5.1.
Intervenção do motor
Assim como as transmissões automáticas mais recentes, o TDE requer intervenção
do motor para realizar trocas de marchas ótimas e confortáveis. A figura 53 apresenta uma
troca de marcha ascendente típica. A troca de marcha pode ser dividida em três fases
distintas: fase de escorregamento, fase de manuseio de torque e fase de ajuste da rotação.
89
Figura 53 – TDE troca de marcha ascendente com carga (KÜPPER, et al., 2004)
1. Fase de escorregamento
Primeiramente o torque da embreagem que irá desacoplar é reduzido para valores
abaixo do torque do motor, com isto, é criado um pequeno escorregamento entre o disco
de fricção e o volante do motor, de tal forma que o desengate inicie-se de forma suave.
2. Fase de manuseio de torque
O torque é transferido da embreagem em processo de desengate para a embreagem em
processo de engate. Esta transferência é controlada essencialmente em malha aberta.
Nesta fase duas condições limítrofes devem ser observadas. Por um lado a rotação do
motor não deve aumentar muito, e por outro lado a soma do torque transmitido por
ambas as embreagens deve variar a menor quantidade possível. Se for necessária uma
variação maior, esta deve ser feita de forma lenta e contínua, para isto o programa de
controle do TDE deve requisitar uma intervenção do motor. Se forem reconhecidas
condições para um aumento da rotação motor, esta é impedida também através de uma
intervenção no torque do motor. No caso de uma queda na rotação do motor, pode haver
o risco de uma embreagem acoplar bruscamente e causar uma descontinuidade no
torque transmitido ao trem-de-força. Este acoplamento indesejado é impedido tanto por
um aumento do torque do motor requisitado pelo controle da embreagem, ou, se o motor
encontra-se no torque máximo, por uma abertura lenta da embreagem que se encontra
em fase de desacoplamento. Esta abertura gradual da embreagem é perceptível ao
motorista devido a mudança no torque total disponível no trem-de-força.
90
3. Ajuste da rotação
Nesta fase, a rotação do motor é levada a um patamar de rotação pré-estabelecido
(rotação objetivo). Para isto diversas estratégias estão disponíveis, como aquelas que
manuseiam o torque do motor ou o torque da embreagem. A figura 53 apresenta uma
intervenção no torque do motor, onde se requisita uma redução do torque a fim de levar
a rotação do motor a rotação ao valor de rotação objetivo (da transmissão 2) sem que
seja necessária uma alteração no torque da embreagem e conseqüentemente no torque
disponível para o trem-de-força. Isto requer uma grande precisão da redução do torque
do motor que pode ser auxiliada por uma modulação adequada da embreagem. A
coordenação da variação do torque entre a embreagem e o motor influencia
significantemente a qualidade da troca, no seu aspecto mais importante, a impressão
subjetiva do motorista.
Estas três fases podem ser identificadas em todas as trocas de marcha. Em trocas
descendentes com carga e trocas ascendentes sem carga a fase de ajuste da rotação
ocorre antes da fase de manuseio de torque. Especialmente em trocas descendentes com
carga, um aumento do torque do motor pode auxiliar em que a rotação do motor ajuste-se a
rotação desejada mais rapidamente.
Durante os períodos onde o controlador do TDE utiliza-se de estratégias de
intervenção de torque juntamente ao motor, provou-se extremamente benéfico desligar-se
algumas funcionalidades do sistema de gerenciamento do motor. Um exemplo típico é o
desligamento da estratégia de amortecimento de oscilações do motor, o qual poderia
impedir ou retardar a obediência a intervenção de torque requisitado pelo TDE.
Fica clara a importância de uma comunicação efetiva entre o gerenciamento do
motor e o controle da embreagem ou da transmissão. A importância devida deve ser dada
não só as funcionalidades (intervenção de torque, intervenção de rotação e etc.) mas
também na definição da interface entre estes componentes. Obviamente aspectos de
segurança devem ser considerados.
6.6. Torque requisitado pelo motorista
Um sinal significativo para o controle do TDE é o denominado torque requisitado
pelo motorista. Este é o torque que o motor pode disponibilizar em um determinado ponto de
operação, correspondente a posição do pedal do acelerador que é fornecido pelo motorista.
Este não é o máximo torque teórico, mas o valor que pode ser efetivamente atingido pelo
motor. Este valor líquido é calculado considerando-se as perdas por atrito e de potência
requisitada por dispositivos auxiliares, assim como outras influências, tais como a
temperatura ou a pressão do ar de admissão do motor. Seu valor é determinado utilizando o
91
valor atual da posição do pedal do acelerador e não considera as mudanças causadas por
qualquer intervenção sobre torque do motor, como por exemplo, aquelas demandadas pelo
controle de torque e rotação exercidos pela transmissão.
Durante a troca de marcha, o torque requisitado pelo motorista, após os ajustes aos
efeitos dinâmicos, torna-se o valor de torque de referência que a dupla embreagem deve
transmitir durante. A importância do torque requisitado pelo motorista pode ser melhor
explicada considerando uma troca de marcha onde o motorista muda a posição do pedal
durante a mesma. Esta troca é ilustrada na figura 54.
Durante a troca de marcha ascendente com carga o motorista alivia o pedal do
acelerador de forma significativa. A soma dos torques das embreagens deve ser manipulada
de tal forma que a velocidade de escorregamento seja constante até o final da fase de
manipulação do torque. Durante a fase de ajuste da rotação do motor, o torque requisitado
tem um papel muito importante. Quando se encerra o escorregamento da segunda
embreagem, o torque do motor deve encontrar-se o mais próximo possível do torque da
embreagem. A razão para isto é que na transição entre a embreagem em escorregamento
para a embreagem completamente aderida o torque no trem-de-força muda do torque
possível de se transmitir pela embreagem para o torque requisitado pelo motorista.
Figura 54 – Torque requisitado pelo motorista (KÜPPER, et al., 2004)
Fica então claro que um bom conhecimento do toque na embreagem através dos
valores de adaptação e do torque requisitado pelo motorista são de fundamental importância
para o funcionamento adequado do TDE. Qualquer erro residual pode ser compensado por
uma estratégia em malha fechada. Mais uma vez, a porção do controle em malha aberta é
maximizada para otimizar o conforto ao dirigir.
92
6.7. Proteção da embreagem através da interação com o motor.
Embreagens secas, assim como embreagens molhadas e também conversores de
toque hidro-dinâmicos não são indefinidamente resistentes a abusos, como por exemplo
stall. Nesta situação uma grande quantidade de energia é fornecida pelo motor por um longo
período de tempo, sem que seja transmitida para as rodas. Conseqüentemente, após um
certo tempo, uma redução do torque deve ser introduzida a fim de limitar a energia dissipada
na embreagem. Existem ainda muito outros casos onde pode-se e deve-se coibir a má
utilização do sistema, visando a segurança dos ocupantes do veículo e a integridade dos
componentes do sistema.
6.8. Arrancada
Por um longo tempo tem sido prática comum ajustar conjuntamente as
características do conversor de torque e do comportamento do motor. Isto é igualmente
necessário para o TDE.
Para aplicações com TDE o requisito mínimo é certamente uma calibração
específica do mapa do pedal do acelerador.
A estreita relação entre o controle do TDE e o sistema de gerenciamento do motor
é melhor ilustrado considerando-se uma mapa de pedal estático, conforme a figura 55. De
forma simplificada, considera-se que durante a arrancada, um valor constante de pedal
corresponda a uma rotação do motor constante. Considerando um mapa de pedal linear, um
valor constante de 20% da posição do pedal do acelerador irá selecionar uma linha de
potência constante no mapa do motor, por exemplo, “A”. Se uma rotação de arrancada
constante de 2.000rpm é requerida, a embreagem deve transmitir cerca de 25Nm.
Considerando um mapa de pedal progressivo, a linha de potência constante “B” seria
utilizada. O motorista teria que arrancar com mais que o dobro do torque a mesma rotação
do motor. Com isto, o veículo não pode ser manobrado. Para obter o mesmo torque de
arrancada, como no primeiro caso, a velocidade do motor deveria ser elevada acima dos
4.000rpm. Isto não é aceitável por razões acústicas e de desgaste. Fica evidente que estes
efeitos são independentes da estratégia específica de arrancada. De forma a prevenir que a
rotação do motor eleve-se demasiadamente, a embreagem deve sempre transmitir o mesmo
torque que o motor fornece.
93
Figura 55 – Influencia do mapa de pedal na arrancada (KÜPPER, et al., 2004)
Uma calibração separada do sistema de gerenciamento do motor e do TDE não é
efetiva. Uma vantagem adicional do TDE é que o controle da embreagem, assim como o
sistema de gerenciamento do motor, é amplamente passível de calibração, ao contrário de
sistemas convencionais com conversores de torque que possuem características rígidas.
A calibração conjunta dos sistemas do motor e do TDE é necessária para alcançar
resultados ótimos. Se a colaboração entre ambos é limitada, ambos os sistemas de controle
podem atuar um contra o outro, resultando em oscilações durante a arrancada.
Um mapa de pedal estático é certamente somente um aspecto do sistema de
gerenciamento do motor. Outros exemplos são curvas de arrancada determinadas,
estratégias de amortecimento de oscilações, e para motores diesel, mapas de limites de
emissões de gases poluentes. Além disso, a cooperação entre o controle da embreagem e
do motor otimiza situações críticas como por exemplo, arrancadas em regiões de baixo
torque.
6.9. Manobra de estacionamento
Assim como conversores de toque, embreagens secas tem a capacidade de
proporcionar a movimentação do veículo sem que o pedal do acelerador seja pressionado.
Esta manobra é conhecida como manobra de estacionamento ou Creeping. A diferença
principal é que a embreagem somente transmite torque se o freio é liberado. Tipicamente o
94
torque transmitido é de cerca de 15Nm. A partir do memento que o motorista deseja utilizar
esta funcionalidade, uma demanda elevada se faz sobre o controle de marcha lenta do
motor. O motor deve fornecer rapidamente o torque necessário para mover o veículo e ao
mesmo tempo manter a marcha lenta estável. A desempenho da funcionalidade por ser
substancialmente melhorada se o controle do motor fornece um torque de reserva, que pode
ser rapidamente entregue quando requisitado pela embreagem. Este ou outros mecanismos
podem ser utilizados pelo controle da embreagem com a finalidade de informar ao controle
do motor sobre a intenção de transmitir torque naquele instante.
Durante a manobra de estacionamento, o torque da embreagem pode variar para
proporcionar um controle da rotação. Os controles da embreagem e do motor devem ser
ajustados juntamente de forma a evitar qualquer tipo de oscilação no trem-de-força que
possa ser identificado pelo motorista.
Finalmente, deve ser ressaltado que, além dos sinais discutidos, existem dezenas
de outros sinais e informações trocadas entre o TDE e o controle do motor. Estes incluem,
entre outros, rotação do motor, marcha selecionada, o torque transmitido pela embreagem e
etc. O manuseio de códigos de falha é outra área onde o entendimento mutuo das
estratégias é extremamente necessário
No mercado atual, onde a participação de veículos dotados de transmissões
automáticas aumenta rapidamente, acredita-se que o TDE obterá uma participação
substancial do mesmo. No entanto, somente logrará êxito se suas estratégias de controle e
sua calibração forem realizadas em estreita cooperação com o sistema de gerenciamento
do motor.
95
7
ESTUDO COMPARATIVO DAS TRANSMISSÕES NAS
TROCAS DE MARCHAS
Este capítulo apresenta um estudo comparativo dos dois tipos de automatização de
transmissões tratados neste trabalho. Primeiramente serão apresentadas as características
da transmissão automática e do veículo utilizado para este estudo, assim como um
demonstrativo da característica de troca de marchas. Em seguida, o mesmo será feito para
a transmissão de dupla embreagem. Por fim serão definidos os métodos e critérios de
comparação e apresentados os resultados.
7.1. Transmissão automática
7.1.1.
Características da transmissão automática
A transmissão automática utilizada neste estudo é a AT 50-4-Speed de controle
eletrônico para veículos de tração dianteira da fabricante Aisin AW. Trata-se de uma
transmissão de 4 velocidades a frente e que possui, entre outras características, as
funcionalidades de controle de neutro, embreagem de travamento e overdrive conforme
apresentado na figura 56.
Figura 56 – Esquemático da Transmissão Aisin AW 50-4-Speed (OZAKI et al., 2000)
Esta transmissão possui três eixos, o principal que se encontra interligado com o
motor, o intermediário e o eixo de saída para o diferencial. O conjunto de redutores
planetários, embreagens e freios, ambos multi-discos, estão localizados junto ao eixo
principal. As relações de marcha são obtidas através de um conjunto Ravigneaux na entrada
e um conjunto simples na saída, portanto produzindo 4 marchas a frente e uma reversa. A
tabela 5 apresenta as relações de marcha e a disposição de cada embreagem e freio no
engate de cada marcha.
96
Solenóide
S1
S2
SL
Embreagem
C
Freio
ESU
Relação de
C1
C2
C3
B1
B2
F0
F1
Marchas
û
û
ü
û
û
û
û
Diferencial
0
ü
P
û
û
û
2,86
R
ü
û
û
û
û
ü
ü
û
ü
û
û
N
ü
û
û
û
û
û
ü
û
û
û
û
1
ü
û
û
û
ü
û
ü
û
û
ü
ü
3,67
2
ü
ü
û
û
ü
û
ü
ü
û
ü
û
2,10
3
û
ü
±
ü
ü
û
ü
û
û
ü
û
1,39
4
û
û
±
ü
ü
û
û
ü
û
û
û
1
1
ü
û
û
û
ü
û
ü
û
û
ü
ü
2
ü
ü
û
û
ü
û
ü
ü
û
ü
û
3
û
ü
û
ü
ü
û
ü
û
û
ü
û
1
ü
û
û
û
ü
û
ü
û
ü
ü
ü
2
ü
ü
û
û
ü
û
ü
ü
û
ü
û
D
2
1
Legenda
ü
Ativo
Engatado
Travado
û
Inativo
Desengatado
Livre
±
Ativo: se ESU ativo
4,02
Inativo: se ESU
inativo
Tabela 5 – Aplicação das válvulas solenóides, embreagens e freios e relações de marcha (OZAKI et. al, 1995).
7.1.2.
Características do veículo de teste
O veículo utilizado para os testes na transmissão automática foi um Astra sedan da
General Motors do Brasil (GMB), com as seguintes características:
•
Massa do veículo no teste, considerando equipamentos e motorista: 1.580 kg
•
Pneus (largura, altura e raio da roda): 205 mm, 55% e 16 polegadas
•
Motor 1: 2.4 litros, 16 válvulas com torque máximo de 200Nm a 3.000rpm e potência
máxima de 104kW a 5.000rpm.
•
Coeficiente de arraste aerodinâmico 1 : 0,32.
•
Área frontal projetada 1: 2,4 m2.
Os testes foram realizados em uma pista reta e plana localizada no Campo de
Provas da Cruz Alta em Indaiatuba, São Paulo, pertencente a GMB, com temperatura
ambiente de 21oC, pressão barométrica de 95 kPa e 47% de umidade relativa do ar.
1
Dados obtidos diretamente com o departamento de engenharia da GMB
97
7.1.3.
Característica de troca de marcha
A figura 57 apresenta uma típica seqüência de trocas de marchas da transmissão
automática. Para uma melhor compreensão, a legenda abaixo apresenta o significado dos
sinais de interesse2 representados no gráfico.
Legenda:
EngTrq: torque do motor [Nm]
EngTrqDrvReq: torque requerido pelo motorista [Nm]
AccPedal: posição do pedal do acelerador [%]
Engine Speed: número de revoluções do motor [rpm]
Turbine Speed: número de revoluções da turbina [rpm]
VehicleSpeed: velocidade do veículo [km/h]
VehicleAcceleration: aceleração do veículo [g]
GearActual: marcha engatada
BrakePedal acionamento do pedal de freio
GearShiftActiv indica o período de mudança de marchas
2
Os sinais apresentados aqui foram obtidos através de leituras da rede CAN (Controller Area Network) do
veículo. CAN é o protocolo de comunicação o qual permite a troca de informações entre os diversos módulos
eletrônicos do veículo. (BOSCH, 1999)
98
EngTrq
EngTrqDrvReq
AccPedal
Nm
200
%
100
150
80
100
60
2
50
40
0
20
-50
0
EngineSpeed
TurbineSpeed
WheelSpeed
10^3 /min
5
10^3 /min
1.5
4
4
1.2
1
3
0.9
5
2
0.6
1
0.3
0
0.0
VehicleSpeed
VehicleAcceleration
km/h
200
m/s^2
2.5
160
2.0
3
120
1.5
80
1.0
40
0.5
0
0.0
GearActual
BrakePedal
GearShiftActiv
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
0
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
32
s
28/07/05 19:36:46
AT_Shift--8
Figura 57 – Seqüência de troca de marchas da transmissão automática
Antes de se iniciar qualquer comparação entre dois sistemas distintos é importante
compreender cada um individualmente. Para tanto a figura acima esclarece diversos
aspectos do funcionamento desta transmissão automática.
As trocas foram realizadas em seqüência, ou seja, de 1ª até 4ª marcha e com pedal
do acelerador constante, neste caso em 60% do curso total. Os balões na figura acima
identificam as seguintes características:
1. Arrancada: Na arrancada o conversor de torque possui a maior razão de multiplicação
de torque, porém possui a menor eficiência, resultado direto da diferença entre a rotação
de saída (rotação da turbina) e a rotação de entrada (rotação do motor).
2. Redução do torque do motor: Durante a troca de marcha pode-se observar uma queda
acentuada do torque do motor. Esta redução temporária e proposital do torque tem por
finalidade acelerar o processo de aproximação entre a rotação do motor e a rotação de
99
saída da transmissão, fazendo com que o conversor de torque volte a operar com
eficiência mais elevada. Um segundo propósito é permitir uma transição mais suave
entre as diferentes relações de marchas.
3. Perturbação ocasionada na troca: Ainda no processo de troca de marcha, é possível
notar no sinal de aceleração3 uma descontinuidade acentuada. Estas variações abruptas
da aceleração podem ser traduzidas em desconforto na troca de marcha. Este
parâmetro é amplamente utilizado pelos calibradores quando da calibração do conforto
das trocas de marcha.
4. Escorregamento relativo entre a rotação da turbina e a rotação do motor: Conforme
descrito em capítulos anteriores, este escorregamento quando presente é um dos
fatores responsáveis pela perda de eficiência da transmissão.
5. Bloqueio da embreagem de travamento: O escorregamento referido anteriormente
cessa quando a embreagem de travamento é acionada. Desta forma, turbina e motor
giram a mesma velocidade resultando assim em um ganho de eficiência.
Embora o valor da aceleração longitudinal seja uma referência quando se trata de
conforto em trocas, a perturbação causada é transmitida diretamente para a força trativa e
conseqüentemente para a rotação das rodas. Esta perturbação é medida como uma
descontinuidade instantânea do gradiente de rotação da roda.
A figura 58 retrata a troca de marcha de segunda para terceira marcha (2à3),
ilustrando melhor os itens descritos acima.
3
A aceleração aqui apresentada foi obtida de duas formas distintas, através de um acelerômetro instalado
próximo ao centro de gravidade do veículo e através de cálculo a partir da informação de rotação das roda. O
procedimento de cálculo será apresentado posteriormente, quando da apresentação dos métodos.
100
EngTrq
EngTrqDrvReq
AccPedal
Nm
200
%
100
150
80
100
60
Redução do
torque do motor
50
40
0
20
-50
0
EngineSpeed
TurbineSpeed
WheelSpeed
10^3 /min
5
10^3 /min
1.5
Mudança de
relação de marcha
4
1.2
3
0.9
2
0.6
1
0.3
0
0.0
VehicleSpeed
VehicleAcceleration
km/h
200
160
m/s^2
2.5
Queda de aceleração
= desconforto
Patamar de aceleração
antes da troca (1 m/s2)
2.0
Patamar de aceleração
após da troca (0,5 m/s 2)
120
1.5
80
1.0
40
0.5
0
0.0
GearActual
BrakePedal
GearShiftActiv
5
5
4
4
3
3
2
2
1
1
0
0
13.2
13.4
13.6
13.8
14.0
14.2
14.4
s
28/07/05 19:36:46
AT_Shift--8
Figura 58 – Detalhe da troca de marcha 2 à 3
7.2. Transmissão de dupla embreagem
7.2.1.
Características da transmissão de dupla embreagem
A transmissão utilizada neste estudo é derivada de uma transmissão manual
existente no mercado, modificada de forma a conter 3 eixos distintos, um de saída e dois de
entrada, sendo um para as marchas ímpares e outro para as marchas pares. Para cada
conjunto de marchas existe uma relação de diferencial. A transmissão possui 6 marchas à
frente e uma marcha reversa, com as seguintes relações de transmissão, já considerando a
relação do diferencial.4
Marcha
1
2
3
4
5
6
7
Relações
13,311
7,793
5,651
4,615
3,828
3,126
11,944
Tabela 6 – Relações de marcha da transmissão de dupla embreagem
4
Por se tratar de veículo e transmissões em desenvolvimento, informações mais detalhadas sobre a transmissão e
o veículo de teste não puderam ser fornecidas, devido ao termo de confidencialidade.
101
7.2.2.
Características do veículo de teste
O veículo utilizado para os testes na TDE possui as seguintes características5:
•
Massa do veículo no teste, considerando equipamentos e motorista: 1420 kg
•
Pneus (largura, altura e raio da roda): 205 mm, 50% e 16 polegadas
•
Motor: 2.0 litros, 16 válvulas com torque máximo de 183Nm a 4.500rpm e potência
máxima de 98kW a 4.500rpm. 5
•
Coeficiente de arraste aerodinâmico 5 : 0,32
•
Área frontal projetada 5: 2,4m2.
Os testes foram realizados em uma pista reta e plana localizada na cidade de Bühl
na Alemanha, pertencente a empresa LuK, a uma temperatura ambiente de 27oC, pressão
barométrica de 102,1 kPa e 45% de umidade relativa do ar.
7.2.3.
Característica de troca de marcha
A figura 59 apresenta uma típica seqüência de trocas de marchas da transmissão
de dupla embreagem. Para uma melhor compreensão, a legenda abaixo apresenta o
significado dos sinais de interesse representados no gráfico.
Legenda:
EngTrq: Torque do motor disponível no eixo de entrada da transmissão
EngTrqDrvReq: Torque requisitado pelo motorista
ClTrq1: Torque da 1ª embreagem (responsável pelas marchas ímpares)
ClTrq2: Torque da 2ª embreagem 2 (responsável pelas marchas pares)
AccPedal: Posição do pedal do acelerador
EngSpeed: Rotação do motor
InShaftSpeed1: Rotação do 1º eixo de saída da transmissão (marchas ímpares)
InShaftSpeed2: Rotação do 2º eixo de saída da transmissão (marchas pares)
VehicleAcceleration: Aceleração do veículo no eixo longitudinal
VehicleSpeed: Velocidade do veículo
GearActual: Marcha ativa
GearTrans1: Marcha engatada na 1ª. transmissão
GearTrans2: Marcha engatada na 2ª transmissão
TargetGear: Marcha desejada.
BrakePedal: Acionamento do pedal de freio
KickDown: Acionamento da função de Kickdown
5
Dados fornecidos pelo fabricante
102
EngTrq
EngTrqDrvReq
Nm
150
ClTrq1
ClTrq2
AccPedal
%
100
3
100
75
50
50
0
25
-50
0
EngSpeed
InpShaftSpeed1
InpShaftSpeed2
10^3 rpm
4
2
3
1
2
1
0
VehicleAcceleration
VehicleSpeed
mg
400
km/h
120
4
300
90
200
60
100
30
0
0
GearActual
GearTransl
GearTrans2
TargetGear
BrakePedal
KickDown
8
6
4
5
2
0
4
6
8
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
32
sec
03/08/05 16:06:52 Rambox: F6S74CYX
Figura 59 – Seqüência de troca de marchas da TDE
As trocas foram realizadas em seqüência da 1ª até a 6ª marcha e com pedal do
acelerador constante, neste caso em 30% do curso total. Os balões na figura acima
identificam as seguintes características:
1. Arrancada: O comportamento da arrancada é controlado pela embreagem da marcha
engatada, na maioria dos casos a primeira marcha. Esta é a fase onde ocorre a maior
diferença entre a rotação de entrada (rotação do motor) e de saída da transmissão e
também a mais prolongada. Ou seja, existe um escorregamento relativo entre o disco de
103
fricção da embreagem6 e o volante do motor. Este escorregamento é traduzido em
energia dissipada pela embreagem. Um efeito direto causado pela dissipação de energia
na embreagem é o seu aquecimento instantâneo o que provoca mudanças na
capacidade de transmissão de torque da embreagem, até que a uma determinada
temperatura, dependente do material de atrito utilizado, a embreagem deixa de transmitir
torque. Outro efeito do escorregamento é o desgaste do próprio disco de fricção. Neste
sentido, o disco de fricção da embreagem da primeira marcha no TDE sofre maior
desgaste que o disco de fricção da embreagem das marchas pares.
2. Comportamento da rotação na troca de macha: Na troca ascendente de marcha, a
mudança da relação de transmissão faz com que a rotação do eixo de entrada da
transmissão e conseqüentemente a rotação do motor diminuam até a atingirem a
rotação indicada pelo outro eixo de entrada.
3. Comportamento do motor e das embreagens nas trocas de machas: A figura 60
apresenta com maior detalhe o comportamento do motor e das embreagens na troca da
1ª para a 2ª marcha. Durante a fase de troca a 1ª embreagem, referente a 1ª marcha,
abre progressivamente, enquanto a 2ª embreagem fecha, de forma que o torque líquido
transmitido seja constante. Em seguida ocorre a intervenção no torque do motor. Esta
intervenção visa impedir um aumento indesejado da rotação do motor e acelerar a
sincronização entre a rotação do motor e a rotação do eixo de entrada correspondente a
nova marcha.
4. Perturbação ocasionada na troca: Ainda no processo de troca de marcha, é possível
notar no sinal de aceleração uma descontinuidade acentuada. Estas variações abruptas
da aceleração são traduzidas em desconforto na troca de marcha. Este parâmetro é
amplamente utilizado pelos calibradores quando da calibração do conforto das trocas de
marcha.
5. Lógica de engate das marchas: A marcha que se encontra em uso pelo veículo pode
ser observada através do sinal GearActual. Mas, o processo de troca de marcha iniciase quando a próxima marcha a ser engatada é identificada, o que é representado pela
variação do sinal TargetGear. Logo após a troca de marcha ocorrer efetivamente é
interessante notar que uma nova marcha é engatada no conjunto pertencente a
embreagem que se encontra aberta.
6
Maiores detalhes sobre a construção da embreagem seca podem ser encontrados no Anexo 1
104
EngTrq
EngTrqDrvReq
ClTrq1
ClTrq2
AccPedal
Nm
150
%
100
Desacoplamento
da embreagem 1
100
75
50
50
Intervenção no
torque do motor
0
25
Acoplamento da
embreagem 2
-50
0
EngSpeed
InpShaftSpeed1
InpShaftSpeed2
10^3 rpm
4
Variação da
rotação do motor
e eixo de entrada
Rotação do eixo
de entrada 1ª
marcha
3
2
Rotação do eixo
de entrada - 2ª
marcha
1
Rotação do eixo
de entrada - 3ª
marcha
0
VehicleAcceleration
VehicleSpeed
mg
400
km/h
120
300
90
200
60
Perturbação na
troca de marcha
100
30
0
0
GearActual
GearTransl
GearTrans2
TargetGear
BrakePedal
KickDown
8
6
Requisição de
troca de marcha
4
Engate da
próxima marcha
no conjunto 1
Mudança para a
próxima marcha
2
0
7.4
7.6
7.8
8.0
8.2
8.4
8.6
8.8
sec
03/08/05 16:06:52 Rambox: F6S74CYX
Figura 60 – Detalhe da troca de marcha 1 à 2
105
7.3. Métodos de análise
O propósito é determinar um método objetivo de análise da troca de marcha que
possa ser utilizada para comparar os diferentes veículos e sistemas de transmissões. Para
tal criou-se o índice denominado “Razão de Forças”, que é a razão entre a força trativa ideal
do veículo e a força trativa real, ou seja que efetivamente é utilizada para deslocar o veículo.
Esta razão também expressa o rendimento da transmissão, embora, devido as incertezas de
cálculo e as simplificações realizadas, este valor não pode ser correlacionado diretamente
com o rendimento efetivo da transmissão.
Razão de Forças =
Força trativa real
f ( rotação da roda)
=
Força trativa ideal f (Torque do motor )
(1)
A força trativa ideal é calculada a partir da informação do torque do motor
disponível na entrada da transmissão, isto é, o torque gerado pelo motor descontando-se as
perdas por fricções internas, por bombeamento (água e óleo) e o torque consumido pelos
agregados, tais como o dispositivo de ar condicionado, o alternador, a bomba de direção
hidráulica, entre outros.7
O torque disponível na entrada da transmissão é transferido até a roda e convertido
então em força trativa de acordo com a seguinte equação:
 Τmotor .Rtc .in .idif
Fideal = 
rdin


.η trans

(2)
onde,
Fideal:
força trativa ideal [N];
Tmotor:
torque do motor disponível na entrada da transmissão [Nm];
Rtc:
razão de multiplicação do torque pelo conversor de torque (utilizado no caso da
transmissão automática);
in:
relação de transmissão da enésima marcha;
idif:
relação de transmissão do conjunto final (diferencial);
rdin:
raio dinâmico da roda
ηtrans:
rendimento da transmissão;
A transferência de torque ou potência (torque x rotação angular) pode ser
visualizada através da figura 61.
7
A informação de torque do motor utilizada neste estudo é fornecida pelo módulo de controle do motor. Como o
este valor é calculado por um modelo que se origina de condições ideais levantadas em dinamômetro em
ambiente controlado, e que é posteriormente compensado conforme as condições reais de utilização, parte-se do
pressuposto que exista um erro na informação do motor. Este erro será desconsiderado na análise que se pretende
realizar neste trabalho.
106
Figura 61 – Transferência da potência fornecida pelo motor para as rodas (GILLESPIE, 1992)
A razão de multiplicação do conversor de torque (Rtc) pode ser obtida a partir da
curva de razão de torque por razão de velocidade apresentada na figura 62.
Razão de torque
2,5
Razão de torque
2
1,5
1
0,5
0
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1
Razão de velocidade
Figura 62 – Razão de torque do conversor de torque (Heisler, 2002)
O raio dinâmico da roda pode ser obtido pela seguinte equação (GILLESPIE, 1992):
rdin

 25,4. A   L.H
 0,97
+
 2   100

=
1000

 

(3)
onde, “A” é o raio da roda em polegadas8, “L” é a largura do pneu em milímetros e
8
É usual no mercado fornecer a medida do raio da roda em polegadas, a da largura da banda de rodagem em
milímetros e a altura da face lateral do pneu em um valor porcentual da largura do mesmo.
107
H a altura da face lateral do pneu em porcentagem da largura do mesmo.
A chamada força trativa real, é na verdade, a força trativa estimada a partir do valor
de aceleração longitudinal derivado da rotação das rodas, considerando-se ainda as massas
de inércia dos elementos rotativos, a massa do veículo e as forças resistivas de rolamento e
aerodinâmica. Logo,
Freal = (mveículo + minercia ).aveículo + Ra + Rx
(4)
A aceleração longitudinal do veículo é determinada derivando-se a velocidade
longitudinal do mesmo, esta por sua vez é obtida a partir do valor de rotação das rodas,
através de:
π

vveh =  .rdin nroda
 30

(5)
onde,
nroda =
nroda _ dianteira _ direita + n_ roda _ dianteira _ esquerda
(6)
2
Por sua vez a aceleração é derivada da velocidade do veículo, onde:
ax =
dv
dt
(7)
As inércias rotativas são geralmente condensadas com a massa do veículo de
forma a simplificar os cálculos. Segundo Gillespie (1992), pode-se definir uma massa
equivalente dos elementos rotativos, “Mr”. A combinação da massa equivalente e da massa
do veículo, “M”, define uma “massa efetiva” e a razão (M + Mr)/m é denominado fator de
massa. O fator de massa dependerá da marcha engatada conforme:
m fator = 1 + 0,04 + 0,0025.(in .idif )
(8)
A resistência ao rolamento é obtida a partir da seguinte expressão:
Rx = f .mveículo .g
(9)
onde m é a massa do veículo em kg, g é a aceleração da gravidade, no caso
considerado seu valor é de 9,81 m/s2, e f é o coeficiente de resistência ao rolamento.
O coeficiente f é um fator adimensional que expressa os diversos efeitos das
propriedades físicas do pneu e do solo (GILLESPIE, 1992). No caso em estudo, onde os
testes veiculares foram realizados em asfalto liso, é possível utilizar um valor médio
constante para o coeficiente f sem contudo comprometer a exatidão dos resultados.
Segundo Bosch (1999), este valor pode ser de 0,013.
A resistência aerodinâmica, pode ser obtida através da seguinte equação:
1
2
Ra = .ρ .c x . A.(v − v0 )
2
(10)
108
onde ρ é a densidade do ar expressa em kg/m3, cx é o coeficiente de arraste
aerodinâmico, A é o valor da área frontal do veículo projetada em m2, v é a velocidade do
veículo e v0 é a velocidade do vento, ambos em m/s.
A densidade do ar é determinada a partir dos valores de pressão atmosférica e
temperatura do ar, de acordo com a seguinte expressão:
 Pr   288.16
ρ = 1,225.
.
 101.325   273.16 + Tr



(11)
onde, Pr é o valor da pressão atmosférica em kPa e Tr a temperatura do ar em
graus Celsius (GILLESPIE, 1992). Para altitudes de até 200m pode-se assumir o valor de
1,202 kg/m3, sem contudo comprometer a exatidão dos resultados (BOSCH, 1999).
O coeficiente de arraste aerodinâmico, cx, é determinado experimentalmente em
testes em túneis de vento ou em testes de desaceleração livre (coast down). Este
coeficiente expressa quantas vezes a força resistiva é maior que a pressão dinâmica
atuando sobre a área de uma superfície (GILLESPIE, 1992).
Todas estas equações foram manipuladas em um programa de computador que
fosse capaz de tratar os dados e apresentar as soluções de forma gráfica9.
7.4. Considerações e simplificações
De forma a facilitar a obtenção de resultados que tenham significado adequado,
algumas considerações e simplificações foram elaboradas, conforme descrito abaixo.
Para reduzir os possíveis erros do modelo os seguintes cuidados foram tomados:
•
Os testes foram realizados com os veículos em condições semelhantes de pressão
atmosférica (altitude), temperatura ambiente e umidade do ar.
•
Os veículos possuem pneus de composição semelhante e os testes foram realizados
sobre o mesmo tipo de pavimento, asfalto liso.
No caso da determinação da força trativa ideal, as seguintes considerações foram
utilizadas:
•
O rendimento da transmissão é ideal, ou seja, η = 1. Com isto pretende-se obter a
máxima força trativa possível para um determinado torque do motor disponível na
transmissão. Desta forma, desconsidera-se qualquer perda na transmissão e nos demais
componentes na transferência da potência fornecida pelo motor até que esta esteja
disponível na roda.
•
9
Durante as trocas de marcha, a relação de transmissão varia linearmente da relação da
Para realização dos cálculos foi utilizado o software Matlab® versão 7 e para realização das aquisições utilizouse o programa CanWin® da Adam Opel AG e do equipamento Rambox, fabricado pela AFT. Todos sobre licença
de utilização. Os códigos fonte estão disponíveis no Anexo 2.
109
marcha anterior para a relação da marcha posterior a troca. Mais uma vez o objetivo é
obter uma troca mais próxima da ideal, para que desta forma se possa comparar com
uma troca real.
•
Assume-se que o conversor de torque da transmissão automática em estudo possui a
mesma razão de multiplicação de torque e eficiência conforme apresentado na figura 62.
No caso da força trativa real, as seguintes considerações foram realizadas:
•
Conforme apresentado na equação (4), os valores das inércias rotativas foram
substituídos por um valor de massa equivalente que varia de acordo com o valor da
relação da marcha em uso pelo veículo, conforme mostrado na equação (8).
•
Durante as trocas de marcha o valor da massa equivalente sofre a influência da variação
da relação de marcha. A variação da relação durante a troca foi feita de forma linear.
•
O valor do coeficiente de resistência ao rolamento utilizado é de 0,013. (BOSCH, 1999)
•
Para os estudos realizados, considerou-se a velocidade do vento nula.
7.5. Avaliação dos resultados
7.5.1.
Razão de forças
Para a determinação da razão de forças foram realizadas trocas de marchas
seqüenciais ascendentes de 1ª a 4ª marcha no caso da transmissão automática e de 1ª a 6ª
marcha no caso da transmissão de embreagem dupla em diversas faixas de torque do
motor.
A figura 63 apresenta o comportamento da razão de forças para a TDE na faixa de
torque de 100Nm (situação da figura 65). As mudanças de marcha são representas pelas
variações acentuadas da razão de forças. Em um primeiro instante pode-se observar o
efeito causado pela arrancada, como sendo uma variação abrupta da razão de forças. O
vale no sinal representa a porção do torque do motor que é consumido durante a fase de
maior escorregamento da embreagem no TDE ou do conversor de torque na TA. Este
torque precisa ainda vencer as inércias rotativas e a inércia do veículo de forma a colocá-lo
em movimento. Uma vez vencida esta inércia, o motor sofre uma pequena desaceleração,
ou seja, a massa de inércia do motor agora auxilia na aceleração do veículo. Portanto as
rodas experimentam uma força trativa superior aquela fornecida somente pelo motor. Esta
fase é caracterizada pelo pico no sinal da razão de forças. Este efeito pode ser expresso
pela equação seguinte que considera somente o torque do motor transferido para
embreagem.
.
Τmotor − J motor .ω motor = Τembreagem
(12)
110
Onde, Tembreagem e T motor são os torques disponíveis na embreagem e no motor
.
respectivamente, J é a inércia do motor e ω expressa a aceleração angular do motor.
.
Quando ω é positivo, a inércia do motor consume parte do torque produzido pelo mesmo.
.
Mas quando ω é negativo, o torque gerado pelo produto da inércia do motor pela sua
aceleração angular auxilia a acelerar o veículo. A arrancada é um fenômeno complexo pois
envolve diversas manobras do gerenciamento do motor em um curto espaço de tempo,
como um aumento da vazão de ar, enriquecimento da mistura ar-combustível e avanço do
ponto de ignição. Em geral os modelos utilizados pelo software de gerenciamento do motor
não conseguem exprimir com exatidão os valores de torque neste instante. Portanto, o
cálculo da razão de forças nesta fase deve transportar um erro maior, embora os resultados
obtidos neste estudo apresentem uma relação razoável entre o a força verificada na roda e
a força derivada do motor, em geral com diferenças inferiores a 20%.
Esta mesma relação, embora com amplitude menor o que permite um maior grau
de confiança nos resultados, pode ser igualmente observada durante as trocas de marcha.
O grau de variação da razão na troca pode ser interpretado como uma medida de conforto.
Mais do que os valores absolutos, os valores relativos e as amplitudes de variação
da razão de forças representam uma tendência e podem ser utilizados diretamente na
avaliação do conforto.
1.6
10
Arrancada
1.4
Troca 1 à 2
8
Troca 2 à 3
1.2
Troca 3 à 4
Marcha
Fator
6
1
4
0.8
Troca 4 à 5
2
Troca 5 à 6
0.6
0.4
5
10
15
20
25
30
0
Tempo [s]
Figura 63 – Fator de forças para TDE na faixa de torque do motor de 100 à 120Nm
111
Outro fator que deve ser levado em consideração na avaliação do conforto em troca
é o tempo decorrido durante a troca de marcha. Conforme pode ser observado na figura 65,
as trocas de marcha na TA são mais rápidas do que na TDE. Enquanto as trocas efetivas,
ou seja o período no qual há variação da rotação do motor entre uma marcha e outra, na TA
encontra-se tipicamente em torno de 0,2 à 0,3s as trocas de marcha na TDE levam
tipicamente de 0,5 à 1,5s (Figura 64)
Tempos de troca
Transmissão automática
Tempos de troca
Transmissão e dupla embreagem
0,5
3
2,5
0,4
2
Tempo[s]
Tempo [s]
0,3
1,5
0,2
1
0,1
0,5
0
0
0%
20%
40%
60%
80%
100%
120%
15%
20%
30%
40%
50%
Pedal [%]
1•2
2•3
70%
80%
90%
100%
Pedal[%]
3•4
1•2
a) AT – Tempos típicos de troca
2•3
3•4
4•5
5•6
b) TDE – Tempos típicos de troca
Figura 64 – Tempos típicos de troca para AT e TDE
A figura 65 mostra o valor da razão de forças obtida para a transmissão automática
e a transmissão de dupla embreagem na faixa de torque de 100 à 120 Nm
1.6
10
1.6
1.4
10
1.4
8
8
1.2
1.2
Marcha
1
Fator
6
Marcha
Fator
6
1
4
0.8
4
0.8
2
0.6
0.4
2
0.6
335
340
345
350
Tempo [s]
355
360
0
0.4
5
10
15
20
Tempo [s]
25
30
0
112
200
150
[Nm]
[Nm]
100
100
TrqEng
TrqEngReq
AccPedal
0
335
340
345
350
355
0
360
3000
TrqEng
TrqEngReq
TrqClAct1
TrqClAct2
AccPedal
50
5
10
15
20
25
30
4000
[rpm]
n-Eng
n-Turbine
n-Wheel
1000
0
335
100
340
345
350
355
2000
0
360
0.4
0.2
25
340
345
350
355
0
360
5
10
15
20
25
30
150
0.6
100
0.4
50
0.2
0
5
10
15
20
25
30
0
10000
F-roda-real
F-roda-ideal
5000
[N]
[N]
0
335
10000
[km/h]
50
[g]
[km/h]
75
N-Eng
N-Inp-1
N-Inp-2
N-Wheel
[g]
[rpm]
2000
0
335
340
345
350
355
0
360
a) AT - Trocas na faixa de 100 à 120Nm
F-roda-real
F-roda-ideal
5000
5
10
15
20
25
30
b) TDE – Trocas na faixa de 100 à 120Nm
Figura 65 – Razão de forças para trocas de marcha entre 100 à 120Nm
As figuras acima demonstram que os dois tipos de transmissão possuem o
comportamento da razão de forças semelhantes. O valor médio para a transmissão manual
(0,92) é superior ao da transmissão automática (0,85), como esperado. Já as variações
apresentadas durante as trocas se assemelham. Por exemplo, a troca 2à3 na TA apresenta
um vale de -0,12 de variação e um pico de + 0,29 em torno do valor médio, ou seja 0,33 de
variação. Comportamento semelhante pode ser observado na troca 2à 3 da TED, onde o
vale corresponde - 0,15 de variação e o pico de + 0.15, ou seja 0,3 de variação total.
Por observação, pode-se afirmar por exemplo, que a troca 1à2 da TA é mais
confortável do que a mesma troca na TDE.
Troca
Razão de
Razão de
Conforto
forças TA
forças TDE
1à2
0,30
0,53
TA
2à3
0,41
0,42
TA = TDE
3à4
0,34
0,27
TDE
4à5
--
0,53
Desconfortável
Tabela 7 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças
Na faixa de torque de 150 à 200Nm, as trocas realizadas na TA apresentam
variações de maior amplitude comparado às trocas realizadas no TDE, embora de duração
mais curta.
113
1.6
10
1.6
10
1.4
1.4
8
8
1.2
1.2
6
Marcha
1
Fator
Marcha
Fator
6
1
4
4
0.8
0.8
2
2
0.6
0.6
0.4
185
190
195
200
205
210
0
0.4
10
15
20
Tempo [s]
Tempo [s]
25
0
30
200
300
TrqEng
TrqEngReq
AccPedal
100
0
[Nm]
185
190
195
200
205
0
210
10
15
20
25
30
185
190
195
200
205
[rpm]
N-Eng
N-Inp-1
N-Inp-2
N-Wheel
2000
0
210
10
15
20
25
30
0.6
150
0.6
100
0.4
100
0.4
50
0.2
[g]
150
0
185
190
195
200
205
210
[km/h]
[rpm]
n-Eng
n-Turbine
n-Wheel
2000
[km/h]
TrqEng
TrqEngReq
TrqClAct1
TrqClAct2
AccPedal
4000
4000
0
100
[g]
[Nm]
200
50
0
0
0.2
10
15
20
25
30
10000
15000
F-roda-real
F-roda-ideal
[N]
F-roda-real
F-roda-ideal
[N]
10000
5000
5000
0
0
185
190
195
200
205
210
a) AT - Trocas na faixa de 150 à 200Nm
10
15
20
25
b) TDE - Trocas na faixa de 150 à 200Nm
Figura 66 – Razão de forças para trocas de marcha entre 100 à 120Nm
Troca
Razão de
Razão de
forças TA
forças TDE
1à2
0,33
0,20
TDE
2à3
0,30
0,40
TA
3à4
0,42
0,32
TDE
0,56
Desconfortável
4à5
30
Conforto
Tabela 8 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças
0
114
1.6
1.6
10
10
1.4
1.4
8
8
1.2
1.2
1
6
Marcha
0.8
Fator
Marcha
Fator
6
1
4
4
0.6
0.8
0.4
2
2
0.6
0.2
0
240
245
250
255
260
265
Tempo [s]
270
275
0.4
0
280
10
15
20
Tempo [s]
25
0
30
200
TrqEng
TrqEngReq
AccPedal
100
245
250
255
260
265
270
275
0
280
[rpm]
[rpm]
15
20
25
30
250
255
260
265
270
275
0
280
255
260
265
270
275
25
30
0.6
100
0.4
0
280
20
0.4
[g]
250
15
150
0.2
245
10
0.6
100
50
N-Eng
N-Inp-1
N-Inp-2
N-Wheel
2000
[km/h]
245
150
[km/h]
10
4000
5000
0
240
15000
TrqEng
TrqEngReq
TrqClAct1
TrqClAct2
AccPedal
6000
n-Eng
n-Turbine
n-Wheel
0
240
200
100
[g]
0
240
10000
[Nm]
[Nm]
200
50
0
0.2
10
15
20
25
30
0
10000
F-roda-real
F-roda-ideal
F-roda-real
F-roda-ideal
[N]
[N]
10000
5000
5000
0
240
245
250
255
260
265
270
275
280
0
a) AT - Trocas a plena carga
10
15
20
25
30
b) TDE - Trocas a plena carga
Figura 67 – Razão de forças para trocas de marcha a plena carga
Troca
Razão de
Razão de
Conforto
forças TA
forças TDE
1à2
0,88
0,28
TDE
2à3
0,77
0,32
TDE
3à4
0,77
0,29
TDE
4à5
--
0,24
TDE
Tabela 9 – Avaliação do conforto em troca segundo o valor relativo da razão de forças
Neste caso, onde os veículo foram submetidos a plena carga, ou seja, pedal do
acelerador a 100% ou kickdown, a comparação torna-se difícil pois a transmissão
automática apresenta um tranco forte para frente caracterizado pelo pico na razão de forças
presente na figura 67a. Porém, nesta situação particular é aceitável que este impacto exista,
embora seja desconfortável.
115
Embora a razão de forças possa ser teoricamente apontada como o rendimento da
transmissão, deve-se salientar que as incertezas associadas aos sinais de medição,
juntamente com as considerações e simplificações feitas no cálculo não permitem afirmar
que estes valores correspondam de forma exata ao rendimento. Mas, além de possuir
valores próximos aos valores adotados por experiência, este fator exprime a tendência do
rendimento das transmissões nas diversas regiões de utilização (Figura 68). Além de
expressar o conforto em trocas de marcha.
Razão de forças
1
0,95
Razão
0,9
0,85
0,8
0,75
0
20
40
60
80
100
Pedal[%]
TDE
TA
Figura 68 – Valores de razão de forças para diversos pedais
Uma forma de corroborar o resultado indicado pela razão de forças, seria comparar
os valores apontados com a análise subjetiva do motorista. Esta análise deveria se
conduzida, de preferência, em veículos idênticos, com tão somente sistemas de transmissão
distintos.
É importante ressaltar que a transmissão automática utilizada neste estudo
encontra-se disponível no mercado, portanto com sua calibração de conforto em troca de
marcha finalizada. Enquanto que a transmissão de dupla embreagem é um protótipo em
fase de desenvolvimento. Portanto, existe ainda um potencial de melhoria não explorado
para a transmissão de dupla embreagem.
116
8
CONCLUSÃO
O desenvolvimento de aplicações voltadas a transmissões de veículos automotores
encontra-se em plena fase de expansão. Esta fase teve início na década de 80, motivada
principalmente pelos avanços alcançados na área da microeletrônica, que proporcionou a
implantação de módulos eletrônicos de gerenciamento da transmissão e do motor, dotados
de estratégias de controle avançadas, aplicadas principalmente através de dispositivos
atuadores elétricos e eletro-hidráulicos, e monitoradas por sensores. Neste período surgiram
as primeiras transmissões automáticas de 4 velocidades com gerenciamento eletrônico e as
primeiras tentativas de automatização de transmissões mecânicas manuais, como o BMW
Alpina de transmissão semi-automática, ou seja com acionamento da embreagem
automatizado mas com a seleção de marchas manuais, seguido pelo Mercedes Classe-A
com um dispositivo semelhante. Já na década seguinte uma evolução grande em termos de
material e processo de fabricação, aliado a possibilidade de controle mais exato, possibilitou
a construção de transmissões continuamente variáveis para veículos de até 300 Nm
utilizando correntes metálicas. E em paralelo as transmissões automáticas recebiam mais
marchas, passando a 5 ou 6, enquanto a seleção e troca de marchas das transmissões
manuais também eram automatizadas. A automatização das transmissões mecânicas
manuais apresenta a desvantagem de, no processo de troca de marchas interromper a
transferência da tração na rodas devido a necessidade da abertura e fechamento da
embreagem. A próxima etapa natural seria desenvolver um sistema em que esta
descontinuidade fosse eliminada e as vantagens da transmissão mecânica manual fosse
aproveitadas por completo. Este sistema é a transmissão de dupla embreagem. Esta
transmissão possui então as características de troca de marcha comparáveis a de uma
transmissão automática convencional e exatamente este fato motivou o estudo realizado
neste trabalho.
Este trabalho procurou estabelecer um paralelo entre os dois sistemas de
transmissão. Primeiramente caracterizando detalhadamente cada sistema individualmente e
posteriormente comparando as respostas quanto ao funcionamento em áreas específicas de
transmissão de torque.
Vale ressaltar que o tipo de transmissão de dupla embreagem empregado neste
estudo é formado por embreagens secas, acionamento elétrico da seleção e engate das
marchas e comando eletro-hidraulico da embreagem. Existem ainda variantes com
embreagens molhadas, seleção e engate de marchas, assim como acionamento da
embreagem por comando hidráulico, como o DSG (Direkt Schaltgetribe) aplicação da
Volkswagen disponível no mercado.
Para realização desta comparação sugeriu-se a elaboração de um índice que
117
expressasse as características do comportamento dinâmico do veículo e que pudesse ser
comparado entre os tipos de transmissão. Este índice, intitulado de razão de forças,
estabelece um critério de avaliação baseado na razão entre a força trativa máxima, ou ideal
e força trativa real. A força trativa ideal é a força que deveria ser disponível para impulsionar
o veículo, caso não houvesse perdas na transmissão do torque do motor até as rodas. E a
força trativa real é a força efetivamente existente na roda que impulsiona o veículo. Esta
última pode ser obtida através da rotação das rodas ou pela leitura de um acelerômetro
instalado próximo ao centro de gravidade do veículo e que registre a aceleração longitudinal
experimentada pelo veículo.
Diversos ensaios foram realizados no intuito de comparar trocas de marchas
ascendentes em faixas de torque semelhantes para ambos os tipos de transmissão. Os
resultados obtidos apontam para trocas confortáveis e de comportamento dinâmico
semelhante. No entanto, por a transmissão de dupla embreagem utilizada tratar-se de um
protótipo no início da fase de calibração, existe um potencial de melhoria significativo.
Um aprimoramento das observações realizadas seria o comparativo de veículos
idênticos, com exceção do tipo de transmissão. Um segundo estágio seria comparar outros
tipos de trocas, como trocas descendentes com carga.
Por fim, o mercado de transmissões automatizadas apresenta um quadro evolutivo
quanto a sua participação no mercado. Por exemplo, os mercados Japoneses e Europeus,
dois dos principais mercados do mundo em volume de vendas e geração de tecnologia,
estão progressivamente aderindo as transmissões automatizadas, o que pode ser
comprovado pelos lançamentos recentes, onde praticamente todas os novos modelos
apresentam alguma forma de automatização da transmissão. Esta tendência encontra
explicações na forte concorrência existente entre as diversas montadoras, onde o tipo de
transmissão torna-se um diferencial de vendas, nas imposições legais de emissões de
gases, onde as transmissões automatizadas exercem papel importante na redução das
emissões através da seleção adequada dos pontos de troca, visando principalmente a
redução do consumo de combustível. Por estas razões acredita-se que a transmissão de
embreagem dupla encontra margem no mercado para seu aproveitamento, tornando-se
assim um concorrente das transmissões automáticas convencionais por possuir qualidades
semelhantes e vantagens quanto aos aspectos econômicos e legais.
118
9
REFERÊNCIAS
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121
10
ANEXOS
10.1. Anexo 1: Embreagens secas: componentes, construções e
diagramas
Esquema de funcionamento e componentes
Figura 69 – Embreagem seca: esquema de funcionamento e componentes
122
Disco de embreagem
Figura 70 – Disco de embreagem
123
10.2. Anexo 2: Código fonte MATLAB
Programa para avaliação da transmissão automática.
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%
%Programa para construçao da razao de forças.
%
%Descriçao: Realiza a leitura dos dados da rambox e calcula %
%as forcas de traçao ideais e reais
%
%
%
%Autor: Cesar Henrique Ferreira Amendola
%
%Data: 06/08/2005
%
%
%
%
%
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%
clear all;
clc;
close all;
%%% Reading Rambox Files %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
Signal = str2mat('Time','n_Mot_o','n_wTCM',
'n_turb','Gear_Tcm','Me_o','MMDrvReq','trqred','Pedal','DKI','a_fzg', 'Bremslic','Klima');
directory = 'C:\MATLAB6p1\work\EngAuto\LZM_Files\AT\';
files = 'AT_SH008.LZM';
readrabo(strcat(directory,files), Signal);
%%% Vehicle Values
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
r_dyn = 0.31; %[m]
M_veh = 1580; %1500 + 80 [kg]
i = [3.67; 2.1; 1.39; 1.0; 0; 4.02]; %relaçao de marchas 1-5 e R
i_diff = 2.86; %relaçao do diferencial
N_tc = 1.0; %rendimento do conversor de torque
%%% Acelerometer values %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
g = 9.81;%[m/s^2]
acc_offset = 0.044; %[g]
acc_factor = 0.6725; %valor ajustado 1g = 1.531%
%%% Signal cut and transformation %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
t_inicio = 480.52; %[s]
t_fim =
513.75;% [s]
a = max(find(Time < t_inicio)) + 1;
b = min(find(Time > t_fim)) - 1;
Time = Time(a:b);
FILT_ESPEED = n_Mot_o(a:b);
n_wheel = n_wTCM(a:b);
TURBINE_SPEED_TCM = n_turb(a:b);
Me_o = Me_o(a:b);
EngTrqReq = MMDrvReq(a:b);
TRQRED_TCM = trqred(a:b);
AccPedal = Pedal(a:b);
T_Angle = DKI(a:b);
124
veh_acc_s = a_fzg(a:b);
gear = Gear_Tcm(a:b);
Brake = Bremslic(a:b);
AC = Klima(a:b);
%%% tratamento de sinais %%%%%%%%%%%%%%%
%%% ajuste das marchas %%%%%%%%%%%%%%%
for j=1:length(Time)
switch gear(j)
case (3)
gear(j)=0;
case (5)
gear(j)=1;
case(6)
gear(j)=2;
case(7)
gear(j)=3;
case(8)
gear(j)=4;
case(255)
gear(j)=0;
end
end
for j=1:length(Time)
if gear(j)~= 0
gear_valid = j;
break;
end
end
%%%% interpolacao das marchas durante as trocas %%%%%%
k = gear_valid;
count = 1;
B_Tempo_Inicial = 0;
M_Relacoes = [];
for j= gear_valid:length(Time)
if gear(j) ~= 0
k = j;
if (B_Tempo_Inicial == 1)
M_Relacoes(count,2) = Time(j);
M_Relacoes(count,4) = i(gear(k));
B_Tempo_Inicial = 0;
count = count + 1;
end
else
if (TRQRED_TCM(j) ~= 410) & (B_Tempo_Inicial == 0) %max trqred
M_Relacoes(count,1) = Time(j);
M_Relacoes(count,3) = i(gear(k));
B_Tempo_Inicial = 1;
end
end
end
[n_line, n_column] = size(M_Relacoes);
for w = 1:n_line
125
reta_coeff(w) = ((M_Relacoes(w,4)-M_Relacoes(w,3))/(M_Relacoes(w,2)-M_Relacoes(w,1)));
reta_ind(w)= (M_Relacoes(w,3)-(reta_coeff(w)*M_Relacoes(w,1)));
t_troca(w) = M_Relacoes(w,2)-M_Relacoes(w,1); %duraçao das trocas de marcha
end
%%% tratamento dos sinais das rodas %%%%
n_wheel_filt = butterworth(n_wheel);
%%% calculo da velocidade e aceleraçao %%%%%
v_veh = n_wheel_filt * (2*pi*r_dyn / 60); %[m/s]
v_veh_kmh = v_veh * 3.6;
%[km/h]
a_veh = derive_n(Time, v_veh, 5);
%[m/s^2]
%%% determinaçao da aceleracao real em m/s^2 %%%%
veh_acc_real = (veh_acc_s - acc_offset)*acc_factor*g; %[m/s^2]
veh_acc_real_g = (veh_acc_s - acc_offset)*acc_factor; %[g]
%%% calculo da resistencia ao rolamento
g = 9.81; %[m/s^2]
f = 0.013;
Rx = M_veh*g*f; %[N]
%calculo da resistencia aerodinamica
%rho = 1.2; %[kg/m^3]
Pr = 95; %[kPa]
Tr = 21;%[oC]
rho = 1.225 * (Pr / 101.325) * (288.16 / (273.16 + Tr));
A = 2.4; %[m^2]
cx = 0.32;
v_wind = 0; %[m/s]
for j=1:length(Time)
Ra(j) = 0.5*rho*cx*A*((v_veh(j)-v_wind)^2); %[N]
end
%Determinaçao da força real na roda
k = gear_valid;
conta_troca = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j= gear_valid:length(Time)
if gear(j) ~= 0
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*(i(gear(j))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_real(j) = (M_veh + M_r) * veh_acc_real(j)+ Rx + Ra(j);
else
if (TRQRED_TCM(j) == 410)
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*(i(gear(k))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_real(j) = (M_veh + M_r) * veh_acc_real(j)+ Rx + Ra(j);
else %troca de marcha mesmo!
if (B_TrocaMarcha == 0)
conta_troca = conta_troca + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
126
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*((reta_coeff(conta_troca)*Time(j)+reta_ind(conta_troca))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_real(j) = (M_veh + M_r) * veh_acc_real(j)+ Rx + Ra(j);
end
end
end
%%% Determinaçao da força calculada na roda %%%
k = gear_valid;
conta_troca = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j= gear_valid:length(Time)
if gear(j) ~= 0
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*(i(gear(j))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_calc(j) = (M_veh + M_r) * a_veh(j)+ Rx + Ra(j);
else
if (TRQRED_TCM(j) == 410)
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*(i(gear(k))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_calc(j) = (M_veh + M_r) * a_veh(j)+ Rx + Ra(j);
else %troca de marcha mesmo!
if (B_TrocaMarcha == 0)
conta_troca = conta_troca + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*((reta_coeff(conta_troca)*Time(j)+reta_ind(conta_troca))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_roda_calc(j) = (M_veh + M_r) * a_veh(j)+ Rx + Ra(j);
end
end
end
%%%% Determinação da força ideal na roda %%%%
k = gear_valid;
conta_troca = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j=gear_valid:length(Time)
SpeedRatio(j) = TURBINE_SPEED_TCM(j)/FILT_ESPEED(j);
if (SpeedRatio(j) > 0.9)
TC_Razao(j) = 1;
else
TC_Razao(j) = (-(1.1/0.9)*SpeedRatio(j))+2.1;
end
if gear(j) ~= 0
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
F_roda_ideal(j) = (Me_o(j)*TC_Razao(j)*i(gear(j))*i_diff)*N_tc/r_dyn; %Nm
else %inicio da troca de marcha. Porem ainda nao trocou, entao calcula a forca com a ultima marcha engatada
if (TRQRED_TCM(j) == 410)
t_lastengtrq = j; %instante do ultimo valor do torque do motor antes da troca
F_roda_ideal(j) = (Me_o(j)*TC_Razao(j)*i(gear(k))*i_diff)*N_tc/r_dyn; %Nm
else %troca de marcha mesmo!
if (B_TrocaMarcha == 0)
conta_troca = conta_troca + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
127
F_roda_ideal(j) =
(Me_o(t_lastengtrq)*TC_Razao(j)*(reta_coeff(conta_troca)*Time(j)+reta_ind(conta_troca))*i_diff)*N_tc/r_dyn
;
end
end
end
%%% Razao de Forca %%%
F_roda_real_filt = butterworth(F_roda_real);
for j=1:length(Time)
if (F_roda_ideal(j) == 0)
Force_Ratio(j)=0;
else
Force_Ratio(j) = F_roda_real_filt(j)/F_roda_ideal(j);
end
end
%%% Media do razao de forca %%%
c_forcemedio = 0;
for j=1:length(Time)
if (gear(j) < 2)
c_forcemedio = c_forcemedio + 1;
else
V_Force_Ratio(j-c_forcemedio) = Force_Ratio(j);
end
end
V_Force_Ratio_Medio = mean(V_Force_Ratio);
V_Force_Ratio_Std = std(V_Force_Ratio);
% %%% Result plotting
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
% figure;
% subplot(4,1,1);
% title('Astra Automatico');
%
% plot(Time, Me_o, Time, EngTrqReq, Time, AccPedal);
% grid on;
% ylabel('[Nm]');
% legend('TrqEng','TrqEngReq', 'AccPedal',1);
% axis([t_inicio t_fim 00 200]);
%
% subplot(4,1,2);
% plot(Time, FILT_ESPEED, Time, TURBINE_SPEED_TCM, Time, n_wheel);
% grid on;
% ylabel('[rpm]');
% legend('n-Eng', 'n-Turbine','n-Wheel',1);
% axis([t_inicio t_fim 0 5000]);
%
% subplot(4,1,3);
% [AX,H1,H2] = plotyy(Time, v_veh_kmh, Time, veh_acc_real_g);
% grid on;
% set(get(AX(1),'Ylabel'),'String','[km/h]')
% set(get(AX(2),'Ylabel'),'String','[g]')
% axis([t_inicio t_fim 0.00 150]);
%
% % subplot(4,1,3);
% % plot(Time, veh_acc_real, Time, a_veh);
128
% % grid on;
% % ylabel('[m/s^2]');
% % legend('a-real', 'a-calc',0);
% % axis([t_inicio t_fim 000 8]);
%
% subplot(4,1,4);
% plot(Time, F_roda_real, Time, F_roda_ideal);
% grid on;
% ylabel('[N]');
% legend('F-roda-real','F-roda-ideal',1);
% axis([t_inicio t_fim 0 10000]);
%
% figure
% [AX,H1,H2] = plotyy(Time, Force_Ratio, Time, gear);
% grid on;
% %ylabel('FR');
% set(get(AX(1),'Ylabel'),'String','Fator')
% set(get(AX(2),'Ylabel'),'String','Marcha')
% xlabel('Tempo [s]');
% axis([t_inicio t_fim 00 1.2]);
%
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%
Programa para avaliação da transmissão de dupla embreagem.
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%%%%%%%%%%
%Programa para construçao da razao de forças.
%
%Descriçao: Realiza a leitura dos dados da rambox e calcula %
%as forcas de traçao ideais e reais
%
%
%
%Autor: Cesar Henrique Ferreira Amendola
%
%Data: 06/08/2005
%
%
%
%
%
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%%%%%%%%%%
clear all;
clc;
close all;
%%% Reading Rambox Files %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
Signal = str2mat('Zeit','N_Eng','N_Inp_1',
'N_Inp_2','NWheelFL','NWheelFR','TrqEng','TrqDrvRe','TrqClAc1','TrqClAc2','AccPedal','VehAcc_a',
'Brake_d','GearActi','GbGearA1','GbGearA2','GbGearDr','SClSPSG');
directory = 'C:\MATLAB6p1\work\EngAuto\LZM_Files\PSG\';
files = 'F6S74CZF.LZM';
readrabo(strcat(directory,files), Signal);
%%% Vehicle Values
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
r_dyn = 0.30; %[m]
M_veh = 1420; %[kg]
i = [13.311; 7.793; 5.651; 4.615; 3.828; 3.126; 11.944]; %relaçao de marchas 1-6 e R * diferencial
i_diff = 1.0; %relaçao do diferencial ja inserido na relaçao de marchas
N_tc = 1.0; %rendimento do conversor de torque
%%% Acelerometer values %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
g = 9.81;
%[m/s^2]
129
%acc_offset = 0.044; %[g]
%acc_factor = 0.6725; %valor ajustado 1g = 1.531%
%%% Signal cut and transformation %%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
t_inicio = 11.32; %[s]
t_fim = 36.92;% [s]
a = max(find(Zeit < t_inicio)) + 1;
b = min(find(Zeit > t_fim)) - 1;
Time = Zeit(a:b);
TrqEng = 1.15*TrqEng(a:b);
TrqEngDrvReq = TrqDrvRe(a:b);
TrqClAct1 = TrqClAc1(a:b);
TrqClAct2 = TrqClAc2(a:b);
AccPedal = AccPedal(a:b);
N_Eng = N_Eng(a:b);
N_Inp_1 = N_Inp_1(a:b);
N_Inp_2 = N_Inp_2(a:b);
N_WheelFL = NWheelFL(a:b);
N_WheelFR = NWheelFR(a:b);
VehAcc_g = VehAcc_a(a:b);
GearActual = GearActi(a:b);
GbGearA1 = GbGearA1(a:b);
GbGearA2 = GbGearA2(a:b);
GbGearDr = GbGearDr(a:b);
SClSPSG = SClSPSG(a:b);
%%%% tratamento de sinais %%%%%%%%%%%%%%%
for j=1:length(Time)
if GearActual(j)~= 0 %somente inicia se a marcha atual for diferente de 0
gear_valid = j;
break;
end
end
% for j=1:442 %jeito para CYT
%
SClSPSG(j)= 6; %somente inicia se a marcha atual for diferente de 0
% end
%%%% interpolacao das marchas durante as trocas %%%%%%
k = gear_valid;
count = 1;
B_Tempo_Inicial = 0;
M_Relacoes = [];
for j= gear_valid:length(Time)
if (SClSPSG(j) == 6)
k = j;
if (B_Tempo_Inicial == 1)
M_Relacoes(count,2) = Time(j);
M_Relacoes(count,4) = i(GearActual(k));
B_Tempo_Inicial = 0;
count = count + 1;
end
130
else
if ((SClSPSG(j) == 4) & (B_Tempo_Inicial == 0)) %status diferente de normal drive = troca de marcha
M_Relacoes(count,1) = Time(j);
M_Relacoes(count,3) = i(GearActual(k));
B_Tempo_Inicial = 1;
end
end
end
[n_line, n_column] = size(M_Relacoes);
for w = 1:n_line
reta_coeff(w) = ((M_Relacoes(w,4)-M_Relacoes(w,3))/(M_Relacoes(w,2)-M_Relacoes(w,1)));
reta_ind(w)= (M_Relacoes(w,3)-(reta_coeff(w)*M_Relacoes(w,1)));
t_troca(w) = M_Relacoes(w,2)-M_Relacoes(w,1); %duraçao da trocas de marcha
end
%%% tratamento dos sinais das rodas %%%%
N_Wheel = (N_WheelFL + N_WheelFL)/2;
N_Wheel_Filt = butterworth(N_Wheel);
%%% calculo da velocidade e aceleraçao %%%%%
VehSpeed = N_Wheel_Filt * (2*pi*r_dyn / 60); %[m/s]
VehSpeed_kmh = VehSpeed * 3.6;
%[km/h]
VehAcc_calc = derive_n(Time, VehSpeed, 101); %[m/s^2]
VehAcc_calc_filt = butterworth(VehAcc_calc);
%%%% determinaçao da aceleracao real em m/s^2 %%%%
% VehAcc_real = (veh_acc_s - acc_offset)*acc_factor*g; %[m/s^2]
% VehAcc_real_g = (veh_acc_s - acc_offset)*acc_factor; %[g]
VehAcc_g_filt = butterworth(VehAcc_g);
VehAcc_s = VehAcc_g_filt*g;
%[m/s^2]
%%% calculo da resistencia ao rolamento
f = 0.013;
% valor medio para piso asfaltico
Rx = M_veh*g*f; %[N]
%%%% calculo da resistencia aerodinamica
%%%% rho = 1.2;
%[kg/m^3]
Pr = 102.1;
%[kPa]
Tr = 27;
%[oC]
rho = 1.225 * (Pr / 101.325) * (288.16 / (273.16 + Tr));
A = 2.4;
%[m^2]
cx = 0.32;
WindSpeed = 0;
%[m/s]
for j=1:length(Time)
Ra(j) = 0.5*rho*cx*A*((VehSpeed(j)-WindSpeed)^2); %[N]
end
%%%% Determinaçao da força real na roda
k = gear_valid;
c_gearshift = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j= gear_valid:length(Time)
if ((SClSPSG(j) ~= 4)&(SClSPSG(j) ~= 5))
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
M_fac = 1 + 0.04 + 0.0025*(i(GearActual(j))*i_diff)^2;
131
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_wheel_real(j) = (M_veh + M_r) * VehAcc_s(j)+ Rx + Ra(j);
else
if (B_TrocaMarcha == 0)
c_gearshift = c_gearshift + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*((reta_coeff(c_gearshift)*Time(j)+reta_ind(c_gearshift))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_wheel_real(j) = (M_veh + M_r) * VehAcc_s(j)+ Rx + Ra(j);
end
end
F_wheel_real_filt = butterworth(F_wheel_real);
%%% Determinaçao da força calculada na roda %%%
k = gear_valid;
c_gearshift = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j= gear_valid:length(Time)
if ((SClSPSG(j) ~= 4)&(SClSPSG(j) ~= 5))
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*(i(GearActual(j))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_wheel_calc(j) = (M_veh + M_r) * VehAcc_calc_filt(j)+ Rx + Ra(j);
else
if (B_TrocaMarcha == 0)
c_gearshift = c_gearshift + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
M_fac = (1 + 0.04 + 0.0025*((reta_coeff(c_gearshift)*Time(j)+reta_ind(c_gearshift))*i_diff)^2);
M_r = M_veh * M_fac - M_veh; %[kg]
F_wheel_calc(j) = (M_veh + M_r) * VehAcc_calc_filt(j)+ Rx + Ra(j);
end
end
F_wheel_calc_filt = butterworth(F_wheel_calc);
%%%% Determinação da força ideal na roda %%%%
k = gear_valid;
c_gearshift = 0;
B_TrocaMarcha = 0;
for j=gear_valid:length(Time)
if ((SClSPSG(j) ~= 4)&(SClSPSG(j) ~= 5))
B_TrocaMarcha = 0;
k = j;
F_wheel_ideal(j) = (TrqEng(j)*i(GearActual(j))*i_diff)*N_tc/r_dyn;
%[Nm]
else %inicio da troca de marcha. Porem ainda nao trocou, entao calcula a forca com a ultima marcha engatada
if (B_TrocaMarcha == 0)
c_gearshift = c_gearshift + 1;
B_TrocaMarcha = 1;
end
F_wheel_ideal(j) =
(TrqEng(k)*(reta_coeff(c_gearshift)*Time(j)+reta_ind(c_gearshift))*i_diff)*N_tc/r_dyn;
end
end
%%% Razao de Forca %%%
for j=1:length(Time)
if (F_wheel_ideal(j) == 0)
132
Force_Ratio(j)=0;
else
Force_Ratio(j) = F_wheel_real_filt(j)/F_wheel_ideal(j);
end
end
%%% Media do razao de forca %%%
c_forcemedio = 0;
for j=1:length(Time)
if (GearActual(j) < 2)|(SClSPSG(j)==4)|(SClSPSG(j)==5) %media para marcha > 2 e desconsidera troca de
marcha
c_forcemedio = c_forcemedio + 1;
else
V_Force_Ratio(j-c_forcemedio) = Force_Ratio(j);
end
end
V_Force_Ratio_Medio = mean(V_Force_Ratio);
V_Force_Ratio_Std = std(V_Force_Ratio);
% %%% Result plotting
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
% figure;
% subplot(4,1,1);
% title('Transmissao de Dupla Embreagem');
%
% plot(Time, TrqEng, Time, TrqEngDrvReq, Time, TrqClAct1, Time, TrqClAct2, Time, AccPedal);
% grid on;
% ylabel('[Nm]');
% legend('TrqEng','TrqEngReq', 'TrqClAct1', 'TrqClAct2', 'AccPedal',1);
% axis([t_inicio t_fim 00 200]);
%
% subplot(4,1,2);
% plot(Time, N_Eng, Time, N_Inp_1, Time, N_Inp_2, Time, N_Wheel);
% grid on;
% ylabel('[rpm]');
% legend('N-Eng', 'N-Inp-1','N-Inp-2', 'N-Wheel',1);
% axis([t_inicio t_fim 0 5000]);
%
% subplot(4,1,3);
% [AX,H1,H2] = plotyy(Time, VehSpeed_kmh, Time, VehAcc_g_filt);
% grid on;
% set(get(AX(1),'Ylabel'),'String','[km/h]')
% set(get(AX(2),'Ylabel'),'String','[g]')
% axis([t_inicio t_fim 0.00 150]);
%
% subplot(4,1,4);
% plot(Time, F_wheel_real, Time, F_wheel_ideal);
% grid on;
% ylabel('[N]');
% legend('F-roda-real','F-roda-ideal',1);
% axis([t_inicio t_fim 0 10000]);
%
% figure
% [AX,H1,H2] = plotyy(Time, Force_Ratio, Time, GearActual);
% grid on;
% %ylabel('FR');
% set(get(AX(1),'Ylabel'),'String','Fator')
% set(get(AX(2),'Ylabel'),'String','Marcha')
133
% xlabel('Tempo [s]');
% axis([t_inicio t_fim 00 1.2]);
%
%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%%
%%%%%%%%%%