TET2010_cap6

6.
84
Frenatura
Un veicolo terrestre, stradale o ferroviario, esaurita la fase del moto, sia esso a
regime (V=costante) o meno, deve potere arrestarsi nel minore tempo e nel minore
spazio possibile o per la presenza di un ostacolo o perché ha raggiunto la destinazione
finale dello spostamento.
A partire da questa considerazione si dovrà potere realizzare la massima
decelerazione possibile in funzione della aderenza compatibilmente con la sicurezza
del carico sia di merci che di persone.
Questa condizione estrema non è tuttavia sempre necessaria in quanto nella marcia
ordinaria, in particolare degli autoveicoli, è molto più spesso necessaria una
decelerazione che riduca la velocità a valori intermedi tra quella di crociera alla V = 0
di arresto in modo graduato secondo la volontà del conducente.
6.1
Tipi di freni e requisiti
Il dispositivo di frenatura è il complesso di organi che hanno la funzione di diminuire o
annullare progressivamente la velocità di un veicolo in marcia , oppure di mantenerlo
immobile se è già fermo.
Il dispositivo di frenatura deve adempiere alle funzioni seguenti:
• frenatura di servizio: controllare il movimento del veicolo senza togliere le
mani dall'organo di direzione;
• frenatura di soccorso: arrestare il veicolo mantenendo il controllo dell'organo
di direzione almeno con una mano;
• frenatura di stazionamento: mantenere immobile il veicolo.
Un dispositivo di frenatura deve avere almeno due comandi, indipendenti l'uno
dall'altro. Il comando del dispositivo di frenatura di servizio deve essere
indipendente da quello del dispositivo di frenatura di stazionamento.
Gli organi frenanti sono composti in generale da un elemento mobile (tamburo o disco)
calettato rigidamente alla ruota (o all'asse rotante) e da un elemento fisso con il
telaio del veicolo (per esempio il ceppo frenante) su cui viene applicata una forza H.
Dal punto di vista costruttivo la forza frenante F agisce su ogni singola ruota in modo
simmetrico attraverso organi meccanici o idraulici Figura 56.
Figura 56
I requisiti che deve avere un freno sono i seguenti:
• rapidità: arresto del veicolo nel minor tempo possibile compatibilmente con il
comfort e la sicurezza;
• moderabilità: decelerazione regolabile da parte del guidatore sia nella
frenatura che nella sfrenatura;
• inesauribilità: efficienza del freno inalterata anche dopo un uso continuato;
• dolcezza e progressività: piccole variazioni della decelerazione nel tempo; per
convoglio formato da più pezzi:
• continuità: azione frenante su tutti gli assi che compongono il convoglio;
• automaticità: frenatura automatica dei pezzi che si dovessero staccare dal
convoglio.
I freni possono essere diretti o indiretti; nel primo caso si fa ricorso alla forza del
guidatore; nel secondo è interposto tra guidatore ed organi frenanti un meccanismo di
produzione e distribuzione della forza frenante.
6.2
Freni ferroviari
Nella Figura 57 sono riportati due esempi di freno: a) freno ferroviario a ceppo su
cerchione; b) freno a disco.
Figura 57
Nella frenatura ferroviaria i valori della forza frenante F sono sempre molto elevati
in relazione al peso gravante sulle ruote. La fonte di energia che viene utilizzata è
l'aria compressa, prodotta a bordo della motrice da uno o più compressori azionati da
motori elettrici alimentati direttamente nella trazione elettrica e diesel-elettrica e
indirettamente nella trazione diesel. L'aria compressa così prodotta viene accumulata
in appositi serbatoi installati sulla motrice ed in appositi serbatoi ausiliari installati
sulle vetture trainate.
Con riferimento alla Figura 58, il compressore è indicato con il n° 1 ed il serbatoio
principale con il n° 2.
Il compressore, attraverso i serbatoi principali, alimenta una condotta a tenuta che
prende il nome di condotta generale e che, per mezzo di opportune giunzioni,
attraversa e collega tutti i pezzi del convoglio assicurando la "continuità" del freno.
Su ogni carro o carrozza che costituisce il convoglio è installato un complesso (n°
3,4,5) comprendente un serbatoio che prende il nome di serbatoio ausiliario e che può
essere messo in comunicazione con il cilindro a freno (n° 6) attraverso la valvola tripla
(n° 5) che ha funzione di distributore.
A bordo del locomotore si trova il rubinetto del macchinista (n° 8) ed una capacità
aggiuntiva che prende il nome di bariletto (n° 7).
6.2.1 Il freno Westinghouse
Nella prima fase il compressore alimenta, fino alla pressione di regime generalmente
85
86
compresa tra 5 e 7 Kg/cm2, il serbatoio principale, la condotta generale e i serbatoi
ausiliari.
Raggiunta la pressione di esercizio, il convoglio può mettersi in marcia durante la
quale il rubinetto del macchinista consente il mantenimento della pressione di
esercizio permettendo di compensare, attraverso il compressore ed il serbatoio
principale, eventuali piccole perdite nella condotta principale.
La frenatura avviene quando l'aria compressa contenuta nel serbatoio ausiliario passa
nel cilindro a freno, comprimendo lo stantuffo che trasmette attraverso il proprio
stelo la forza S alla timoneria e realizzando così la forza frenante H sui ceppi.
La comunicazione tra il serbatoio ausiliario (n° 4) e il cilindro a freno (n° 6), è
determinata da uno spostamento del distributore contenuto nella valvola tripla (n° 5)
in conseguenza di una depressione, nella condotta principale, provocata dal macchinista
attraverso il rubinetto (n° 8).
Il valore della variazione di pressione in condotta è abbastanza piccolo ma comunque
superiore a quello che può essere provocato dalle lievi perdite in marcia.
Le luci di comunicazione tra il serbatoio (n° 4) e il cilindro a freno (n° 6) sono in
questa fase della frenatura tali da far raggiungere nello stesso cilindro a freno la
pressione di esercizio gradualmente (moderabilità alla frenatura).
Qualora si volesse realizzare una frenatura rapida sarà possibile disporre del
massimo valore della pressione nel cilindro freno ed in questo caso la rapidità della
variazione di pressione nella condotta principale, provoca uno spostamento del
distributore della valvola tripla (n° 5), che fa affluire nel cilindro a freno (n° 6) l'aria
compressa, contenuta nel serbatoio ausiliario, e l'aria della condotta principale.
Eventuali colpi di ariete in condotta (variazioni istantanee di pressione dovute
all’inerzia della colonna d’aria) vengono ammortizzati dalla capacità ausiliaria (n° 7).
Ad ogni sfrenatura l'aria compressa contenuta nel cilindro a freno (n° 6) viene
perduta ed, a seguito di ripetute manovre di frenatura e sfrenatura, il circuito
pneumatico non è in grado di ripristinare nei serbatoi (n° 4) la pressione necessaria ad
ulteriori fasi di frenatura (esauribilità del freno).
Figura 58 – Freno ferroviario
87
Lo schema illustrato rappresenta la concezione originaria dei freni ferroviari e, come
già detto, soddisfa solo in parte ai requisiti per ogni apparato frenante.
Infatti il freno Westinghouse è moderabile solo in fase di frenatura ed è esauribile;
pur tuttavia esso assicura la automaticità e la continuità indispensabili nei convogli
costituiti da più pezzi.
L'evoluzione tecnologica ha consentito di migliorare la qualità del freno Westinghouse
ed infatti oggi le diverse realizzazioni applicative consentono, attraverso versioni più
sofisticate della valvola tripla, di regolare più finemente la pressione nel cilindro a
freno aumentando la moderabilità in fase di frenatura.
E' stato adottato inoltre un dispositivo detto "pianura-montagna" consistente in una
valvola di strozzamento dell'efflusso dell'aria in fase di sfrenatura (dispositivo
montagna) in modo da ridurre la perdita di aria compressa nelle lunghe discese.
Un ulteriore dispositivo, questa volta non relativo all'apparato Westinghouse, è
necessario a bordo dei carri merci per i quali la differenza di peso tra carro vuoto e
carro a pieno carico è rilevante.
In tal caso infatti dovendo essere realizzata la relazione:
F ⋅ f f ≤ P ⋅ f1 ;
il valore della forza frenante F deve essere proporzionata al carico P sulle ruote.
Si interviene allora con un dispositivo che variando i bracci di leva della timoneria, in
modo che a parità di forza trasmessa sullo stelo del cilindro a freno (che non può
essere variata), il valore di F consenta di realizzare la condizione
F
f
= 1 .
P ff
Una differenziazione, poi, nella valvola tripla utilizzata per i carri merci e per le
carrozze viaggiatori, riguarda la velocità con la quale si raggiunge nel cilindro a freno
la pressione massima di esercizio e, in fase di sfrenatura, la pressione atmosferica,
nello stesso cilindro a freno.
Ciò è necessario perché data la differente lunghezza dei due tipi di convoglio (i treni
“merci” sono generalmente più lunghi di quelli “passeggeri”), la depressione nella
condotta principale che comanda l'azionamento della valvola tripla, si trasmette ai
pezzi più lontani dalla motrice con un certo ritardo, sicché questi risultano frenati in
tempi successivi a quelli dei pezzi più vicini alla motrice, con azioni dinamiche di urto
indesiderate.
6.3
88
Tipologia di freni
6.3.1 Freni a disco
Nei freni a disco installati nei veicoli stradali ed oggi anche nei veicoli ferroviari in
servizio su linee ad alta velocità, l'elemento mobile è costituito da un disco solidale
con la ruota; l'elemento fisso è dato da una pinza che abbraccia una porzione
periferica del disco. La pinza porta all'interno, una per parte, due piastre che vengono
premute contro le pareti laterali del disco da due sistemi idraulici cilindro-pistone.
Figura 59 – freni a disco
Nella Figura 60 sono mostrate le forme più comuni di piastre per freni a disco. Nella
Figura 61 è mostrato lo schema della timoneria di un carrello ferroviario dotato di
freni a disco, mentre nella Figura 62 è mostrato il particolare di uno dei due dischi
calettati sull'asse.
Nella Figura 63 è invece riportato l'andamento del coefficiente di attrito ff al
variare della temperatura per freni a disco.
89
Figura 60
Figura 61
90
Figura 62
Figura 63
6.3.2 Freni a tamburo
Nei freni a tamburo, l'elemento mobile è un tamburo metallico, facente corpo in
genere con il centro-ruota, sulla cui superficie interna agisce l'elemento fisso,
costituito da due o tre ganasce ad arco di cerchio, imperniato, ad una estremità, ad
una piastra solidale con l'assale delle ruote o con il telaio.
La forza H viene applicata all'altra estremità di ognuna delle ganasce, in direzione
tangenziale, per mezzo di un sistema cilindro-pistone in caso di trasmissione idraulica
oppure con un eccentrico in caso di timoneria meccanica.
Una molla di richiamo collega le estremità delle due ganasce. La superficie di attrito
del tamburo è metallica, liscia; quella delle ganasce è di materiale tipo "ferodo"
(materiale speciale a base di amianto).
Il freno a tamburo può essere costituito secondo vari schemi (Figura 64).
91
Figura 64 – freno a tamburo
6.4 Frenatura di un autoveicolo: distribuzione sugli assi della
forza frenante e del peso; distribuzione del peso del veicolo sugli
assi durante la frenatura e massima forza frenante.
Dato un veicolo di peso P, con altezza del baricentro h, le aliquote di peso sui due assi
si determinano imponendo l’equilibrio statico al mezzo.
92
P
P1
x
l-x
P2
Figura 65
P = P1 + P2
P 2 l = Px
P 1 l = P (l − x )
equilibrio verticale
rotazione intorno ad A
rotazione intorno a B
Da cui
P 1=
P( l − x)
l
P2=
Px
l
Si consideri la fase di frenatura del veicolo (Figura 65) in cui si immagina la
resistenza di inerzia I corrispondente ad una decelerazione di frenatura -a, applicati
nel baricentro G del veicolo.
La resistenza I vale:
I =−
P
a
g
Tale forza è uguale e contraria alla forza frenante totale F = F1 + F2
La forza I , applicata sul baricentro G , provoca, rispetto ad un punto qualsiasi del
terreno, un momento I ⋅ h a cui farà equilibrio, rispetto alla ripartizione che definiva i
pesi sugli assi P1 e P2 a veicolo fermo, un incremento di carico ΔP sull’asse anteriore
ed una diminuzione ΔP sull'asse posteriore, tale che:
ΔP ⋅ l = I ⋅ h
I ⋅h
ΔP =
l
I carichi sugli assi, durante la frenatura, saranno quindi:
⎛ l − x ah ⎞
⎛l − x I h⎞
− ⎟⎟ ;
P1 f = P1 + ΔP = P ⋅ ⎜
+ ⋅ ⎟ = P ⎜⎜
P l⎠
gl ⎠
⎝ l
⎝ l
⎛ x ah ⎞
⎛ x I h⎞
P2 f = P2 − ΔP = P ⋅ ⎜ − ⋅ ⎟ = P ⎜⎜ + ⎟⎟
⎝l P l⎠
⎝ l gl ⎠
P1 f
P2 f
l−x I h
x I h
=
+ ⋅
= − ⋅ .
P
P l
P
l
l P l
93
I
P1+ΔP
F1
P
x
l-x
F2
P2-ΔP
Pertanto il trasferimento di carico ΔP dipende linearmente dalla decelerazione
longitudinale e dal rapporto h/l fra l’altezza del baricentro ed il passo del veicolo
mentre i valori dinamici dei carichi sugli assi sono funzione anche della posizione del
carico.
Per alcuni veicoli, ove i valori di h sono grandi ed i valori di l piccoli (biciclette,
motocicli), i valori di P1 e P1 possono raggiungere il valore zero od invertire il segno
per cui si possono avere fenomeni di ribaltamento in avanti, in caso di decelerazione,
od impennate in caso di notevoli accelerazioni.
La condizione P2f=0, corrispondente al distacco da terra delle ruote posteriori e
quindi all’incipiente ribaltamento longitudinale, comporta:
P2 − ΔP = 0
⎛ x ah ⎞
⎜⎜ + ⎟⎟ = 0
⎝ l gl ⎠
decelerazione massima al limite del ribaltamento
a=−
xg
h
Il valore massimo conseguibile della decelerazione si consegue quando tutte le ruote
si trovano al limite dell’aderenza.
F =I
equilibrio longitudinale
P
a
g
a = −f ⋅g
P⋅ f = −
dove f è il coefficiente di attrito o aderenza tra ruote e terreno a seconda del fatto
che il veicolo slitti o non slitti.
La decelerazione massima è dunque limitata da:
xg
h
a = −f ⋅g
a=−
limite al ribaltamento
limite allo slittamento
Nei normali autoveicoli si ha prima lo slittamento del ribaltamento, lo stesso non è
vero in generale per i motoveicoli.
94
Nel passato il costruttore si limitava a scegliere la ripartizione della forza frenante
tra asse anteriore e posteriore (dimensione dei rispettivi apparati frenanti) in modo
che sull’asse anteriore fosse applicata una maggiore forza frenante secondo un valore
percentuale determinato.
Un impianto frenante andrebbe costruito in modo che l’aliquota della forza frenante
su ciascun asse sia proporzionale al peso che grava su di esso, ossia siano sempre e
contemporaneamente verificate le condizioni:
F1 P1
=
F
P
e
F2 P2
=
F
P
che darebbero la massima decelerazione conseguibile. Ciò si può ottenere facendo
variare il rapporto di ripartizione mediante un sistema automatico asservito al carico
ed alla ripartizione dinamica.
Interessa determinare, per gli scopi pratici, il valore MASSIMO del rapporto F
P
(efficienza frenante) e quindi la massima decelerazione di frenatura compatibile con
le condizioni di aderenza, al variare del coefficiente di aderenza f a.
Il costruttore può scegliere la ripartizione della forza frenante in modo che sia
verificata, per ogni asse, la condizione ideale:
⎛F⎞
⎜ ⎟ = fa
⎝ P ⎠ max
dovrà perciò costruire l'impianto frenante in modo che siano verificate le condizioni:
Poiché è
F1 P1
=
F P
F =I
e ponendo
e
F2 P2
=
;
F
P
equilibrio longitudinale
I F
= = f a nelle espressioni di P1f e P2f:
P P
h⎞
⎛l − x
+ fa ⋅ ⎟
P1 f = P1 + ΔP = P ⋅ ⎜
l⎠
⎝ l
h⎞
⎛x
P2 f = P2 − ΔP = P ⋅ ⎜ − f a ⋅ ⎟
l⎠
⎝l
F1 P1 f
l−x
h
=
=
+ f a = costante
F
P
l
l
P
F2
x
h
= 2 f = − f a = costante .
F
P
l
l
Per qualsiasi altro valore f1≠fa non potrà verificarsi la condizione:
⎛F⎞
⎜ ⎟ = fa
⎝ P ⎠ max
ma sarà una delle due condizioni:
F1
≤ f1
P1
;
F2
≤ f1 ;
P2
a limitare la forza frenante.
In generale le forze frenanti F1 ed F2 sono proporzionali ad un parametro q (per
esempio la pressione del fluido di comando: olio o aria compressa) variabile con
continuità a volontà del guidatore.
Per dato valore del parametro q si avrà dunque:
F1 = c1 q
;
F2 = c2 q .
Di conseguenza, se F = F1 + F2 = q( c1 + c2 ) è la forza frenante totale, si potrà
scrivere, per qualsiasi condizione di frenatura, ed in particolare per qualsiasi valore di
F , la seguente relazione particolarizzata per l'asse anteriore e l'asse posteriore:
F1
c1
=
= costante ;
F c1 + c2
F2
c2
=
= costante ;
F c1 + c2
La distribuzione del peso sugli assi invece non è costante ma varia sensibilmente con
le condizioni di carico e di frenatura ed in particolare con la forza frenante totale F
applicata al veicolo.
Pertanto, scelta in sede di costruzione la ripartizione sugli assi della forza frenante
totale F (intervenendo sui valori di ci ), le condizioni:
⎛F⎞
⎜ ⎟ = f1
⎝ P ⎠ max
e
amax = g ( f1 ± i ) ;
si possono verificare soltanto per una certa condizione di carico e per un certo valore
della forza frenante F se i valori dei coefficienti ci sono costanti.
Al variare delle condizioni di carico i valori di c1 e c2 sono mantenuti variabili da
apposite centraline elettroniche di regolazione (sistemi antibloccaggio "ABS"). E
precisamente per un aumento del peso P1 si avrà una diminuzione del peso P2.
Al posto delle uguaglianze:
si avrà:
F1 P1
=
F P
e
F1 P1
<
F
P
e conseguentemente sarà la condizione:
F2 P2
=
,
F
P
F2 P2
>
F
P
F2
≤ f1 a costituire il limite di aderenza non
P2
sodisfatto comportando il bloccaggio delle ruote posteriorii.
95
6.5 Spazio di frenatura e di arresto nel caso stradale e in quello
ferroviario.
6.5.1 Spazio di frenatura
Per definizione il calcolo dello spazio di frenatura e del relativo tempo si riferisce ai
valori minimi conseguibili nelle diverse condizioni di marcia a partire da una
determinata velocità iniziale V0.
L'equazione del moto, nella sua formulazione generale, è:
T = R = ( rord ± i + rc +
96
1000
Ka ⋅ a ) ⋅ P .
g
Durante la fase di frenatura si porrà, ovviamente:
T =0
Condizione sempre realizzata nella trazione ferroviaria; mentre nella trazione
automobilistica, risulta realizzata solo interrompendo la trasmissione del moto tra
motore e ruote.
L'equazione del moto fornisce allora:
rord ± i + rc +
1000
Ka ⋅ a = 0
g
Si osservi subito che in queste condizioni, il valore di decelerazione conseguibile,
tranne che per pendenze positive molto elevate, è molto piccola e può essere nulla per
una livelletta in discesa pari a : − i = r ord + r c .
Il veicolo non solo non si arresterà, ma addirittura incrementerà la propria velocità
per una livelletta in discesa maggiore della somma rord + rc .
Emerge, allora, la necessità, in ogni condizione di marcia in frenata, di incrementare le
resistenze al moto di una quantità φ (Kg/ton) opportunamente dosabile e tale che
possa scriversi:
rord ± i + rc + φ +
1000
Ka ⋅ a = 0 .
g
con a pari ad amax conseguibile, quando il veicolo effettua frenate di emergenza.
Ricordando che è necessario, durante la fase di frenatura, che le ruote non si
blocchino in seguito al superamento del limite di aderenza, risulta che φ ⋅ P deve
essere minore o uguale a f 1 ⋅ P , ove f 1 è il coefficiente di aderenza ruota - suolo.
Figura 66 – ruota frenata
Con riferimento alla Figura 66, riferibile in particolare al caso ferroviario, si indichi
con Ff la forza addizionale di attrito generata dallo strisciamento di un ceppo
premuto contro la superficie della ruota con una forza F; sarà:
Ff = F * ff
ove ff è il coefficiente di attrito tra ceppo e ruota.
L'aderenza è verificata se la forza di frenatura è minore dell’aderenza tra ruota e
suolo, ossia se Ff ≤ 1000P f1. Al limite:
F * ff = 1000 P f1
da cui
F
f1
= ⋅1000 ;
P ff
il rapporto χ = F
P prende il nome di percentuale di frenatura.
Risulta palese che in assenza di verifica dell'aderenza, e quindi in seguito al
bloccaggio della ruota, verrebbe a sostituirsi, al valore del coefficiente di aderenza
f1, il valore del coefficiente di attrito del cerchione sulla rotaia, che è minore di f 1 .
Dalla relazione F f = φ ⋅ P ≤ 1000 ⋅ f1 ⋅ P , e ponendosi:
φ = η ⋅1000 ⋅ f1 ;
(η < 1)
allontanandosi quindi, per sicurezza, dalle condizioni di limite di aderenza, si potrà
scrivere:
φ = 1000 ⋅η ⋅ f1
con η ≅ 0,90 .
dv dv ds
dv
1000
= ⋅
=v
ka ; a =
;
dt ds dt
ds
g
ed usando per rord l'espressione:
rord = a + bV 2 = a + Bv 2 (caso ferroviario) ;
posto:
A=
2
con v in m/sec, V in Km/h e B = 3,6 ⋅ b , si ha:
a + Bv2 ± i + rc + 1000ηf1 + Av ⋅
Posto ancora:
c = a ± i + rc + 1000ηf1 ;
si ha:
ds = − A
da cui
v ⋅ dv
;
c + Bv 2
v0 v ⋅ dv
v ⋅ dv
= A⋅∫
.
2
v0 c + Bv
0 c + Bv 2
s0 = − A ⋅ ∫
Essendo:
dv
=0 .
ds
0
d ( c + Bv 2 ) = 2 Bvdv , si ha:
s0 =
A v 0 2 B ⋅ v ⋅ dv
A v 0 d ( c + Bv 2 )
⋅∫
=
⋅
;
2 B 0 c + Bv2
2 B ∫0 c + Bv2
A
B
s0 =
⋅ log(1 + ⋅ v02 ) ;
2B
c
per velocità v0 non troppo elevate si pone in prima approssimazione:
97
s0 =
A B 2 A 2
⋅ ⋅ v0 = ⋅ v0 ;
2B c
2c
un metodo alternativo per la determinazione dello spazio di frenatura può derivarsi
dalla considerazione che l'energia dissipata durante la fase di frenatura è uguale alla
energia cinetica posseduta dal veicolo.
Si ha:
1 1000
⋅
Ka ⋅ PV02 = ( rord ± i + rc + φ ) ⋅ P ⋅ s0 ;
2 3,62 ⋅ g
con φ = 1000η ⋅ f1 e V espresso in Km/h.
98
Essendo rord = a + bV 2 (caso ferroviario), si assume per rord un valore medio rm
Posto:
1000 ⋅ K a
;
3,6 2 ⋅ g
c ' = rm ± i + rc + 1000η ⋅ f1
A1 =
si ha:
s0 =
A' 2
⋅ V0
2c'
6.5.2 Spazio di Arresto
Lo spazio di frenatura, così come è stato calcolato, è da considerarsi esatto nella
ipotesi che il valore della resistenza specifica addizionale di frenatura φ venga
applicata istantaneamente a partire dalla velocità v0 del veicolo.
In realtà, con riferimento alla Figura 67, emerge chiaramente, anche nello schema
estremamente semplificato della figura stessa, che intercorrerà un certo tempo per
l'accostamento del ceppo al cerchione o della ganascia al tamburo e per il
raggiungimento successivo della pressione massima, tra le guarnizioni frenanti ed il
cerchione o tamburo, conseguente alla applicazione della forza frenante F.
Figura 67
Solo a partire da questo istante si realizzerà la forza tangenziale f f ⋅ F e quindi la φ
introdotta nella formula dello spazio di frenatura.
In serie con questo tempo, che rappresenta un esempio del perditempo meccanico
nella fase di frenatura [con conseguente aumento della spazio s necessario per
l'arresto del veicolo (s > s0)], deve determinarsi lo spazio percorso dal veicolo, a
velocità v0 , durante il periodo necessario per consentire al conducente di tradurre la
decisione di frenare nell'effettivo azionamento del meccanismo di frenatura.
Lo spazio di arresto sarà quindi:
sa = s0 + sm + sp .
con: s0 spazio di frenatura, s m spazio conseguente al perditempo meccanico e sp spazio
conseguente al tempo di reazione del conducente.
Tabella 10 - Tempi di reazione occorrenti per frenare in varie condizioni
Tempo di reazione
Condizioni
Veicolo
Stimolo
Posizione del piede
Secondi
Fermo
Segnalazione acustica
Sul pedale del freno
Fermo
Segnalazione acustica
Sull'acceleratore
0,42
Fermo
Segnale luminoso intenso
Sul pedale del freno
0,26
Fermo
Segnale luminoso intenso
Sull'acceleratore
0,44
Fermo
Segnale Stop su un veicolo
Sul pedale del freno
0,36
Fermo
Segnale Stop su un veicolo
Sull'acceleratore
0,52
In marcia nornale
Segnalazione acustica
Sull'acceleratore
0,46
In marcia normale
Segnale Stop su un veicolo
Sull'acceleratore
0,83
In marcia normale
Nessun semaforo - segnale stop nascosto
Sull'acceleratore
1,65
Segnale Stop su un veicolo
Sull'acceleratore
0,68
Nessun semaforo - segnale stop nascosto
Sull'acceleratore
1,34
In movimento
prova)
(in
sede
di
In movimento
prova)
(in
sede
di
0,24
Fonte: Report on Massachussets Highway Accident Survey, Massachussets Institute Technology and CWA-ERA
Project, Cambridge.
99