Comportamentul dinamic al vehiculelor în circulația rutieră din România

Cuprins

ABREVIERI ȘI NOTAȚII PRINCIPALE..................................................................5

INTRODUCERE............................................................................................................11

REALIZĂRI ȘTIINȚIFICE, PROFESIONALE ȘI ACADEMICE ....................15

1. Activitatea didactică, știinţifică și managerială la nivel

instituțional............................................................................................................15

1.1. Activitatea didactică.....................................................................................15

1.2. Activitatea ştiinţifică....................................................................................17

1.3. Activitatea managerială la nivel instituțional ....................................26

1.4. Afilieri ştiinţifice............................................................................................30

2. Evaluarea influenței parametrilor care caracterizează

dinamica autovehiculelor...............................................................................31

2.1. Considerații generale...................................................................................31

2.2. Activitate publicistică cu specific în

dinamica autovehiculelor ..........................................................................32

2.2.1. Evaluarea acoperirii treptelor de viteze ale autovehiculelor ................32

2.2.2. Algoritm pentru trasarea caracteristicilor de putere și de

tracțiune ale autovehiculelor..................................................................36

2.2.3. Evaluarea unor parametri dinamici ai vehiculelor a căror motor

este alimentat alternativ cu motorină și biocombustibil......................43

2.2.4. Evaluarea distribuirii sarcinii normale pe punți și roți,

atunci când autoturismul se află în mișcare ..........................................49

2.2.5. Algoritm pentru calculul parametrilor capacităţii de

demarare a autovehiculelor....................................................................58

2.2.6. Evaluarea experimentală a parametrilor care influenţează

comportamentul autoturismelor din clase diferite în

procesul de frânare..................................................................................64

2.2.7. Evaluarea parametrilor stabilităţii transversale

a autovehiculelor .....................................................................................70

2.2.8. Studiu comparativ asupra comportamentului dinamic în viraj al

autoturismelor din clase diferite, prin metode experimentale ............78

2.2.9. Evaluarea parametrilor dinamici ai autovehiculelor,

prin simulare computerizată ..................................................................86

3

3. Evaluarea influenței parametrilor care caracterizează

evenimentele rutiere........................................................................................95

3.1. Considerații generale...................................................................................95

3.2. Activitate publicistică cu specific în dinamica

accidentelor de circulatie rutieră ...........................................................96

3.2.1. Evaluarea vitezei antecoliziune și a spațiului parcurs de

autovehicul în cadrul procesului de frânare..........................................96

3.2.2. Evaluarea parametrilor care caracterizează accidentele

rutiere de tip autovehicul-pieton ........................................................ 103

3.2.3. Modelarea numerică a accidentelor rutiere

motocicletă-autoturism........................................................................ 121

4. Aspecte asupra siguranței autovehiculelor

în sistemul circulației rutiere.................................................................... 133

4.1. Considerații generale................................................................................ 133

4.2. Activitate publicistică specifică siguranței

autovehiculelor în sistemul circulației rutiere .............................. 134

4.2.1. Studii asupra siguranţei autovehiculelor şi securității în

transporturi rutiere.............................................................................. 134

4.2.2. Studii asupra procesului depășirii în siguranță

a autovehiculelor .................................................................................. 135

4.2.3. Modelarea reţinerii ocupantului unui autovehicul de către

centura de siguranţă............................................................................. 157

PLANURI DE EVOLUŢIE ŞI DEZVOLTARE A CARIEREI ........................ 163

5. Perspective de continuare a activității

științifice universitare și publicistică ................................................... 163

5.1. Considerații generale................................................................................ 163

5.2. Perspective de continuare și dezvoltare a

carierei academice, ştiinţifice şi profesionale................................. 164

5.3. Concluzii ........................................................................................................ 171

6. Concluzii finale .................................................................................................. 173

REFERINŢE................................................................................................................ 175

LISTA FIGURILOR................................................................................................... 181

LISTA TABELELOR................................................................................................. 187

LISTĂ DE PUBLICAŢII .......................................................................................... 189

4

ABREVIERI ȘI NOTAȚII PRINCIPALE

Abrevieri principale

ABS

▪ Antilock Braking System;

▪ Sistem de prevenire a blocării roților la

frânare;

ACAS

▪ Automatic Collision

Avoidance System;

▪ Sistem electronic de avertizare

progresivă a pericolului de coliziune

frontală;

ACC

ACE

▪ Adaptive Cruise-speed

Control;

▪ Active Cornering

▪ Control adaptiv al vitezei de croazieră;

▪ Sistem de stabilizare a traiectoriei

vehiculului în curbe;

Enhancement;

ADC

ARP

ASC

▪ Adaptive Driving Control;

▪ Active Rollower Protection;

▪ Anti Skid Control / Active

Stability Control;

▪ Control adaptiv al conducerii;

▪ Sistem activ de prevenire a răsturnării;

▪ Sistem de control electronic utilizat

pentru a împiedica patinarea roților /

Controlul activ al stabilității;

▪ Sistem de reglare a alunecării la

accelerare / Sistem de reglare

antialunecare / Regulator automat a

alunecării;

ASR

▪ Acceleration Slip

Regulation / Anti Slip

Regulation / Automatic Slip

Regulator;

AYC

BAS

BbW

▪ Active Yaw Control;

▪ Brake Assist System;

▪ Brake-by-Wire;

▪ Sistem de control activ al girației;

▪ Sistem de asistare a frânării;

▪ Sistem de frânare cu comandă

electronică;

CAS

DSC

DSTC

▪ Collision Avoidance System;

▪ Dynamic Stability Control;

▪ Dynamic Stability and

Traction Control;

▪ Sistem de evitare a coliziunilor;

▪ Controlul dinamic al stabilității;

▪ Controlul dinamic al stabilității și

tracțiunii;

DTC

DTR

EBD

▪ Dynamic Traction Control;

▪ DISTRONIC;

▪ Electronic Brake-force

Distribution;

▪ Controlul dinamic al tracțiunii;

▪ Sistem de păstrare a distanței;

▪ Sistem electronic de distribuire a forței

de frânare;

ESC

ESP

▪ Electronic Stability Control;

▪ Controlul stabilității și controlul

subvirajului;

▪ Program electronic de asigurare a

stabilității;

▪ Electronic Stability

Program;

ETC

RSC

▪ Electronic Traction Control;

▪ Roll Stability Control

System;

▪ Sistem de control electronic al tracțiunii;

▪ Sistem de control al stabilității pentru

prevenirea răsturnării;

SbW

▪ Steer-by-Wire;

▪ Sistem de direcție cu comandă

electronică;

STK

TCS

VDC

VSA

VSC

▪ StabiliTrak;

▪ Controlul stabilității și tracțiunii;

▪ Sistem de control al tracțiunii;

▪ Controlul dinamic al vehiculului;

▪ Asistarea stabilității vehiculului;

▪ Controlul stabilității vehiculului.

▪ Traction Control System;

▪ Vehicle Dynamic Control;

▪ Vehicle Stability Assist;

▪ Vehicle Stability Control.

5

Notații principale

Mărimea/Parametrul

Notaţia

A

U.M.

m

❑

ampatamentul

❑

distanţa pe orizontală dintre centrul de greutate şi puntea

din faţă, respectiv spate a autovehiculului

distanțele de la centrul de greutate la roțile din partea

stângă, respectiv partea dreaptă a autovehiculului

consumul specific efectiv de combustibil

consumul orar de combustibil

factorul dinamic al autovehiculului

ecartamentul

ecartamentul față

ecartamentul spate

a, b

m

❑

c, d

m

❑

c_e

C_h

D

g/kWh

kg/h

-

m

-

E

E₁

E₂

f

coeficientul de rezistență la rulare

coeficientul maxim de rezistență la rulare

coeficientul maxim de rezistență la rulare, ţinând cont de

unghiul  de înclinare longitudinală a drumului

coeficientul global de frecare (rezistență la înaintare) al

corpului motociclistului pe carosabil

coeficientul de frecare mediu dintre corpul pietonului și

carosabil

forţa disponibilă (excedentară) folosită la învingerea

rezistenţelor drumului şi rezistenţelor la demararea

autovehiculului

f_max

-

f

max₀

❑

f_m

f_p

-

F_exc

N, daN

❑

forța de inerție longitudinală

forța de inerție transversală

forţa la roată

accelerația gravitațională

încărcările statice ale punților, atunci când autoturismul se

află în repaus pe drum orizontal

F_ix

F_iy

F_R

N, daN

m/s²

g

G₁, G₂

N, daN

❑

greutatea totală a autovehiculului

G_a

G_i

G_istg,idr

N, daN

greutatea repartizată pe puntea i a autovehicului

greutatea repartizată pe roata din stânga, respectiv pe

roata din dreapta a punţii i a autovehicului

greutatea proprie a autovehiculului

greutatea utilă a autovehiculului

❑

G₀

G_u

H

N, daN

m

înălțimea autovehicului

înălțimea centrului de greutate al pietonului în momentul

h

m

începerii proiectării

❑

înălțimea centrului de presiune al autovehiculului în care

se consideră aplicată forța de rezistență a aerului

înălțimea centrului de greutate al autovehiculului

înălțimea centrului de greutate al motociclistului în

momentul începerii proiectării

h_a

m

❑

h_g

h_m

m

❑

înălțimea maximă a traiectoriei pietonului/motociclistului

coeficientul aerodinamic

coeficientul eficacităţii frânelor

h_max

k_a

k_e

m

kg/m³

-

6

Mărimea/Parametrul

coeficient de corecţie a ariei secţiunii transversale a

autovehiculului

numărul treptelor de viteze din cutia de viteze

o anumită treaptă de viteză, (j = 1...k)

raportul de transmitere total al transmisiei

autovehiculului, cutia de viteze fiind cuplată în treapta j

raportul de transmitere din cutia de viteze, acesta fiind

cuplată în treapta j

raportul de transmitere al transmisiei principale a

autovehiculului

raportul de transmitere al componentelor parțiale ale

transmisiei autovehiculului

raportul de transmitere al transmisiei finale a

autovehiculului

în situaţia în care există urme de frânare discontinue

▪ distanţa dintre două urme intermediare de frânare

▪ distanţa dintre penultima și ultima urmă de frânare

▪ lungimea primei urme de frânare

▪ distanţa dintre prima şi a doua urmă de frânare

▪ lungimea celei de-a doua urmă de frânare

▪ lungimea unei urme intermediare de frânare

▪ lungimea ultimei urme de frânare

Notaţia

U.M.

-

❑

k_S

❑

k

j

-

i_t

j

❑

i_cv

j

-

i₀

i_p

i_tf

l_(i-1)i

l_(n-1)n

L₁

l₁₂

L₂

L_i

L_n

m_a

m_istg,idr

m

kg

❑

masa autovehiculului

masa repartizată pe roata din stânga, respectiv pe roata

din dreapta a punţii i a autovehicului

coeficienții de schimbare dinamică a reacțiunilor normale

la punțile față și spate, în timpul deplasării

coeficienții de schimbare dinamică a reacțiunilor normale

la punțile față și spate, în cazul frânării

masa motociclistului

❑

m_d1,

m_d2

m_f1, m_f2

-

❑

m_m

m_p

M_e

kg

Nm,

masa pietonului

momentul efectiv al motorului

daNm

Nm,

daNm

Nm,

daNm

Nm,

daNm

❑

momentul de rezistență la girație

M_iz

M_P

momentul corespunzător puterii maxime (P_max) a

motorului

momentele rezistente la rulare, la puntea din faţă şi din

spate

M_r1, M_r2

M_R

momentul la roată (momentul activ la roțile motoare)

Nm,

daNm

kg

rot/min

❑

masa vehiculului

turația corespunzătoare consumului specific efectiv minim

m_v

n_ec

de combustibil

turaţia corespunzătoare momentului efectiv maxim (M_max

al motorului

turaţia maximă a motorului

❑

)

n_M

rot/min

n_max

7

Mărimea/Parametrul

turaţia de funcţionare în gol a motorului

turaţia corespunzătoare puterii maxime (P_max) a motorului

turația de intrare în acțiune a regulatorului limitator de

turaţii, corespunzătoare puterii maxime (P_rmax) a

motorului

puterea efectivă a motorului

puterea necesară învingerii forţei de rezistenţă la rulare

puterea la roțile motoare

puterea consumată sau primită de autovehicul la

deplasarea pe rampă/pantă

Notaţia

n_min

n_p

U.M.

❑

rot/min

n_rp

❑

P_e

P_r

P_R

P_p

W, kW

❑

puterea necesară pentru învingerea forţei de rezistenţă

totală a drumului

W, kW

P_

❑

puterea necesară învingerii forţei de rezistenţă a aerului

puterea necesară învingerii forţei de rezistenţă la demaraj

puterea maximă a motorului

P_a

P_d

P_max

ΣP_ext

W, kW

puterea necesară învingerii rezistenţelor exterioare, care nu

depind de caracterul mişcării

❑

raza de viraj

R

r₁, r₂

m

razele de rulare (dinamice) ale roților punții față, respectiv

spate

(r_d)

❑

raza dinamică a roţilor motoare ale autovehiculelor

forţa de rezistenţă la rulare a autovehiculului

forţa de rezistenţă datorată înclinării longitudinale a

drumului

r_d

R_r, F_r

R_p, F_p

m

N, daN

❑

forţa de rezistenţă totală a drumului

forţa de rezistenţă a aerului

forța de rezistență la demaraj sau forţa disponibilă pentru

accelerare, capabilă să învingă rezistenţa la demarare

suma rezistenţelor exterioare, care nu depind de

caracterul mişcării autovehiculului

R_, F_

R_a, F_a

R_d, F_d

❑

ΣR_ext

N, daN

❑

spaţiul minim de frânare (spațiul cu urmă de frânare)

spațiul corespunzător fazei de blocare a roţilor

spaţiul total de oprire al autovehiculului din cadrul

procesului de frânare

S_fmin

S_îf

S_opr

m

❑

spațiul corespunzător fazei de percepţie-recepţie-reacție

distanţa parcursă de autovehicul în timpul de reacţie al

conducătorului de autovehicul

S_pr

S_r

m

❑

durata frânării efective

durata întârzierii la frânare

durata întârzierii fiziologice

durata întârzierilor involuntare

durata întârzierilor mecanice

intervalul de timp total de oprire al autovehiculului

durata de percepție

durata de percepţie-reacție a conducătorului auto

durata de recepție - caracterizată de fazele de emoţie, de

raţionament (judecată) și de decizie

t_fmin

t_îf

t_îfiz

t_îi

t_îmec

t_opr

t_pp

t_pr

s

t_rp

8

Mărimea/Parametrul

timpul de reacţie al conducătorului de autovehicul

viteza minimă pentru treapta I

Notaţia

U.M.

s

km/h

❑

t_r

v_min

1

v_min

km/h

❑

viteza minimă pentru treapta j

viteza maximă pentru treapta j

viteza maximă pentru treapta k

viteza maximă posibilă

viteza iniţială a autovehiculului

j

v_max

km/h

m/s

j

v_max

k

v_max

c

❑

v₀, v_a

v_0m

v_0mx

viteza inițială a motociclistului

componenta pe orizontală a vitezei inițiale a

m/s

motociclistului

❑

componenta pe verticală a vitezei inițiale a motociclistului

viteza autovehiculului în momentul inițial al proiectării

pietonului

v_0my

v_a0

m/s

❑

viteza rezultată cu care începe să se deplaseze corpul

motociclistului după căderea acestuia pe sol (viteza

motociclistului la începutul alunecării sale pe carosabil)

componenta pe verticală a vitezei motociclistului într-un

moment oarecare și în momentul căderii pe sol (după

scurgea timpului din momentul începerii proiectării

motociclistului până la căderea lui pe sol)

viteza pietonului după desprinderea de autovehicul

viteza pietonului la începutul alunecării sale pe carosabil

viteza relativă a aerului față de autovehicul

v_m

m/s

v_my

m/s

❑

v_p0

v_p0r

v_r

m/s

m/s,

km/h

m/s,

km/h

m/s,

km/h

m/s,

km/h

m/s

❑

viteza relativă a aerului față de autovehicul pe direcția

longitudinală

viteza relativă a aerului față de autovehicul pe direcția

transversală

v_x

v_y

viteza vântului

v_w

❑

viteza autovehiculului în diverse momente ale accidentului

viteza autovehiculului în momentul începerii imprimării

urmelor de frânare

w

w_f

m/s

❑

viteza autovehiculului în momentul inițial al impactului cu

w_i

m/s

pietonul

❑

viteza pietonului

w_p

w_v

m/s

viteza autovehiculului în momentul apariţiei pericolului de

accident (momentul în care pietonul a început traversarea

părții carosabile)

❑

viteza autovehiculului în momentul în care s-a egalizat cu

viteza pietonului

reacțiunile tangențiale ale drumului la puntea din față și

din spate

w_vp

m/s

N

X₁, X₂

❑

forța maximă de aderență

forța maximă de aderență în cazul frânării

reacțiunile laterale ale roților

X_max

X_{max f}

Y₁, Y₂

N

9

Mărimea/Parametrul

reacțiunile normale ale drumului la puntea din față și din

spate

suma reacțiunilor dinamice la roțile din partea stângă,

respectiv din partea dreaptă a autoturismului

coeficientul de aderență pe direcție longitudinală

coeficientul maxim de aderență

coeficientul mediu de aderență

coeficientul mediu de aderenţă, ţinând cont de unghiul 

de înclinare longitudinală a drumului

Notaţia

Z₁, Z₂

U.M.

N

❑

Z_s, Z_d

N

❑

-

, φ_x

_max

_med



med₀

-

❑

coeficientul maxim de aderenţă, ţinând cont de unghiul 

de înclinare longitudinală a drumului



max₀

❑

coeficientul de aderență pe direcţie transversală

unghiul de înclinare longitudinală a drumului

unghiul de înclinare transversală a drumului

randamentul mecanic al componentelor parțiale ale

transmisiei autovehiculului

φ_y, φ_t





-

°

-

_p

-

❑

randamentul mecanic total al transmisiei autovehiculului

coeficientul de rezistenţă totală a drumului

_t



10

REALIZĂRI ȘTIINȚIFICE,

PROFESIONALE ȘI ACADEMICE

1. Activitatea didactică, ştiinţifică şi managerială

la nivel instituțional

1.1. Activitatea didactică

Ca și cadru didactic universitar la Universitatea Tehnică din

Cluj-Napoca, din octombrie 2000 până în prezent, mi-am desfășurat

activitatea didactică la Departamentul Autovehicule Rutiere şi

Transporturi din cadrul Facultăţii de Autovehicule Rutiere, Mecatronică

și Mecanică, fiind implicat în pregătirea studenților de la specializările:

 “Autovehicule Rutiere

-

AR”, “Maşini pentru agricultură şi industria

alimentară - MIAIA” şi “Ingineria Transporurilor și a Traficului - ITT” - (studii

universitare de licență);

 “Automobile” - (colegiu);

 “Siguranţa Circulaţiei Rutiere - SCR” - (studii universitare aprofundate);

 “Ingineria Circulaţiei Rutiere

-

ICR”

-

(Şcoala de Studii Academice

Postuniversitare);

 “Logistica Transporturilor Rutiere - LTR” - studii universitare de master;

 “Automobilul și Mediul - AM” - studii universitare de master.

Dintre

disciplinele

predate

în

activitatea

didactică

din

învăţământul universitar, se menționează:

 Dinamica autovehiculelor, Dinamica accidentelor de circulaţie

2000-prezent;

-

AR,

 Exploatarea şi întreţinerea utilajelor agricole - MIAIA, 2000-2006;

 Automobile, Dinamica şi expertizarea accidentelor de circulaţie - Automobile

(colegiu), 2000-2007;

 Dinamica şi expertizarea accidentelor de circulaţie rutieră - ICR, 2004-2011;

 Siguranţa activă şi pasivă a autovehiculelor, Evaluarea stării tehnice a

autovehiculelor înainte şi după accident - SCR, 2007-2009;

 Elemente avansate de dinamica automobilelor - AM, 2009-prezent;

 Sisteme avansate pentru siguranţa autovehiculelor în transporturi

rutiere - LTR, 2010-prezent;

 Elemente

transporturilor,

rutiere - ITT, 2013-prezent,

de

dinamica

Accidentologie,

autovehiculelor,

Dinamica

Securitatea

si expertiza

şi

siguranţa

accidentelor

conținutul acestora fiind îmbunătăţit permanent, în concordanţă cu

cerinţele impuse formării unor specialişti în domeniul ingineriei

mecanice/autovehiculelor/transporturilor.

15

Astfel, se menţionează adaptarea tematicii cursurilor predate, în

conformitate cu cerinţele privind cunoştinţele şi abilităţile necesare

unor specialiști în domeniile menţionate anterior. Se evidenţiază

introducerea în tematica cursurilor a rezultatelor obţinute în activitatea

de cercetare desfăşurată. Aceste contribuţii se regăsesc în publicațiile la

edituri recunoscute CNCSIS, în calitate de unic autor, prim autor sau

coautor. În plus, pentru completarea materialului bibliografic existent

în bibliotecă, la fiecare disciplină sunt oferite studenţilor materiale

multiplicate pe suport electronic şi/sau tipărite cu note de curs şi

bazele teoretice ale lucrărilor de laborator, necesare desfăşurării

activităţilor prevăzute.

Cu privire la metodele de predare-învăţare am o permanentă

preocupare legată de îmbunătăţirea acestora. Ca şi cadru didactic

universitar, principala responsabilitate a mea constă în proiectarea

metodelor şi mediilor de învăţare centrate pe student, cu mai puţin

accent asupra responsabilităţii tradiţionale de a transmite doar

informaţii. Relaţia dintre mine şi studenţi este una de parteneriat, în

care fiecare ne asumăm responsabilitatea atingerii rezultatelor

învăţării. Rezultatele învăţării sunt explicate şi discutate cu studenţii

din perspectiva relevanţei acestora pentru dezvoltarea lor. Treptat, pe

măsura dotării cu aparatură a departamentului, s-a recurs la utilizarea

mijloacelor de proiecţie (videoproiector interactiv şi digital wall

display) şi astfel, prin însoţirea prelegerilor cu imagini, se asigură o mai

bună înţelegere şi însuşire a cunoştinţelor de către studenţi, iar în

discuţiile cu aceştia pe marginea subiectelor abordate, se pot găsi soluţii

la diferite probleme. Ca şi strategii de predare se pot menţiona: utilizarea

mijloacelor multimedia, predarea interactivă, atragerea în cercuri

ştiinţifice şi contracte de cercetare, consultaţii, vizite de studii,

coordonarea studenţilor cu privire la participarea acestora la sesiunile

ştiinţifice studenţeşti și concursuri studențești zonale și naționale.

Dintre principalele metode de predare se menționează: expunerea

(explicare, descriere), învăţarea constructivistă (prezentare, analize,

avantaje, dezavantaje, aplicabilitate - libertatea de gândire, de a avea o

opinie şi de exprimare, egalitatea de şanse, nediscriminarea), conversația,

demonstrarea, exemplificarea, orientarea etc., iar în cadrul activităților

aplicative: problematizarea, exercițiul, algoritmizarea, conversația,

explicarea,

descrierea,

modelarea,

demonstrarea,

exemplificarea,

orientarea etc.

Cu privire la coordonarea studenţilor în elaborarea proiectelor de

diplomă şi a lucrărilor de disertaţie se urmăreşte ca studenţii să fructifice

16

optim cunoşţinţele dobândite în decursul studiilor; se menţionează că

lucrările științifice și didactice publicate, sunt de real folos în munca cu

studenţii, acestea fiind frecvent citate ca sursă bibliografică, la elaborarea

lucrărilor de finalizare a studiilor. Cele peste 180 de teme de

proiect/absolvire/disertaţie coordonate după 2006 (Tabelul 1.1), au fost

selectate şi propuse având în vedere, în principal, disciplinele predate şi

temele de cercetare ştiinţifică abordate în cadrul contractelor/proiectelor,

asigurând astfel implicarea studenţilor din anii terminali în activitatea de

cercetare ştiinţifică a departamentului.

Tabelul 1.1. Conducere proiecte de diplomă și lucrări de disertație (2006-2019).

Nr. proiecte

de diplomă /

lucrări de

Nr.

crt.

Linia de studiu

disertație

1

2

3

4

5

6

7

Autovehicule Rutiere - licență

107

7

Ingineria transporturilor și a traficului - licență

Automobile - Colegiu

6

Siguranţa Circulaţiei Rutiere - studii aprofundate

Automobilul și mediul - master

8

20

23

15

Logistica transporturilor rutiere - master

Ingineria Circulației Rutiere - Studii Academice

Postuniversitare

Total

186

1.2. Activitatea ştiinţifică

Activitatea de cercetare ştiinţifică desfăşurată până în prezent la

DART din cadrul FARMM a UTC-N este axată pe domeniul dinamicii

autovehiculelor, dinamicii accidentelor de circulaţie rutieră, siguranţei

autovehiculelor și securității în transporturi rutiere, biocombustibililor

pentru MAI, respectiv surselor alternative de energie utilizate pentru

propulsarea autovehiculelor și protejarea mediului. Având în vedere

influenţa sursei energetice a autovehiculului asupra performanţelor

dinamice ale acestuia, îmbinarea acestor direcţii de cercetare este

benefică în studiul parametrilor dinamici ai autovehiculelor, în cazul

utilizării combustibililor alternativi ecologici în transportul urban, în

studiul creşterii eficienţei energetice a autovehiculelor.

− Lucrări publicate,

 Teza de doctorat (Cercetări privind utilizarea uleiurilor de floarea

soarelui ca şi combustibili pentru motoarele diesel): 1 teză de

17

2. Evaluarea influenței parametrilor care

caracterizează dinamica autovehiculelor

2.1. Considerații generale

Studiul mişcării în siguranță a autovehiculelor, sub acţiunea for-

ţelor şi momentelor externe şi interne acestora, urmărește evaluarea

parametrilor de influență asupra comportamentului dinamic al lor.

Propulsia autovehiculului se realizează ca urmare a transmiterii puterii

dezvoltate de motor, prin ansamblurile care compun transmisia autove-

hiculului, spre roţile motoare ale acestuia. Obținerea unor forțe tangen-

țiale de tracțiune la roțile motoare ale autovehiculului, necesare învin-

gerii rezistențelor la înaintarea acestuia, depinde în mod direct de

momentul care ajunge la roțile motoare, respectiv de puterea care ajunge

la acestea. Un model dinamic de transmitere a mişcării de la motor la

roţile motoare ale autovehiculului, organizat 4x2 cu tracțiune pe puntea

din spate, cu indicarea parametrilor de exploatare specifici motorului,

transmisiei și roților motoare, este surprins în figura 2.1 [35].

Fig. 2.1. Transmiterea mișcării de la motor la roțile motoare ale autovehiculului.

Dependența între parametrii motorului, transmisiei și roților

motoare, prezentați pe modelul dinamic din figura 2.1, este dată de

relațiile [2, 35, 58, 59]:

n

∏

P_R= P ⋅ η , cu η = _p=1η ,

(2.1)

(2.2)

(2.3)

e

t

p

n

∏

M_R= M_e⋅ i_t⋅ η_t, cu i_t= _p=1i_p,

M

R

F_R

=

.

r

d

31

2.2. Activitate publicistică cu specific în dinamica

autovehiculelor

Scopul de bază al activității publicistice cu specific în dinamica

autovehiculelor este de a facilita accesul studenților și specialiștilor din

domeniu la astfel de informații prin care să identifice o cât mai vastă

posibilitate de abordare și dezvoltare a tematicilor referitoare la acest

domeniu.

2.2.1. Evaluarea acoperirii treptelor de viteze ale

autovehiculelor

În lucrarea [43], se prezintă un algoritm de calcul, cu ajutorul

căruia se poate trasa diagrama de variație a vitezelor corespunzătoare

treptelor de viteze, în funcție de turaţia motorului, la diferite regimuri de

funcționare ale acestuia. Diagrama astfel obținută, permite identificarea

zonei optime de schimbare a treptelor de viteze, respectiv a acoperirilor

la schimbarea treptelor de viteze. Algoritmul de calcul este dezvoltat atât

pentru cazul în care ultima treaptă a cutiei de viteze este considerată

priză directă cât și suprapriză. Metoda de lucru poate fi aplicată pentru

orice tip de autovehicul, cu condiţia să se cunoască puterea maximă a

motorului şi turaţia corespunzătoare acesteia, momentul maxim dezvol-

tat de motor şi turaţia corespunzătoare acestuia, turaţia minimă și maxi-

mă a motorului, viteza maximă de deplasare, greutatea totală, numărul

treptelor de viteze, organizarea cutiei de viteze - ultima treaptă k din

cutia de viteze este priză directă sau suprapriză, parametrii dimensionali

ai autovehiculului, mărcile anvelopelor cu care sunt echipate roţile mo-

toare etc. Pe baza rezultatelor obţinute se pot aprecia şi compara zonele

de acoperire ale treptelor de viteze, pentru diferite tipuri de autovehicule

pe roţi. Rezultatele obținute pot sta la baza studiului performanțelor

autovehiculelor, referitoare la bilanțul de tracțiune sau putere, caracte-

ristica de tracțiune sau putere, caracteristica dinamică etc.

În algoritmul de calcul, elaborat în programul MathCAD, se ține

seama de faptul că ultima treaptă k din cutia de viteze este considerată

priză directă sau suprapriză. Pentru o cutie de viteze cu suprapriză în

treapta k (ultima), la care raportul de transmitere este subunitar, priza

directă se consideră a fi realizată în penultima treaptă (k-1) [39, 43].

Schimbarea optimă a treptelor de viteze se realizează în intervalul

de turaţii [n_M, n_p], iar vitezele minime/maxime, în km/h, pentru fiecare

treaptă din cutia de viteze se determină cu relaţiile [35, 43]:

32

∙r

0,377 ⋅ ⁿ

min

^d, dacă j = 1

i

t

j

v_min= {

,

(2.4)

(2.5)

⋅r

0,377 ⋅ ⁿ^d, ꢀdaca

ꢀj ≥ 2

j

M

i

t

j

− pentru priza directă în treapta k:

0,377 ⋅ ⁿ^d, ꢀdacăꢀj ≤ (k − 1)ꢀ

⋅r

p

i

t

j

0,377 ⋅ ⁿ

max

^d, ꢀdacăꢀj = k

⋅r

i

t

j

v_max

=

(

)

,

−pentruprizadirectăîntreapta k − 1 :ꢀ

j

0,377 ⋅ ⁿ^d, ꢀdacăꢀj ≤ (k − 2)ꢀ

⋅r

p

i

t

j

⋅r

0,377 ⋅ ⁿ

^d, ꢀdacăꢀj = (k − 1)ꢀ

max

i

t

j

⋅r

lim

^d, ꢀdacăꢀj = k

i

t

{

j

în care:

v

⋅i

t

max

c

n_lim

=

^k, în rot/min,

(2.6)

(2.7)

0,377⋅r

d

i_t= i_o⋅ i_cv⋅ i_tf.

j

În cazul în care motorul autovehiculului este prevăzut cu

regulator-limitator de turaţie, atunci în relația (2.5), în locul turației n_pse

va utiliza turația n_rp. Turația n_lim, utilizată în relația (2.6), este situată în

jurul turației n_ec, care caracterizează regimul economic de funcţionare a

motorului și corespunde consumului specific efectiv minim de combu-

tibil, aflată în zona optimă de schimbare a treptelor de viteze, între

turația n_Mcorespunzătoare momentului efectiv maxim al motorului și

turația n_pcorespunzătoare puterii efective maxime a acestuia, mai

aproape de turația n_p, în jurul valorii de 75% din turaţia n_p[39, 43].

În exemplul numeric din lucrarea [43], zonele de acoperire ale

treptelor de viteze se reflectă în diagrama v = f(n) (fierăstrău) a autove-

hiculului (Fig. 2.2, Fig. 2.3), care se poate construi definind mărimile y,

respectiv z, în funcţie de vitezele minime şi maxime din fiecare treaptă

din cutia de viteze şi în funcţie de turaţiile n_min, n_M, n_p, n_max, astfel [43]:

a) pentru situația în care ultima treaptă k din cutia de viteze este

considerată priză directă, (Fig. 2.2),

x

❑

y_j,x= v_max

⋅

¹, unde: x₁= 0...n_p; j = 1...(k-1);

1

j

n

p

x

2

❑

y_k,x= v_max

⋅

, unde: x₂= 0...n_max;

2

k

n

max

33

A1

j

❑

z_j,x= a_j⋅ x₃+ b_j, unde: x₃= n_M...n_p; a_j=

; A1_j= v_max− v_max

−n

M

;

3

(

)

j

j+1

n

p

A1

j

(

)

b_j= v_min

− n_M⋅ a_j; j = 1...(k-1);  z_j,x= x₃− n_M

⋅

+ v_min

;

)

(

)

3

(

j+1

n

−n

M

p

y_f= 0 … v_min; 푦_푚= 0 … v_min; y_p= 0 … v_max

₎; y_fm= 0 … v_max

k

;

1

(

푘−1

k

Turația motorului, în rot/min

Fig. 2.2. Diagrama v = f(n) (fierăstrău) a autovehiculului,

pentru situația în care ultima treaptă k din cutia de viteze

este considerată priză directă.

b) pentru situația în care ultima treaptă k din cutia de viteze este

considerată suprapriză, iar priza directă se consideră a fi realizată

în penultima treaptă (k-1), (Fig. 2.3),

x

❑

y_j,x= v_max

⋅

¹, unde: x₁= 0...n_p; j = 1...(k-2);

1

j

n

p

x

2

y₍

k−1 ,x

= v_max

⋅

, unde: x₂= 0...n_max

;

)

2

(

)

k−1

n

max

x

y_k,x

= v_max

⋅

^lim, unde: x_lim= 0...n_lim

;

lim

k

n

lim

A1

j

❑

z_j,x= a_j⋅ x₃+ b_j, unde: x₃= n_M...n_p; a_j=

; A1_j= v_max− v_min

−n

M

;

)

3

(

j

j+1

n

p

A1

j

(

)

b_j= v_min

− n_M⋅ a_j; j = 1...(k-2);  z_j,x= x₃− n_M

⋅

+ v_min

;

(

)

3

(

)

j+1

n

−n

M

p

34

A11

j1

❑

z1_j1,x= a1_j1⋅ x₃+ b1_j1, unde: x₃= n_M...n_p; a1_j1

=

;

3

n

p

−n

M

퐴11_j1= v_max

− v_min

₎; b1_j1= v_min

− n_M⋅ a1_j1; j1 = (k-1);

j1+1

(

)

(

)

j1−1

j1+1

A11

j1

(

)

 z1_j1,x= x₃− n_M

⋅

+ v_min

;

)

3

(

j1+1

n

p

−n

M

A12

j2

❑

z2_j2,x= a2_j2⋅ x₄+ b2_j2, unde: x₄= n_M...n_max; a2_j2

=

;

4

n

−n

M

max

퐴12_j2= v_max

− v_min; b2_j2= v_min− n_M⋅ a2_j2; j2 = k;

j2 j2

(

)

j2−1

A12

j2

−n

(

)

 푧2_j2,x= x₄− n_M

⋅

+ v_min

j2

;

4

n

max

M

y_f= 0 … v_min; y_m= 0 … v_min; y_pv= 0 … v_max

₎; y_lim= y_p= 0 … v_max

(

k−1

;

)

1

(

k

k−2

y_fm= 0 … v_max; x₅= 0 … n_max

.

k

Turația motorului, în rot/min

Fig. 2.3. Diagrama v = f(n) (fierăstrău) a autovehiculului, pentru situația în care ultima

treaptă k din cutia de viteze este considerată suprapriză, iar priza directă

se consideră a fi realizată în penultima treaptă (k-1).

35

2.2.2. Algoritm pentru trasarea caracteristicilor de

putere și de tracțiune ale autovehiculelor

În lucrarea [53], pentru evaluarea capacității de autopropulsare a

autovehiculelor, s-a dezvoltat un model de calcul numeric în care se ține

seama de diferitele regimuri de deplasare, parametrii constructivi ai

acestora, treptele de viteze utilizate, geometria, natura și starea

drumului etc. și care permite utilizatorului obţinerea rezultatelor

urmărite, cu interpretări grafice. Modelul de calcul numeric dezvoltat,

poate fi adaptat oricărui tip de autovehicul luat în studiu și oricăror

condiții de exploatare care se doresc a fi surprinse (diferite regimuri de

funcționare ale motorului, diferite raze dinamice ale roților - acestea

fiind direct infuențate de presiunile de umflare a pneurilor etc.),

permițând și un studiu comparativ între diferite autovehicule, dar pot fi

surprinse și diferite situații de încărcare a autovehiculelor studiate,

identificând în acest fel influența greutății lor asupra performanțelor

dinamice, respectiv asupra capacității lor de autopropulsare.

Atât puterile care ajung la roțile motoare cât și forțele tangențiale

de tracțiune la roțile motoare sunt dependente de viteza de deplasare a

autovehiculului și de treapta utilizată din cutia de viteze.

Modelul de calcul numeric din lucrarea [53] este dezvoltat pentru

situația în care puntea motoare este cea din față (Fig. 2.4) [53], având în

vedere diferite situații de înclinare longitudinală a drumului, surprinse

prin utilizarea variabilei u=1…4 (p_1,2,3,4=0, 4, 8, 12%, p_ufiind panta

drumului), și diferite naturi și stări ale acestuia, prin utilizarea variabilei

c=1…3 (1 - asfalt uscat; 2 - pământ uscat; 3 - zăpadă bătătorită). Pentru

evaluarea puterilor necesare învingerii forțelor de rezistență la

înaintarea autovehiculelor s-a utilizat și variabila v = 0 … v_max, care

c

caracterizează variația vitezei de deplasare a autovehiculului.

Unghiul de înclinare longitudinală a drumului s-a luat în

considerare conform relației [53]:

[

]

α_u= arctg (^{p %}).

(2.8)

u

100

Forţa de rezistenţă totală la rulare a autovehiculului este dată de

suma foţelor de rezistenţă la rulare pentru toate roţile acestuia, sub

forma [53]:

R_r

= f_u⋅ G_a⋅ cos α_u, în daN.

(2.9)

c,u

Puterea necesară învingerii forţei de rezistenţă la rulare a unui

autovehicul singular ce se deplasează cu viteza v este dată de relaţia [53]:

v⋅R

r

P

=

^c,u, în kW.

(2.10)

r

c,u,v

360

36

Forţa de rezistenţă datorată înclinării longitudinale a drumului R_p

(v. Fig. 2.4) apare datorită componentei paralele cu suprafaţa drumului

a greutăţii autovehiculului (G_asin) [53]:

R_p= G_asin α_u, în daN,

(2.11)

u

aceasta fiind o forţă de rezistență la urcarea rampei şi o forță activă la

coborârea pantei.

Puterea consumată sau primită de autovehicul la deplasarea pe

rampă/pantă cu viteza v, este dată de relaţia [53]:

v⋅R

p

P

=

^u, în kW.

(2.12)

p

u,v

360

Fig. 2.4. Schema forțelor, momentelor și reacțiunilor ce acționează asupra

autoturismului aflat în mișcare.

Forţa de rezistenţă totală a drumului R_are componentele: forţa

de rezistenţă la rulare R_rşi forţa de rezistenţă datorată înclinării

longitudinale a drumului R_p[53],

R_ψ

= R_r± R_p= G_a⋅ ψ_c,u, în daN,

(2.13)

c,u

u

c,u

în care ψ_c,u= f_c⋅ cos α_u± sin α_u, (+) fiind utilizat pentru urcare, iar (−)

pentru coborâre.

Puterea necesară pentru învingerea forţei de rezistenţă totală a

drumului este dată de relaţia [53]:

v⋅R

ψ

P_ψ

=

^c,u, în kW.

(2.14)

c,u,v

360

Forţa de rezistenţă a aerului R_aeste dată de relaţia [53]:

2

R_a= k_a⋅ S_f⋅ (^v^r) , în daN,

(2.15)

v

3,6

37

în care: S_feste aria secţiunii

transversale a autovehicu-

lului (S_fk_sHE), cu valori ale

coeficientului de corecție k_s

de

0,90…0,95

în

cazul

autoturismelor și 1,05…1,10

în cazul autocamioanelor [2,

35, 53, 58, 59]; la calculul

vitezei v_rse ţine seama de

viteza

v

de deplasare

a

Fig. 2.5. Triunghiul vitezelor, deplasarea cu

vânt lateral.

autovehiculului şi de viteza

vântului v_w(Fig. 2.5) [2, 53],

astfel: v_r= √v²+ v_w²+ 2 ⋅ v ⋅ v_w⋅ cos α_w, dacă vântul bate sub un unghi α_w

faţă de axa longitudinală a autovehiculului; v_r= v + v_w, dacă vântul bate

în sens opus mişcării autovehiculului; v_r= v − v_w, dacă vântul bate în

acelaşi sens cu mişcarea autovehiculului; v_r= √v²+ v_w², dacă vântul bate

perpendicular pe axa longitudinală a autovehiculului.

Notațiile din figura 2.5, se referă la: α_w- unghiul sub care bate

vântul asupra autovehiculului (față de axa longitudinală a acestuia);

α_r- unghiul de insuflare (incidență) dintre viteza v_rși axa longitudinală a

autovehiculului; (- v) - viteza negativă de deplasare a autovehiculului;

v_x= v + v_w⋅ cos α_w; v_y= v_w⋅ sin α ; v = v²+ v².

√

w

r

x

y

Puterea necesară învingerii forţei de rezistenţă a aerului este dată

de relaţia [53]:

v⋅R

a

P

=

^v, în kW.

(2.16)

a

v

360

Forţa disponibilă pentru accelerare, capabilă să învingă rezistenţa

la demarare se determină conform relației [53]:

R_d

= F_R− ΣR_ext_c,u,v, în daN,

(2.17)

i,j,c,u,v

i,j

în care: ΣR_ext

= R_r+ R_p+ R_a

c,u c,u,v

.

c,u,v

u

În funcție de direcția și sensul de bătaie a vântului, s-au utilizat

notații diferite pentru ΣR_ext, astfel [53]:

c,u,v

din față, de-a lungul axei longitudinale

−

a

autovehiculului:

;

R_ext-f

= R_r+ R_p+ R_a-f

c,u,v

c,u

u

c,u,v

din spate, de-a lungul axei longitudinale a autovehiculului:

;

R_ext-r

= R_r+ R_p+ R_a-r

c,u,v

c,u u c,u,v

lateral, perpendicular pe axa longitudinală a autovehiculului:

R_ext-p= R_r+ R_p+ R_a-p

.

c,u,v

c,u

u

c,u,v

38

Puterea disponibilă pentru accelerare, în anumite condiții de

exploatare ale autovehiculului, este dată de relația [53]:

P

= P_R− ΣP _c,u,v, în kW

ext

(2.18)

, în

d

i,j,c,u,v

i,j

în care:

.

P

ext_c,u,v

= P + P_p+ P

r_c,ua_c,u,v

u

De asemenea, au fost utilizate notații diferite pentru

P

ext_c,u,v

funcție de direcția și sensul de bătaie a vântului, astfel [53]:

−

din față, de-a lungul axei longitudinale

a

autovehiculului:

;

P

= P + P_p+ P

ext-f_c,u,v

r_c,ua-f_c,u,v

u

din spate, de-a lungul axei longitudinale a autovehiculului:

;

P

= P + P_p+ P

ext-r_c,u,v

r_c,ua-r_c,u,v

u

lateral,

autovehiculului: P_ext-p

perpendicular

c,u,v

pe

axa

c,u

longitudinală

de

simetrie

a

= P_r+ P_p+ P_a-p

.

u

c,u,v

Forțele și puterile la roțile motoare s-au evaluat în funcție de

vitezele corespunzătoare treptelor de viteze [53]. Ținând seama de

treapta din cutia de viteze în care funcționează autovehiculul, forța la

roțile motoare, se determină utilizând relația [45, 53]:

M

Rvn

F_Rvn

i,j

=

^i,j, în daN,

(2.19)

r

d

în care r_dse determină în funcție de marcajul anvelopelor, ținând seama

de presiunea de umflare a roților, conform [2, 53, 58, 59].

Momentul activ M_Rvnla roțile motoare se determină conform

i,j

relației [45, 53]:

⋅r

M_Rvn= 954,92 ⋅ 0,377 ⋅ ^P

^d, în daN·m,

(2.20)

(2.21)

Rvn

i,j

vn

i,j

în care, puterea la roțile motoare P_R_i,jeste dată de relația [45, 53]:

vn ⋅i

t

i,j

j

α

[

]

0,377⋅r

^m) ⋅

+

d

(

α^′_m

n

P

2

vn ⋅i

i,j

t

j

β

+ ( ^m) ⋅ (^0,377⋅r^d) −

i,j

t

β^′_m

P_Rvn= η ∙ P

= η_t∙ P_max

evn

i,j

∙

, în kW,

n

P

3

vn ⋅i

i,j

t

j

γ

− ( ^m) ⋅ (^0,377⋅r

)

d

γ^′_m

P

n

β

β^′_m

γ

γ^′_m

α

în care coeficienţii ( ^m) ,ꢀ( ^m) ,ꢀ( ^m) depind de supleţea motorului și

α^′_m

lărgimea zonei de stabilitate a acestuia și s-au determinat conform [2, 35,

53, 58, 59], între aceștia existând relația:

39

β

β^′_m

γ_m

γ^′_m

α

^m) + ( ^m) − ( ) = ( ),

(2.22)

1

(

α^′_m

Coeficienţii de formă adimensionali α_m,ꢀβ_m,ꢀγ_mse utilizează

pentru vn_i,j≤ v_med, iar α^′_m,ꢀβ^′,ꢀγ^′pentru vn_i,j> v_med, unde v_medeste dată

m

j

m

j

de relația [2, 53]:

⋅n

v_med= 0,377 ⋅ ^r^med, în km/h,

(2.23)

d

j

i

t

j

n

M

+n

p

cu n_med

=

.

2

Viteza vn_i,jcorespunzătoare treptelor de viteze, la diferite turații

n_iale motorului, este dată de relația [2, 53]:

⋅n

vn_i,j= 0,377 ⋅ ^rⁱ, în km/h,

(2.24)

d

i

t

j

unde: i_t= i₀⋅ i_cv, s-au determinat conform [53], iar diferitele turații n_iale

j

motorului sunt considerate între n_min≅0,2·n_pși n_max≅1,1·n_p, cu o relație de

forma:

n

−n

max

푛_i= n_min

−

^min⋅ i, dacă i = 0...99.

(2.25)

99

Forțele la roțile motoare se pot obține și în funcție de vitezele vs_j,s

corespunzătoare treptelor de viteze:

v

max

−v

min

j

vs_j,s= v_min

−

⋅ s, dacă s = 0...88.

(2.26)

j

88

Vitezele minime v_minși maxime v_maxpentru fiecare treaptă din

j

cutia de viteze se determină pentru situația în care schimbarea treptelor

de viteze este optimă, motorul funcționând în intervalul de turaţii

[n_M, n_p], utilizând relația (2.4) pentru v_minși relația (2.5) pentru v_maxîn

j

situația prizei directe în treapta (k-1) [43, 53].

În acest caz, relațiile (2.19), (2.20) și (2.21) se adaptează vitezelor

vs_j,s, astfel [53]:

M

Rvs

F_Rvs

j,s

=

^j,s, în daN,

(2.27)

(2.28)

r

d

Rvs

M_Rvs= 954,92 ⋅ 0,377 ⋅ ^P

^d, în daN·m,

vs ⋅i

⋅r

j,s

vs

j,s

t

j,s

j

α

[

]

0,377⋅r

d

(

^m) ⋅

+

α^′_m

n

p

2

vs ⋅i

j,s

t

j

β

+ ( ^m) ⋅ (^0,377⋅r^d) −

β^′_m

P_Rvs= η ∙ P

evs

j,s

= η_t∙ P_max

∙

, în kW,

(2.29)

n

p

j,s

t

3

vs ⋅i

j,s

t

j

γ

− ( ^m) ⋅ (^0,377⋅r

)

d

γ^′_m

p

n

unde coeficienţii α_m,ꢀβ ,ꢀγ se utilizează pentru vs_j,s≤ v_med, iar α^′_m,ꢀβ^′,ꢀγ^′

m

j

m

pentru vs_j,s> v_med

.

j

40

Modelul de calcul numeric dezvoltat permite obținerea de rezul-

tate cu interpretare grafică (Fig. 2.6, Fig. 2.7, Fig. 2.8, Fig. 2.9) [53],

facilitând identificarea performanțelor autovehiculului, cu referire la

caracteristicile de putere și de tracțiune ale acestuia. Intersecţia dintre

curbele P_Rşi puterea absorbită datorită rezistenţelor exterioare ΣP_ext,

care nu depind de caracterul mişcării (Fig. 2.6, Fig. 2.7), determină viteza

maximă a autovehiculului ce poate fi obţinută în condiţiile de drum

considerate; în acest punct de intersecție a curbelor (P_Rşi ΣP_ext) este

regimul la care autovehiculul trece de la o mişcare accelerată la una

uniformă, iar puterea disponibilă pentru accelerare este nulă. La un

regim la care autovehiculul se deplasează cu o anumită viteză, distanța

dintre curbele respective (P_Rşi ΣP_ext) reprezintă puterea disponibilă

pentru accelerare (P_d= P_R– ΣP_ext) (Fig. 2.6, Fig. 2.7). Curbele puterilor la

roată P_Rcare se găsesc sub curba ΣP_ext, caracterizează faptul că treptele

j

respective de viteze nu se pot folosi în acele condiţiii de exploatare ale

autovehiculului. În felul acesta rezultă puterile disponibile la accelerare

P_dpentru fiecare treaptă din cutia de viteze (Fig. 2.6, Fig. 2.7).

j

Fig. 2.6. Caracteristica puterilor pentru

situația diferitelor naturi și stări ale

drumului și o anumită înclinare

longitudinală a acestuia.

Fig. 2.7. Caracteristica puterilor pentru

situația diferitelor înclinări longitudinale

ale drumului și o anumită natură și stare a

acestuia.

Intersecţia dintre curbele F_Rşi suma rezistenţelor exterioare

ΣR_ext, care nu depind de caracterul mişcării, determină viteza maximă a

autovehiculului ce poate fi obţinută în condiţiile de drum considerate

41

(Fig. 2.8, Fig. 2.9) [53]; în acest punct este regimul la care autovehiculul

trece de la o mişcare accelerată la una uniformă, iar forţa disponibilă

pentru accelerare este nulă.

Fig. 2.8. Caracteristica de tracțiune pentru Fig. 2.9. Caracteristica de tracțiune pentru

situația diferitelor naturi și stări ale

drumului și o anumită înclinare

longitudinală a acestuia.

situația diferitelor înclinări longitudinale

ale drumului și o anumită natură și stare a

acestuia.

La o anumită viteză de deplasare a autovehiculului, mai mică

decât cea determinată de intersecţia curbelor F_Rşi ΣR_ext, distanța dintre

curbele respective (F_Rşi ΣR_ext) reprezintă forţa disponibilă pentru

accelerare (R_d= F_R– ΣR_ext), capabilă să învingă rezistenţa la demarare

pentru regimul respectiv de funcționare al motorului (Fig. 2.8, Fig. 2.9)

[53]. Curbele forţelor la roată F_Rcare se găsesc sub curba ΣR_ext,

j

caracterizează faptul că treptele respective de viteze nu se pot folosi în

acele condiţiii de exploatare ale autovehiculului. În felul acesta rezultă

forţele disponibile la accelerare R_dpentru fiecare treaptă din cutia de

j

viteze (Fig. 2.8, Fig. 2.9). Rezultatele obținute pot fi un suport în studiul

performanțelor autovehiculelor, referitoare la parametrii şi indicii

caracteristici deplasării cu regim tranzitoriu de accelerare, forţele

excedentare specifice, caracteristica dinamică, parametrii capacității de

demarare etc. [53].

42

2.2.3. Evaluarea unor parametri dinamici ai

vehiculelor a căror motor este alimentat

alternativ cu motorină și biocombustibili

În lucrarea [45] se evaluează posibilitățile de autopropulsare ale

unui tractor al cărui motor este alimentat alternativ cu motorină şi

combustibili pe bază de ulei ulei de floarea soarelui uzat, surprinzând

rezultate cu privire la puterile și forțele transmise roților motoare, în

funcție de viteza de deplasare a acestuia. Metoda de lucru are ca scop de

a fi utilizată pentru orice tip de tractor și pentru orice alte situații de

alimentare ale motorului. Scopul principal al lucrării este de a evalua

calitățile de tracțiune ale unui tractor echipat cu motor de tipul

D-2402.000, în situațiile alimentării alternative a acestuia cu motorină și

combustibili pe bază de ulei de floarea soarelui uzat. Având în vedere că

motorul de tipul D-2402.000 este foarte apropiat ca și performanțe de

motorul care echipează tractoarele din gama 65 CP, în dezvoltarea

modelului de calcul, în MathCAD, s-a ținut seama și de specificațiile

tehnice ale unor asemenea tractoare [45, 65].

În dezvoltarea modelului de calcul s-a ținut cont [36, 37, 45] de

parametrii principali ai motorului D-2402.000 (momentul efectiv,

puterea efectivă), alimentat alternativ cu combustibili pe bază de ulei de

floarea soarelui uzat şi motorină, ținând seama de rezultatele obținute

experimental (Tabelul 2.1), la diferite sarcini parțiale (Tabelul 2.2),

conform [36, 45]. Combustibilii utilizaţi în cadrul testărilor s-au notat în

funcţie de materia primă folosită, astfel: M₁₀₀(100% motorină);

AFSU_{10;20;30;40;50}(10; 20; 30; 40; 50% biodiesel pe bază de ulei de floarea

soarelui uzat în amestec cu motorină); FSU₁₀₀(100% biodiesel pe bază

de ulei de floarea soarelui uzat). Măsurătorile experimentale s-au

efectuat pornind de la o turaţie de mers în gol de 1.800 rot/min,

încărcându-se treptat dispozitivul de frânare, experimentul încheindu-se

la a noua încercare, moment în care turaţia a ajuns la 1.000 rot/min [36].

Pentru a obține puterile și forțele la roțile motoare în funcție de viteza de

deplasare a unui tractor al cărui motor este alimentat alternativ cu

motorină şi biodiesel din ulei de floarea soarelui uzat, în modelul de

calcul s-au luat în considerare, atât momentul cât și puterea motorului,

obținute [36, 45] pentru fiecare din variantele de combustibili utilizaţi în

alimentarea motorului. Puterea efectivă a motorului, în funcţie de turaţia

acestuia, s-a obținut având în vedere valorile puterii maxime a motorului,

determinate experimental [36, 45], pentru fiecare din combustibilii

considerați, iar momentul efectiv al motorului s-a determinat ţinând

43

seama de aceasta. Turaţiile motorului s-au considerat între valorile

minime și maxime obținute experimental pentru fiecare din

combustibilii utilizați (turațiile minime fiind cele la care s-au finalizat

încercările experimentale, iar turațiile maxime s-au luat în considerare

cu 7% mai mari decât cele la care s-au obținut puterile maxime ale

motorului) [36, 45]. Supleţea motorului s-a luat în considerare prin

raportul dintre momentul efectiv maxim dezvoltat de motor şi momentul

dezvoltat de motor la puterea maximă, iar lărgimea zonei de stabilitate a

motorului, prin raportul dintre turaţia corespunzătoare momentului

maxim şi puterii maxime a motorului [36, 45].

Tabelul 2.1. Rezultate comparative cu privire la parametrii de performanță ai

motorului, obţinute experimental cu combustibilii pe bază de ulei de floarea soarelui

uzat faţă de motorină.

Combustibilul

Parametrul

AFSU₁₀

AFSU₂₀

AFSU₃₀

AFSU₄₀

AFSU₅₀

FSU₁₀₀

Momentul efectiv

al motorului

– 4,68% – 5,20% – 6,24% – 6,81% – 8,32% – 10,93%

Puterea efectivă

a motorului

– 4,10% – 5,57% – 4,45% – 6,18% – 8,48% – 11,08%

Tabelul 2.2. Valorile coeficienţilor de sarcină , la turaţia 1.500 rot/min.

Combustibilul

M₁₀₀

AFSU₁₀AFSU₂₀AFSU₃₀AFSU₄₀AFSU₅₀FSU₁₀₀

0,94

0,89 0,89 0,91 0,90 0,87 0,83



După prelucrarea datelor experimentale cu ajutorul modelului de

calcul [36, 45], s-au obţinut variaţiile puterii și momentului motorului în

funcţie de turaţie, pentru fiecare din variantele de combustibili utilizaţi.

Din analiza comparativă a rezultatelor obţinute analitic (Tabelul 2.3) [36,

45] faţă de cele determinate experimental în cazul utilizării combusti-

bililor pe bază de ulei de floarea soarelui uzat, s-a constatat că valorile

parametrilor calculaţi cresc în medie astfel: puterea efectivă a motorului,

cu aproximativ 6,32%, iar momentul motor cu aproximativ 5,17% [45].

Tabelul 2.3. Rezultate comparative, obţinute analitic faţă de cele determinate expe-

rimental, în cazul combustibililor pe bază de ulei de floarea soarelui uzat şi motorină.

Combustibilul

M₁₀₀

AFSU₁₀AFSU₂₀AFSU₃₀AFSU₄₀AFSU₅₀FSU₁₀₀

Parametrul

Momentul efectiv

al motorului

Puterea efectivă

a motorului

+6,18% +7,73% +6,98% +5,90% +5,78% +6,44% +5,25%

+2,47% +5,01% +3,15% +7,00% +7,35% +5,81% +5,38%

44

Ținând seama de combustibilul utilizat și treapta din cutia de

viteze în care funcționează tractorul, forța la roțile motoare ale

tractorului s-a determinat utilizând una din relațiile (2.3), (2.19), (2.27),

adaptată variabilelor considerate [45]. Momentul activ la roțile motoare

s-a determinat utilizând o relație de forma (2.20), (2.28), iar puterea la

roțile motoare este dată de o relație de forma (2.21), (2.29), adaptate

variabilelor considerate [45]. Viteza corespunzătoare treptelor de viteze,

la diferite turații ale motorului, este dată de o relație de forma (2.24),

adaptată variabilelor considerate [45], cu i_t= i₀⋅ i_cv⋅ i_tf. Coeficienţii

j

_m, _mşi _m, în cazul fiecărui combustibil utilizat, depind de supleţea

motorului și lărgimea zonei de stabilitate a acestuia și s-au determinat

conform [36, 45, 53], între aceștia existând o relație de forma (2.22).

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.10. Variația puterii la roată în funcție viteza de deplasare.

a - pentru toate treptele de viteze (I…V, de la stânga la dreapta) cu reductor;

b - pentru treapta I de viteze, cu reductor; c - pentru toate treptele de viteze (I…V, de

la stânga la dreapta) fără reductor; d - pentru treapta I de viteze, fără reductor.

45

Rezultatele obținute [45], cu referile la variația puterii la roată în

funcție viteza de deplasare se regăsesc în figura 2.10, iar cele referitoare

la variația forței la roată în funcție viteza de deplasare, în figura 2.11. În

tabelul 2.4 [45] sunt surprinse rezultatele respective, prezentate

comparativ. Din analiza comparativă a rezultatelor obţinute (Fig. 2.10,

Fig. 2.11, Tabelul 2.4) în cazul utilizării combustibililor pe bază de ulei de

floarea soarelui uzat și motorinei, se constată că valorile parametrilor

calculaţi scad în medie astfel [45]: puterea la roată, cu aproximativ 7,2%

în cazul treptelor de viteze cu reductor și cu 7,13% în cazul treptelor de

viteze fără reductor, iar forța la roată cu aproximativ 4,95% în cazul

treptelor de viteze cu reductor și cu 4,76% în cazul treptelor de viteze

fără reductor.

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.11. Variația forței la roată în funcție viteza de deplasare. a - pentru toate

treptele de viteze (I…V, de la stânga la dreapta) cu reductor;

b - pentru treapta I de viteze, cu reductor; c - pentru toate treptele de viteze (I…V, de

la stânga la dreapta) fără reductor; d - pentru treapta I de viteze, fără reductor.

46

Tabelul 2.4. Rezultate comparative cu privire la posibilitățile de tracțiune ale

tractorului luat în studiu, obţinute cu combustibilii pe bază de ulei de floarea soarelui

uzat faţă de motorină.

Combustibilul

AFSU₁₀AFSU₂₀AFSU₃₀AFSU₄₀AFSU₅₀FSU₁₀₀

Parametrul

trepte de viteze

cu reductor

– 4,45% – 3,89% – 5,19% – 6,54% – 9,31% – 13,83%

Puterea

la roată

trepte de viteze

fără reductor

trepte de viteze

cu reductor

trepte de viteze

fără reductor

– 4,49% – 3,97% – 5,14% – 6,37% – 9,13% – 13,69%

– 3,81% – 3,83% – 2,91% – 2,64% – 6,35% – 10,16%

– 3,85% – 3,86% – 2,62% – 2,31% – 6,03% – 9,88%

Forța la

roată

Rezultatele obţinute [45] în acest sens, relevă faptul că tractorul

luat în studiu are calități de tracțiune comparabile pentru situațiile

funcţionării motorului cu biodiesel din ulei de floarea soarelui uzat și

motorină. Aplicarea metodei de calcul propuse poate fi dezvoltată astfel

încât, ținând seama de posibilele rezistențe la înaintarea tractorului și

diferitele condiții de exploatare ale acestuia, să se determine bilanțurile

de lucru ale tractorului în agregat cu diferite mașini agricole.

În lucrarea [3] s-au determinat unele caracteristici dinamice ale

unui autoturism echipat cu motor Diesel, alimentat alternativ cu

motorină și amestecuri de biodiesel-motorină-bioetanol, surprinzând

rezultate ale cercetărilor în care s-au utilizat trei tipuri de combustibili

comerciali: motorina comercială (EN 590), biodiesel din ulei de rapiţă

(EN 14214) şi etanol pentru component de amestec pentru benzine

(EN 15376). Pentru efectuarea testelor [3] au fost utilizaţi patru tipuri de

combustibili: motorină comercială (D100), biodiesel (B100), amestec de

85% motorină cu 10% biodiesel şi 5% etanol (B10D85E5), şi amestecul

de 80% motorină, 10% biodiesel şi 10% etanol (B10D80E10). La prepa-

rarea amestecurilor s-a ţinut cont de conţinutul de 4,5% v/v biodiesel al

motorinei comerciale.

Combustibilii cercetaţi au fost testaţi [3] pe un autoturism echipat

cu un motor Diesel, cu 6 cilindri în linie, având puterea maximă de 86 kW

la turaţia de 4.800 rot/min şi cuplul maxim de 220 Nm la turaţia de

2.400 rot/min. În acest sens, au fost efectuate teste [3] pe stand

dinamometric inerţial - evaluarea puterii şi momentului motor în funcţie

de turaţia acestuia, şi teste de drum utilizând tehnologie GPS - pentru

determinarea unor caracteristici dinamice ale autoturismului testat

(parametrii de elasticitate - în treapta a 4-a şi a 5-a, depășire - cu

schimbarea treptelor 3/4 şi 4/5 și accelerare - timpii de accelerare la

47

100 km/h, respectiv pentru parcurgerea unei distanțe de 400 m). Pentru

determinarea parametrilor de elasticitate şi depășire au fost efectuate

[3] câte 12 încercări cu fiecare combustibil, pe baza cărora au fost

calculate valorile medii, iar în cazul determinării parametrilor de

accelerare au fost efectuate 6 încercări, fiind luate în considerare

rezultatele cele mai performante. Faţă de cazul utilizării motorinei, s-a

constatat [3] o reducere a puterii maxime a motorului cu 4,8% în cazul

amestecului B10D85E5, cu 7,4% în cazul amestecului B10D80E10 şi cu

2,9% în cazul biodieselului. De asemenea, s-a observat [3] modificarea

turaţiei corespunzătoare puterii maxime de la 4.750 rot/min în cazul

motorinei la 5.050 rot/min în cazul amestecului B10D85E5 şi la 5.000

rot/min în cazul biodieselului, neconstatând nici o modificare privind

această turaţie în cazul amestecului B10D80E10. Momentul motor a

scăzut [3] în cazul amestecurilor utilizate, faţă de cazul utilizării

motorinei: cu 6,5% în cazul amestecului B10D75E5, cu 3,7% în cazul

amestecului B10D80E10 şi cu 4,1% în cazul utilizării biodieselului.

Turaţia corespunzătoare valorii maxime a momentului nu s-a modificat,

aceasta fiind de 3.050 rot/min în toate cazurile [3].

Tabelul 2.5. Rezultatele obţinute pe standul dinamometric.

Combustibilul

Parametrul

D100

0,65

1,17

1,80

B100

0,61

1,22

2,0

B10M85E5 B10M80E10

Elasticitatea

Adaptabilitatea

Flexibilitatea

0,60

1,22

2,03

0,65

1,19

1,83

Tabelul 2.6. Rezultatele privind performanţele autoturismului testat.

Combustibilul

Caracteristica

D100

B100

B10M85E5 B10M80E10

Elasticitatea în treapta

a 4-a, t_60-100,(s)

11,692

12,509

11,885

12,308

Elasticitatea în treapta

a 5-a, t_80-120, (s)

19,191

8,177

21,080

9,233

19,408

8,394

21,410

9,006

Depășire - cu schimbarea

treptelor 3/4, t_60-100, (s)

Depășire - cu schimbarea

treptelor 4/5, t_80-120, (s)

Durata de accelerare,

0-100 km/h, (s)

11,037

12,310

11,651

12,666

17,40

21,15

20,67

23,79

17,95

22,48

22,08

24,83

Durata de accelerare,

0-400 m (s)

48

Faţă de cazul utilizării motorinei, s-a constatat [3] că elasticitatea

motorului se reduce în cazul biodieselului şi a amestecului B10E85E5,

însă se păstrează în cazul amestecului B10D80E5. Cu privire la

adaptabilitatea motorului şi flexibilitatea acestuia, s-a constatat o

creştere a coeficienţilor care le caracterizează, pentru toţi combustibilii

cercetaţi faţă de cazul utilizării motorinei (tabelul 2.5) [3]. Rezultatele

încercărilor de drum sunt redate în tabelul 2.6 [3].

2.2.4. Evaluarea distribuirii sarcinii normale pe punți

și roți, atunci când autoturismul se află în

mișcare

În lucrarea [47], se recurge la: efectuarea unor măsurători expe-

rimentale cu privire la determinarea sarcinilor normale statice pe punți,

pentru diferite situații de încărcare ale autoturismului; determinarea

poziției centrului de greutate pentru situațiile de încărcare luate în

considerare; elaborarea unui model de calcul numeric în MathCAD care

să permită obținerea de rezultate cu interpretare grafică a încărcărilor

dinamice ale punților autoturismului, forța maximă de aderență,

coeficienţii de schimbare dinamică a reacţiunilor normale pe punţile

autoturismului și care să țină seama de parametrii constructivi ai auto-

turismului, diferitele regimuri de deplasare (demaraj, frânare, viraj),

geometria, natura și starea drumului etc.

Măsurătorile experimentale [47] au urmărit identificarea distri-

buției statice a maselor pe punți, în funcţie de masele suplimentare (Fig.

2.12) [47], cu care a fost încărcat autoturismul luat în studiu. Pentru asta

s-a utilizat instalația pentru cântărirea axă cu axă a vehiculelor rutiere

WE-PCA200, din cadrul Registrului Auto Român (R.A.R.) Sălaj. Măsu-

rătorile au fost efectuate pentru șase cazuri diferite de încărcare a

autoturismului (Fig. 2.12), la o presiune constantă în pneuri de 0,22 MPa.

Parametrii dimensionali ai autoturismului luat în studiu au fost preluați

din datele tehnice ale acestuia [47, 64]. Pe baza rezultatelor obținute [47]

prin cântărire, modelul de calcul dezvoltat permite determinarea poziției

centrului de greutate al autoturismului pentru fiecare caz de încărcare,

în funcție de repartizarea greutății autoturismului pe roțile acestuia.

În cazul în care m_istg≠m_idr(i = 1…2), atunci poziţia centrului de

greutate C_gal autoturismului nu se mai află pe axa longitudinală de

simetrie a acestuia ci este deplasat în stânga sau dreapta faţă de această

axă (Fig. 2.13) [9, 35]. În această situație, în care G_Ri-stg≠G_Ri-drp, poziţia

centrului de greutate al autoturismului se determină prin calcul, pe baza

49

rezultatelor obţinute prin cântărire, modelul de calcul dezvoltat per-

mițând determinarea poziției acestuia pentru fiecare caz de încărcare

(Fig. 2.14) [47], în funcție de repartizarea greutății autoturismului pe

punţile/roţile lui, iar greutatea totală G_aa autoturismului se determină

conform relaţiei [35]:

2

∑

G_a= _i=1G_i= _i=1(G_istg+ G_idr) = _i=1(m_istg+ m_idr) ⋅ g, în N.

(2.30)

Fig. 2.13. Coordonatele

orizontale ale centrului de

masă al autoturismului.

Fig. 2.12. Modul de încărcare al autoturismului.

Coordonatele orizontale care caracterizează poziţia punctului C_g

sunt (x_G, y_G) (v. Fig. 2.13), iar pentru determinarea lor se apelează la ecua-

ţiile de momente, în raport cu centrul de greutate al autoturismului, atât

în plan longitudinal, cât şi în plan transversal al acestuia, obținând [35]:

A⋅(G

+G

)

1dr

x_G

=

= A ⋅ ^G

,

(2.31)

1stg

1

G

+G +G

1dr

+G

G

1stg

2stg

a

2dr

E

1

+E

2

(

)⋅(G

+G

1drp 2drp

−G

1stg 2stg

)

2

G

+G −G

1dr 2dr

−G

1stg 2stg

E +E

1

2

y_G

=

⋅

.

(2.32)

G

+G

4

G

a

1stg

2stg

1drp

2drp

Având în vedere organizarea autoturismului luat în studiu,

modelul de calcul numeric este dezvoltat pentru situația în care puntea

motoare este cea din față (v. Fig. 2.4). Ținând seama de greutatea auto-

turismului și poziția centrului de greutate al acestuia, s-au determinat

[47] reacțiunile dinamice, forța maximă de aderență și coeficienții de

schimbare dinamică pentru diferite situații de înclinare longitudinală a

drumului (α = 0°, 3°, 6°), și pentru diferite naturi și stări ale acestuia

50

(drum de asfalt în stare bună, drum de pământ, drum de zăpadă

bătătorită).

Din ecuația de momente în raport cu punctul A (v. Fig. 2.4) și

ținând seama că înălțimea

centrului de greutate h_gse

consideră aproximativ ega-

lă cu înălțimea centrului de

presiune h_ași că la viteza la

care se realizează tracți-

unea maximă, forța de

rezistență a aerului F_ase

poate neglija, se obține

relația de calcul pentru Z₂

Fig. 2.14. Poziția centrului de greutate pentru cele

șase cazurile de încărcare.

[2, 9, 47]:

a

(

+f

⋅r +φ

d

⋅h

)

(

)

(

)

m

j,k

(

)

Z_2 mj, k, n =

^g⋅ G_a m⋅ cos α₍

,

(2.33)

(

)

(

)

n

A+[φ

+f

(

j,k

]⋅h

(

)

g

j,k

iar din ecuația de momente în raport cu punctul B (v. Fig. 2.4) se obține

relația de calcul pentru Z₁[2, 9, 47]:

b

+f

⋅(h −r

)

j,k

d

Z_{1 m}j, k, n =

⁾⋅ G_a_m)⋅ cos α₍

.

(2.34)

(

)

(

g

m

(

)

(

)

(

)

n

A+[φ

+f

]⋅h

g

(

)

(

)

j,k

Deoarece autoturismul are puntea motoare în față, forța maximă

de aderență va fi [47]:

X_{max 1}= φ ⋅ Z₁.

(2.35)

În modelul de calcul dezvoltat [47], Z_1(m)se referă la reacțiunea

punții față pentru cazul m de încărcare (v. Fig. 2.4), iar semnificația celor

trei variabile (j, k, n) este: j ia valori de la 1 la 3 și se referă la cele trei

naturi și stări ale drumului (1 - șosea de asfalt în stare bună, 2 - drum de

pământ, 3 - drum de zăpadă bătătorită), k ia valori de la 0 la 20 și se referă

la numărul de valori în care este împărțit intervalul dintre minim și

maxim pentru o anumită natură și stare de drum și n ia valori de la 1 la 3

și se referă la cele trei înclinări longitudinale ale drumului (0°; 3°; 6°).

Coeficienții de schimbare dinamică a reacțiunilor normale la

punțile față m_d1și spate m_d2, sunt dați de raportul dintre reacțiunea

normală dinamică și încărcarea statică a unei punți [2, 9, 47]:

Z

1

m_d1

=

⋅ ^A,

(2.36)

G

a

Z

2

b

1

Z

2

m_d2

=

⋅ ^A.

(2.37)

G

a

2

a

Rezultate cu privire la variația reacțiunilor dinamice, ale forței

maxime de aderență și ale coeficienților de schimbare dinamică în

funcție de natura și geometria drumului, pentru cazul 1 de încărcare

51

(v. Fig. 2.12), sunt surprinse în [47]. Pentru fiecare din cele șase cazuri

de încărcare (v. Fig. 2.12), în timpul demarajului autoturismului luat în

studiu, pe un drum orizontal acoperit cu asfalt în stare bună, are loc o

redistribuire a sarcinii normale statice (Fig. 2.15), astfel că puntea față se

va descărca dinamic cu aproximativ 13%, în timp ce puntea spate se va

încărca dinamic cu aproximativ 17% [47].

În figura 2.16 [47] se poate urmări modul în care se modifică

reacțiunile dinamice la cele două punți față de reacțiunile dinamice

obținute conform cazului 1 de încărcare, pentru situațiile în care

autoturismul luat în studiu este încărcat conform cazurilor 2, 3, 4, 5 și 6

(v. Fig. 2.12). Rezultatele au fost obținute pentru situația în care

autoturismul se deplasează pe un drum orizontal, acoperit cu asfalt în

stare bună [47].

Fig. 2.15. Descărcarea/încărcarea punții Fig. 2.16. Modificarea încărcării dinamice

față/spate.

la cele două punți față de cazul 1 de

încărcare.

Modul în care se modifică forța maximă de aderență a autoturis-

mului luat în studiu, încărcat conform cazurilor 2, 3, 4, 5, și 6 (v.

Fig. 2.12) față de forța maximă de aderență obținută pentru cazul 1 de

încărcare (v. Fig. 2.12), se poate urmări în figura 2.17. Rezultatele au fost

obținute pentru un drum orizontal acoperit cu asfalt în stare bună [47].

Evaluarea încărcărilor dinamice ale punților autoturismului, în

situația frânării [47]. Reacțiunile dinamice în acest caz, se determină din

ecuațiile de momente față de punctele A și B (Fig. 2.18) [2, 9, 47]:

a

+f

⋅r −φ

⋅h

)

j,k

(

)

(

)

(

^g⋅ G_a m⋅ cos α₍

,

(2.38)

m

j,k

d

(

)

Z_{2 m f}j, k, n =

(

)

(

)

n

A

b

+φ

⋅h −f

g

⋅r

)

j,k

(

)

(

)

(

^d⋅ G_a_m)⋅ cos α₍

.

(2.39)

m

j,k

(

)

Z_{1 m f}j, k, n =

(

)

(

)

n

A

52

În cazul frânării, coeficienții de schimbare dinamică a reacțiunilor

normale la cele două punți sunt dați de relațiile [47]:

b+φ⋅h

m_f1

=

^g⋅ cos α,

(2.40)

(2.41)

b

a−φ⋅h

m_f2

=

^g⋅ cos α.

a

Forța maximă de aderență

în cazul frânării va fi de forma

[47]:

(

)

X_{max f}= φ ⋅ Z₁+ Z₂. (2.42)

Și în această situație,

relațiile de calcul sunt scrise sub

forma Z_1(m)f(j, k, n), în care f se

referă la frânat, în rest sunt

aceleași semnificații ca și în cazul

relațiilor (2.33) și (2.34) [47].

În situația frâ-

Fig. 2.17. Modificarea forței maxime de

aderență față de cazul 1 de încărcare.

nării autotuturismu-

lui, rezultate cu privi-

re la variația reacțiu-

nilor dinamice, ale

forței maxime de ade-

rență și ale coeficien-

ților de schimbare di-

namică în funcție de

natura și geometria

drumului, pentru ca-

zul 1 de încărcare (v.

Fig. 2.12), sunt sur-

prinse în [47]. În figu-

ra 2.19 se prezintă

Fig. 2.18. Schema forțelor, momentelor și

reacțiunilor care acționează asupra autoturismului

cu două punți în timpul frânării.

procentual, pentru fiecare din cele șase cazuri de încărcare (v. Fig. 2.12),

încărcarea dinamică a punții față, respectiv descărcarea dinamică a

punții spate în timpul frânării autoturismului. În timpul frânării auto-

turismului, are loc o descărcare a punții spate cu aproximativ 36%, în

timp ce puntea față se încarcă cu aproximativ 25% (v. Fig. 2.19). Rezul-

tatele au fost obținute pentru un drum orizontal acoperit cu asfalt în

stare bună [47]. Rezultatele obținute arată ca variațiile privind

încărcarea punților nu depind de decelerație.

Modul în care se modifică încărcările dinamice la cele două punți

ale autoturismului frânat pe ambele punți, încărcat conform cazurilor 2,

53

3, 4, 5 și 6 (v. Fig. 2.12), față de încărcările dinamice obținute pentru cazul

1 de încărcare (v. Fig. 2.12), se poate urmări în figura 2.20 [47].

Fig. 2.19. Încărcarea/descărcarea punții Fig. 2.20. Modificarea încărcării dinamice

față/spate, în cazul frânării.

la cele două punți, în cazul frânării, față de

cazul 1 de încărcare.

Rezultatele au fost obți-

nute [47] pentru un drum orizon-

tal acoperit cu asfalt în stare bună.

În figura 2.21 [47] este surprins

modul în care se modifică forța

maximă de aderență a autoturis-

mului frânat pe ambele punți,

încărcat conform cazurilor 2, 3, 4,

5 și 6 (v. Fig. 2.12), față de forța

maximă de aderență obținută

pentru cazul 1 de încărcare.

Rezultatele au fost obținute [47]

pentru un drum orizontal acope-

rit cu asfalt în stare bună. Se poate

Fig. 2.21. Modificarea forței maxime de

aderență la frânare față de cazul 1 de

încărcare.

observa că față de cazul 1 de încărcare, în toate celelalte cazuri de

încărcare luate în considerare (v. Fig. 2.12), încărcările dinamice (Fig.

2.20) și forța maximă de aderență (Fig. 2.21) prezintă o creștere [47].

Evaluarea încărcărilor dinamice ale roților autoturismului în plan

transversal, pe cale înclinată şi în viraj. Determinarea reacțiunilor

dinamice în plan transversal se face în cazul deplasării autoturismului pe

un drum cu înclinare transversală β în timp ce execută un viraj spre

dreapta.

54

Forțele și momen-

tele care acționează asu-

pra autoturismului aflat

în viraj sunt prezentate

în figura 2.22 [9, 35, 47,

59], unde cu C_gs-a notat

centrul de greutate al au-

toturismului, cu θ - un-

ghiul de bracaj al roților

de direcție față de puntea

spate, iar cu ω - viteza

unghiulară a autoturis-

mului aflat în viraj.

Fig. 2.22. Forțele și momentele care acționează

asupra autoturismului la deplasarea în viraj.

Reacțiunile

nor-

male pe partea stângă,

respectiv dreaptă a auto-

turismului, se determină

din ecuațiile de momente

în raport cu punctele C și

D (Fig. 2.23) [9, 35, 47,

59]:

Fig. 2.23. Forțele și momentele care acționează

asupra autoturismului la deplasarea în viraj pe un

drum cu înclinare transversală.

(F ⋅cos β−G ⋅sin β)⋅h +(F ⋅sin β+G ⋅cos β)⋅d

a

g

a

iy

Z_s=

Z_d=

,

.

(2.43)

(2.44)

E

(F ⋅sin β+G ⋅cos β)⋅c−(F ⋅cos β−G ⋅sin β)⋅h

a

g

iy

E

în care, pentru v=ct. și R=ct., forța de inerție F_iy, este dată de relația [47]:

2

G

⋅v

a

F_iy

=

.

(2.45)

g⋅R

În modelul de calcul dezvoltat [47], relațiile de calcul sunt scrise

sub forma Z_s(m)(hv, lr, nt), în care s semnifică reacțiunea la roata din

stânga, m se referă la cazul m de încărcare (v. Fig. 2.12), iar variabilele

55

(hv, lr, nt) au următoarele specificații: hv ia valori de la 1 la 6 și se referă

la viteza de deplasare a autoturismului, 1 - corespunde vitezei de

30 km/h, iar 6 - vitezei de 80 km/h, viteza crescând din 10 în 10 km/h;

lr ia valori de la 1 la 5 și se referă la raza curbei care crește de la 40 la

200 m din 40 în 40 m, iar nt ia valori de la 1 la 3 și se referă la unghiul de

înclinare transversală β al drumului; 1 - corespunde unghiului de 0°,

2 - pentru β = 2.5°, iar 3 - pentru β = 5° [47].

Pentru cazul 1 de încărcare (v. Fig. 2.12), în figurile 2.24 și 2.25,

sunt surprinse variațiile încărcărilor dinamice la roțile din stânga,

respectiv din dreapta ale autoturismului, în funcție de viteza de

deplasare a acestuia, la deplasarea în viraj, pentru diferite raze ale curbei,

și pentru diferite unghiuri de înclinare transversală a drumului [47].

Fig. 2.24. Variația încărcărilor dinamice Fig. 2.25. Variația încărcărilor dinamice în

în funcție de viteza autoturismului, în

cazul diferitelor raze ale curbei, pentru

cazul 1 de încărcare.

funcție de viteza autoturismului, în cazul

diferitelor unghiuri de înclinare

transversală a drumului, pentru cazul 1 de

încărcare.

În figurile 2.26 și 2.27, sunt surprinse variațiile încărcărilor

dinamice la roțile din stânga, respectiv din dreapta ale autoturismului, în

funcție de raza curbei, la deplasarea acestuia în viraj, pentru diferite

viteze de deplasare, și pentru diferite unghiuri de înclinare transversală

a drumului [47].

În figura 2.28 [47] este prezentată procentual încărcarea

dinamică a roților din stânga, respectiv din dreapta a autoturismului

pentru fiecare din cele șase cazuri de încărcare luate în considerare (v.

Fig. 2.12). Rezultatele obținute [47] pentru situația în care autoturismul

se deplasează uniform accelerat în viraj spre dreapta pe un drum

orizontal cu o rază a curbei R = 40 m, arată că roțile din interiorul curbei

se descarcă dinamic cu aproximativ 47%, în timp ce roțile din exterior se

56

încarcă dinamic cu aproximativ 45% pentru fiecare din cele șase cazuri

de încărcare luate în considerare (v. Fig. 2.12).

Fig. 2.26. Variația încărcărilor dinamice în Fig. 2.27. Variația încărcărilor dinamice în

funcție de raza curbei, în cazul diferitelor funcție de raza curbei, în cazul diferitelor

viteze de deplasare ale autoturismului,

unghiuri de înclinare transversală a

drumului, pentru cazul 1 de încărcare.

pentru cazul 1 de încărcare.

Fig. 2.28. Descărcarea/încărcarea

dinamică la roțile din dreapta/stânga în

viraj.

Fig. 2.29. Modificarea încărcărilor

dinamice, în plan transversal,

față de cazul 1 de încărcare.

În figura 2.29 [47] se arată modul în care se modifică reacțiunile

dinamice la roțile din stânga, respectiv din dreapta, pentru un autoturism

încărcat conform cazurilor 2, 3, 4, 5 și 6 (v. Fig. 2.12), față de reacțiunile

dinamice obținute pentru cazul 1 de încărcare (v. Fig. 2.12). Rezultatele

au fost obținute [47] pentru situația în care autoturismul se deplasează

57

uniform accelerat în viraj spre dreapta pe un drum orizontal cu o rază a

curbei R = 40 m. Redistribuirea sarcinii normale statice atunci când auto-

turismul se află în mișcare este influențată de parametrii constructivi ai

autoturismului (ampatament, ecartament, poziția centrului de greutate

etc.), modul de încărcare al acestuia, natura și starea drumului, dar și de

înclinarea longitudinală respectiv transversală a acestuia. Încărcările

dinamice ale punților/roților sunt, de asemenea, influențate de modul de

exploatare al autoturismului (demaraj, frânare sau deplasare în viraj), de

poziția și numărul punților motoare. Forța maximă de aderență este

influențată de poziția și numărul punților motoare/frânate, de încăr-

carea dinamică a acestora, respectiv de natura și starea drumului [47].

Modelul de lucru dezvoltat poate fi adaptat și pentru alte tipuri de

autoturisme, precum și pentru alte cazuri de încărcare, respectiv alte

condiții de exploatare ale autoturismelor.

În lucrarea [9], s-a studiat comparativ influența încărcărilor

dinamice ale punților și roților autoturismelor din clase diferite. Studiul

a presupus: alegerea a trei clase diferite de autoturisme precum și câte

un autoturism reprezentativ pentru fiecare clasă considerată (clasa mică,

VW Polo; clasa compactă, Ford Focus II; clasa medie, VW Passat), în ve-

derea determinării încărcărilor dinamice ale acestora; efectuarea unor

măsurători experimentale cu privire la determinarea sarcinilor normale

statice pe roţile/punţile celor trei autoturisme luate în studiu, în vederea

determinării poziției centrului de greutate pentru fiecare dintre acestea;

dezvoltarea unei modelări numerice prin care să rezulte încărcările dina-

mice, forța maximă de aderență și coeficienții de schimbare dinamică

pentru cele trei autoturisme în diferite situații de exploatare (demaraj,

frânare și în viraj), și pentru diferite naturi și stări ale drumului, respectiv

diferite înclinări longitudinale şi transversale ale drumului, precum și

compararea rezultatelor obținute cu punerea în evidență a parametrilor

care au influență asupra acestora. Rezultatele obținute sunt cu inter-

pretare grafică, oferind posibilitatea unui studiu comparativ al acestora.

2.2.5. Algoritm pentru calculul parametrilor capacităţii

de demarare a autovehiculelor

În lucrarea [39], este dezvoltat un algoritm de calcul care permite

obținerea de rezultate cu interpretare grafică a acceleraţiei, a timpului şi

a spaţiului de demaraj, pentru orice tip de autovehicul pe roţi, cu condiţia

să se cunoască următoarele date tehnice ale acestuia: puterea maximă a

motorului şi turaţia corespunzătoare acesteia; momentul maxim dezvol-

58

tat de motor şi turaţia corespunzătoare acestuia; turaţia minimă și

maximă a motorului; viteza maximă de deplasare; greutatea totală;

numărul treptelor de viteze; organizarea cutiei de viteze - ultima treaptă

k din cutia de viteze este priză directă sau suprapriză; parametrii

dimensionali ai autovehiculului, precum și mărcile anvelopelor cu care

sunt echipate roţile motoare. Pe baza rezultatelor obţinute se poate

aprecia şi compara capacitatea de demarare pentru diferite tipuri de

autovehicule pe roţi.

Determinarea acceleraţiei [39]. Dinamicitatea autovehiculului

este caracterizată de forţa disponibilă (excedentară) F_excfolosită la

învingerea rezistenţelor drumului şi rezistenţelor la demararea

autovehiculului, dar aceasta nu poate fi folosită ca indicator de

comparaţie pentru autovehiculele cu greutăţi diferite. Calităţile dinamice

ale autovehiculului se apreciază cu ajutorul factorului dinamic D, care

este o forţă excedentară specifică (parametru adimensional), dat de

relaţia [35, 39, 58, 59]:

2

r

F

−R

F

R

−k ⋅S⋅v

a

exc

R

a

D =

=

,

(2.46)

G

a

forţa la roată F_R, fiind obţinută prin însumarea forţelor tangenţiale de la

toate roţile motoare ale autovehiculului.

Considerând

relaţia

(2.46)

şi

bilanţul

de

tracţiune

al

autovehiculului, expresia factorului dinamic poate fi scrisă sub forma

[35, 39, 58, 59]:

dv

D = ψ + ¹⋅ δ_rot

⋅

.

(2.47)

g

dt

Pentru coeficientul  de rezistenţă totală a drumului, se ţine

seama de deplasarea autovehiculului pe rampă (+) sau pantă (–),

( = fcos  sin). Coeficientul δ_rot, de influenţă a inerției maselor în

mişcare de rotaţie ale autovehiculului, se determină în funție de raportul

i_cvde transmitere din cutia de viteze în treapta selectată

(δ_rot= 1 + σ ⋅ i²_cv, unde σ = 0,04...0,09) [35, 39, 58, 59].

La diferite turaţii n ale motorului (n = n_min...n_max) şi în diferite

trepte j de viteze (j = 1...k; k - numărul treptelor de viteze din cutia de

viteze), caracterizate de raportul de transmitere i_cvꢀj, relaţia de calcul a

factorului dinamic D_j,nare forma [35, 39, 58, 59]:

2

k

⋅S⋅v

a

r

j,n

F

R

⋅i

−

j

cv

2

i

j,n

cv

j

D_j,n

=

.

(2.48)

G

a

59

Ţinând seama de relaţiile

(2.47), (2.48) şi de

(2.46),

expresia generală a acceleraţiei

(a = dv/dt), rezultă relaţia de

calcul a acceleraţiei autovehicu-

lului a_j,nîn treapta j din cutia de

viteze, pe toată gama n de turaţii

ale motorului:

g

a_j,n= (D_j,n− ψ) ⋅ _δ

.

(2.49)

rot

j

Dependenţa

acceleraţiei

autovehiculului a_j,n= f(v_j,n) faţă de

viteza de deplasare cores-

punzătoare treptelor de viteze

(v_j,n= 0,377 ⋅ r_d⋅ n⁄i_t, în km/h),

Fig. 2.30. Curbele acceleraţiei

autovehiculului în funcţie de viteza de

deplasare a acestuia, a = f(v).

j

când motorul funcţionează la n turaţii, este reprezentată în figura 2.30

[35, 39, 58, 59].

Determinarea duratei de demarare [39]. Durata de demarare (t_d)

este intervalul de timp în care autovehiculul, pornind din loc, atinge

viteza v_n, (v_n 0,9v_max). În zona (0,9v_max...v_max) acceleraţia este foarte

mică, iar creşterea vitezei nu mai este perceptibilă. La v_max, inversul

acceleraţiei fiind , curba (1/a) tinde asimptotic către verticala dusă din

această viteză (Fig. 2.31) [39].

Având în vedere că dt = dv/a, se poate determina durata de dema-

rare t_dnecesară creşterii vitezei între limitele v₀şi v_n[35, 39, 58, 59]:

v

dv

^tdt =

.

(2.50)

n

t_d

=

∫

0

v

0

a

Pentru determinarea duratei de demarare de la pornirea din loc

până la v_n, se construieşte diagrama inversului acceleraţiei pentru toate

treptele cutiei de viteze, considerându-se că trecerea de la o treaptă la

alta se face în momente optime, care se află la intersecţia curbelor

inversului acceleraţiei la diferite trepte (Fig. 2.31) [35, 39].

Se presupune că vitezele v_x

se obţin la turaţia (n_x n_ec). Dacă

( )

j−1 ,j

trecerea de la o treaptă la alta din cutia de viteze s-ar realiza mai înainte

sau mai târziu de punctele x_1,2, x_2,3, ..., x_(k-1),k(Fig. 2.31), durata de

demarare ar creşte, deoarece suprafaţa de integrare se măreşte cu

porţiunile haşurate din diagramă.

La un autovehicul care are k trepte în cutia de viteze, durata totală

de demarare se determină conform relaţiei [35, 39, 58, 59]:

k

∑

t_d

=

_j=1t_j,

(2.51)

60

în care t_jeste durata de demarare corespunzătoare treptei j din cutia de

viteze, dată de relația:

i

i=n

min

1

∑

t_j=

Δt_{j, i+x}

,

(2.52)

(

)

unde [39]:

(

)

n_x− x , pentru j = 1

(

)

(

)

(

)

i₁= {n_min, n_min+ x ⋯ n_x− x , pentru 2 ≤ j ≤ k − 1 .

(2.53)

(

)

(

)

n_min, n_min+ x ⋯ 0,9 ∙ n_max− x , pentru j = k

Fig. 2.31. Determinarea grafică a duratei totale de demarare a autovehiculului.

Pentru determinarea grafică a duratei de demarare t_d= f(v),

creşterea x a turaţiei motorului se alege suficient de mică pentru a putea

considera aria Δt_{j, i+x}egală cu aria unui trapez (Fig. 2.31) [39]:

(

)

1

+

a

j, i+x j,i j, i+x

a

v

−v

(

)

(

)

Δt_{j, i+x}

=

⋅

(

)

{

^j,i, [s],

(2.54)

3,6

2

i = ꢀ n_min⋯ i₁

în care: v_j,işi v_j,(i+x)se exprimă în km/h, iar a_j,işi a_j,(i+x)în m/s².

În funcţie de treapta considerată din cutia de viteze, durata de

demarare se poate determina cu ajutorul relaţiei [39]:

i

1

∑

t_{j, i+x}= t₍

+

Δt_{j, i+}_x), [s].

(2.55)

Cu relaţiile (2.54) şi (2.55) se obţin domeniile de valori limitate

[39]: Δt_{j, i+x}≥ 0;ꢀt_{j, i+x}≥ 0, în intervalul v_{j, i+x}≥ v_x

(

)

(

j−1 ,n

i=n

min

x

.

(

)

(

)

(

)

(

)

j−1 ,j

Ţinând seama de creşterea x a turaţiei motorului şi de treapta

considerată din cutia de viteze, pentru a obţine curba de variaţie a dura-

tei de demarare a autovehiculului în funcţie de viteza acestuia, ariile Δt

61

ale trapezelor (Fig. 2.31) şi duratele de demarare se pot exprima conform

relațiilor (2.56) și (2.57), cu ajutorul cărora se obţin domeniile de valori

limitate [39]: ∆t_j

≥ 0, t_j

≥ 0, în intervalul,

,i

tp,inf/sup tp,inf/sup

,i

tp,inf/sup tp,inf/sup

v_j

tp,inf/sup tp,inf/sup

≥ v_(j

tp,inf/sup

_x, unde v_(j

−1),n

≡ v_x_(j

.

−1),j

tp,inf/sup

,i

−1),n

x

tp,inf/sup

În algoritmul de calcul [39] se ține seama de faptul că ultima treaptă k

din cutia de viteze este considerată priză directă sau suprapriză. Pentru

o cutie de viteze cu suprapriză în treapta k (ultima), la care raportul de

transmitere este subunitar, priza directă se consideră a fi realizată în

penultima treaptă (k-1) [39]:

1

+

a

j

v

−v

j ,i

tp,inf tp,inf

,i

tp,inf tp,inf

j

,(i

tp,inf tp,inf

+x)

j

,(i

tp,inf tp,inf

+x)

∆t_j

=

∙

,i

tp,inf tp,inf

3,6

2

i

tp,inf

∑

t_j

= t_(j

+

∆t_j

tp,inf

,i

tp,inf tp,inf

(

−1), n −x

x

)

,i

i=n

min

tp,inf

;

(2.56)

(

)

(

)

i_tp,inf= n_min, n_min+ x ⋯ n_x− x

(

)

j_tp,inf≤ k − 1 , pentru priza directa î n treapta k

(

)

(

)

j

≤ k − 2 , pentru priza directa

î

{

tp,inf

1

+

a

v

−v

j ,i

tp,sup tp,sup

j

,i

tp,sup tp,sup

j

,(i

tp,sup tp,sup

+x)

j

,(i

tp,sup tp,sup

+x)

∆t_j

=

∙

,i

tp,sup tp,sup

3,6

2

i

tp,sup

∑

t_j

= t_(j

+

∆t_j

tp,sup

,i

tp,sup tp,sup

(

−1), n −x

x

)

,i

i=n

min

tp,sup

; (2.57)

(

)

(

)

i_tp,sup= n_min, n_min+ x ⋯ 0,9 ∙ n_max

j_tp,sup= k, pentru priza directa

în

treapta k

)

n treapta k − 1

(

)

(

j

≥ k − 1 , pentru priza directa

î

{

tp,sup

Curba de variaţie ale duratei de demarare a autovehiculului, în

funcţie de viteza acestuia, se poate urmări în figura 2.32.

a)

b)

Fig. 2.32. Curba variaţiei duratei de demarare a autovehiculului, în

funcţie de viteza de deplasare a acestuia.

a - priza directă în treapta k; b - priza directă în treapta (k-1).

62

Determinarea spaţiului de demarare [39]. Pornind de la relaţia

generală a vitezei autovehiculului (v = dS/dt), se poate determina spaţiul

de demarare, corespunzător intervalului cuprins între timpul iniţial t₀şi

timpul final t_n:

t

S = ⁿv ⋅ dt.

(2.58)

∫

d

t

0

La un autovehicul care are o cutie de viteze cu k trepte, spaţiul

total de demarare se determină conform relaţiei [39]:

k

∑

S_d= _j=1S_j,

(2.59)

în care S_jeste spaţiul de demarare cores-

punzător treptei j din cutia de viteze,

i

i=n

min

1

∑

S_j=

ΔS_{j, i+x}

.

(2.60)

(

)

Pentru determinarea grafică

a

spaţiului de demarare S_d= f(v), se urmă-

reşte aceeaşi procedură ca şi în cazul

determinării duratei de demarare a auto-

vehiculului, plecându-se de la rezultatele

obţinute în figura 2.32 [39]. În acest caz,

într-o treaptă j de viteze, creşterea x a

turaţiei motorului caracterizează o arie

Fig. 2.33. Determinarea

grafică a spaţiului total de

demarare a autovehiculului.

ΔS_{j, i+}_x), considerată tot ca şi aria unui

(

trapez, în care înălţimea este Δt_{j, i+}_x), iar

(

bazele v_j,işi v_j,(i+x)(Fig. 2.33) [39]:

Δt

v

+v

)

j, i+x j,i

(

j, i+x

)

(

ΔS_{j, i+x}

=

⋅

(

)

2

3,6

{

, [m],

(2.61)

i = n_min⋯ i₁

în care: v_j,işi v_j,(i+x)se exprimă în km/h, iar t_j,(i+x)în s.

În funcţie de treapta considerată din cutia de viteze, spaţiul de

demarare parcurs se poate determina cu ajutorul relaţiei [69]:

i

1

∑

S_{j, i+x}= S₍

+

ΔS_{j, i+x}

,

(2.62)

Cu relaţiile (2.61) şi (2.62) se obţin domeniile de valori limitate

[39]: ΔS_{j, i+x}≥ 0;ꢀS_{j, i+x}≥ 0, în intervalul v_{j, i+x}≥ v_x

(

)

(

)

j−1 ,n

i=n

min

x

.

(

)

(

)

(

)

(

)

j−1 ,j

Ţinând seama de creşterea x a turaţiei motorului şi de treapta

considerată din cutia de viteze, pentru a obţine curba de variaţie a spaţi-

ului de demarare a autovehiculului în funcţie de viteza acestuia, ariile ΔS

ale trapezelor (Fig. 2.33) şi duratele de demarare se pot exprima conform

relațiilor (2.63) și (2.64), cu ajutorul cărora se obţin domeniile de valori

limitate [39], ∆S_j

≥ 0, S_j

≥ 0, în intervalul

,i

tp,inf/sup tp,inf/sup

,i

tp,inf/sup tp,inf/sup

v_j

tp,inf/sup tp,inf/sup

≥ v_(j

tp,inf/sup

_x, unde v_(j

≡ v_x_(j

:

−1),j

tp,inf/sup

,i

−1),n

x

tp,inf/sup

63

v

+v

j ,i

tp,inf tp,inf

∆t

j

,i

tp,inf tp,inf

j ,(i

tp,inf tp,inf

+x)

∆S_j

S_j

=

∙

,i

tp,inf tp,inf

2

3,6

i

tp,inf

∑

= S_(j

+

∆S_j

tp,inf

,i

(

−1), n −x

x

)

,i

tp,inf tp,inf

i=n

min

tp,inf

;

(2.63)

(2.64)

(

)

(

)

i

= n_min, n_min+ x ⋯ n_x− x

tp,inf

(

)

j_tp,inf≤ k − 1 , pentru priza directa î n treapta k

{

(

)

(

)

j

≤ k − 2 , pentru priza directa

î

tp,inf

v

+v

j

tp,sup tp,sup

,i

∆t

j

,(i

tp,sup tp,sup

+x)

j

,i

tp,sup tp,sup

∆S_j

S_j

=

∙

,i

tp,sup tp,sup

2

3,6

i

tp,sup

∑

= S_(j

+

∆S_j

,i

(

−1), n −x

x

)

,i

tp,sup tp,sup

i=n

min

tp,sup

.

(

)

(

)

i

= n_min, n_min+ x ⋯ 0,9 ∙ n_max

tp,sup

j_tp,sup= k, pentru priza directa

î

{

(

)

(

)

j

î

tp,sup

Curba variaţiei spaţiului de demarare a autovehiculului, în funcţie

de viteza acestuia, se poate urmări în figura 2.34 [39].

a)

b)

Fig. 2.34. Spaţiul total de demarare a autovehiculului, în funcţie de

viteza de deplasare a acestuia. a - priza directă în treapta k; b - priza

directă în treapta (k-1).

2.2.6. Evaluarea experimentală a parametrilor care

influenţează comportamentul autoturismelor

din clase diferite în procesul de frânare

În publicația [52], se prezintă un studiu (bazat pe rezultate

experimentale) asupra comportării dinamice a autoturismelor din clase

diferite în procesul de frânare. În cadrul determinărilor experimentale,

valorile parametrilor variaţi s-au ales astfel încât să caracterizeze cazuri

reale, frecvent întâlnite în procesul de frânare al autoturismelor. Astfel,

64

au fost determinați parametrii capacităţii de frânare a autoturismelor

luate în studiu în funcţie de presiunea din pneuri, încărcarea pe punţi,

natura şi starea suprafeţei de rulare, tipul pneului (de vară sau de iarnă)

şi tipul sistemului de frânare. Modul în care se comportă autoturismele

echipate cu pneuri de iarnă în situaţia în care starea vremii impune

pneuri de vară, la diferite presiuni de umflare, prezintă de asemenea

interes. Pentru evaluarea frecvenței utilizării frânei de serviciu în cazul

unor deplasări în mediul urban, la diferite densități de trafic rutier, s-a

apelat la utilizarea aplicațiilor Android, iar datele obținute astfel au stat

la baza stabilirii condițiilor de testare a capacității de frânare pe

platoul/pista de încercare. Autoturismele luate în studiu au fost testate

și în laborator pe standul de frânare, utilizând testerul cu cântar și

rulouri de frânare. Rezultatele obținute [52] sunt cu interpretare grafică,

oferind posibilitatea unui studiu comparativ al acestora.

Metodele experimentale abordate au redat situaţiile frecvent

întâlnite în trafic şi comportamentul autoturismelor în urma frânării. În

acest sens s-a urmărit [52]:

− determinarea experimentală a frecvenței utilizării frânei de

serviciu în cazul unor deplasări în mediul urban, la diferite densități

de trafic rutier, folosind aplicații Android;

− determinarea experimentală a încărcărilor pe punţi pentru fiecare

din autoturismele supuse testelor (Citroën C4 1.6 HDI, Smart

Forfour 1.3i, Seat Ibiza 1.4 16V), în funcţie de masele suplimentare

cu care acestea au fost încărcate, utilizând testerul de suspensii cu

cântar de tip Space APF 110, comandat de către unitatea de

comandă Space PFC 750, aflat în dotarea DART;

− determinarea forţelor necesare frânării autoturismelor testate, în

funcţie de diferitele încărcări ale acestora, utilizând testerul cu

cântar și rulouri de frânare Space PFC 750;

− determinarea experimentală

a

distanțelor de frânare ale

autoturismelor testate, pentru diferiți parametri ai acestora și

diferite condiții de mediu, în diversele cazuri de încărcare ale lor.

Pentru încărcarea autoturismelor testate s-au utilizat saci

umpluţi cu nisip, având fiecare masa de circa 50 kg [52]. În tabelul 2.7

[52] sunt prezentate câteva date referitoare la parametrii autoturismelor

luate în studiu, în stare neîncărcată a acestora. Poziționarea încărcărilor

suplimentare în planul autoturismului s-a realizat în așa fel încât

rezultatele obținute să corespundă unor situații frecvent întâlnite în

exploatarea acestuia.

65

Tabelul 2.7. Date referitoare la parametrii autoturismelor luate în studiu.

Marca

autoturis-

mului

Masa auto- Dimensiuni Adâncimea

Tipul

turismului

neîncărcat,

[kg]

anvelope

profilului

benzii de

rulare,

anvelopei / sistemului

presiunea

nominală de

umflare,

de frânare

[mm]

[MPa]

Seat Ibiza 1.4

16V

Smart

Forfour 1.3i

Citroën C4

1.6 HDI

1140

1053

1304

185/60 R14

175/65 R14

205/55 R16

4

5

4

vară / 0,22 Disc/Tambur

vară / 0,22

Disc/Disc

vară / 0,22

Astfel, încărcătura suplimentară a fost introdusă în portbagajul

autoturismului, influențând sarcina suportată de puntea spate (Fig. 2.35)

[51, 52], realizând o repartiție aproximativ egală a forței de frânare pe

punțile autoturismului.

Măsurătorile

experi-

mentale [52] din cadrul pro-

cesului de frânare au fost

efectuate atât în mediu ur-

ban, pe trasee frecvent cir-

culate, cât și pe platou/pistă

de încercare.

Datele privind traseul

parcurs, poziția, vitezele de

deplasare, precum şi dura-

tele de desfăşurare a testelor

s-au obţinut cu ajutorul

Fig. 2.35. Corespondența dintre modul de

încărcare și masa distribuită pe punți (Seat Ibiza

și Smart Forfour - clasa mică, B; Citroën C4 -

clasa compact, C). L1 - neîncărcat; L2 - încărcat

(100 kg în portbagaj); L3 - încărcat (200 kg în

portbagaj).

aplicaţiei

Android

Sports

Tracker care utilizează sen-

zorul GPS al smartphone-

ului [52]. Pentru determi-

narea ratelor de utilizare a

sistemului de frânare, precum şi a numărului de frânări în mediul urban,

s-au utilizat aplicaţii Android, iar pentru măsurarea deceleraţiilor s-a

utilizat [52] aplicația Accelerometer Monitor. Datele stocate pe cardul de

date al unităţii de înregistrare, permit prelucrarea lor și reprezentarea

grafică a variației acceleraţiilor în timp [52].

Traseul urban, pe care s-au efectuat măsurătorile, a fost în

lungime de 5,8 km intens circulat [52]. Dispozitivul de înregistrare a fost

66

fixat pe un suport montat în interiorul autoturismelor supuse testelor

[52]. Măsurătorile au fost realizate [52] de două ori pentru fiecare din

orele de desfăşurare a încercărilor (7:50; 16:00; 22:00), în luna Mai 2015.

În alegerea orelor pentru efectuarea măsurătorilor s-a avut în vedere

obţinerea unor date pentru niveluri diferite ale traficului rutier şi astfel,

determinarea frecvenţei de utilizare a frânei de serviciu în condiţii

similare cu cele reale. Datele colectate [52] în urma măsurătorilor au

constituit bazele stabilirii parametrilor de efectuare a încercărilor de

frânare. Frecvența de folosire a frânei de serviciu, în mediul urban, este

proporţională cu densitatea rutieră a traseului parcurs.

Alegerea parametrilor şi a traseului [52]. Pe baza datelor obţinute

în cadrul testelor din mediul urban s-au stabilit vitezele de încercare

(20 km/h, 30 km/h, 40 km/h, 50 km/h, 60 km/h) pentru obţinerea

spaţiului de frânare. Traseul pentru desfăşurarea testelor a fost ales

astfel încât acesta să permită atingerea vitezei maxime de 60 km/h,

precum şi spaţiul de frânare necesar pentru oprirea completă de la

această viteză.

Modul de efectuare al încercărilor şi al măsurătorilor [52]. Perioa-

da de realizare a încercărilor a fost 05-06.05.2015, cu o temperatură a

mediului ambiant de 18-19 °C. Amenajarea traseului a presupus stabi-

lirea dimensiunilor unei piste de

încercare în lungime totală de 80 m,

delimitată cu marcaj reflectorizant

(Fig. 2.36). Marcajul de începere a

frânării a fost stabilit la distanţa de

Fig. 2.36. Amenajarea traseului.

50 m faţă de linia de start, spaţiul efectiv de oprire fiind măsurat de la

marcajul de începere a frânării și până la partea din faţă a autoturismului

oprit. Parametrii în funcţie de care s-a ținut seama la determinarea

distanțelor necesare frânării până la oprire [52]: suprafaţa de rulare din

beton-asfalt în stare uscată/umedă; presiunea din pneuri (nominală, 0.22

MPa; scăzută, 0.15 MPa); tipul anvelopei folosite (de vară, de iarnă); starea

de încărcare a autoturismului (neîncărcat; încărcat cu 100 kg; încărcat cu

200 kg, v. Fig. 2.35); influenţa sistemului ABS (utilizând ABS; ABS

dezactivat); viteza de deplasare a autoturismului (20-60 km/h).

Rezultatele obţinute, cu interpretare grafică se referă la [52]:

− testarea capacităţii de frânare a autoturismelor încercate (v.

Tabelul 2.7) şi influenţa unei mase suplimentare de 100 kg asupra

distanţei de frânare a acestora (Fig. 2.37, 2.38, 2.39) - din rezultatele

obținute se poate constata că odată cu creşterea masei supli-

67

mentare creşte și distanţa necesară opririi autoturismului, deci

scade eficacitatea sistemului de frânare;

− influenţa presiunii din pneuri asupra distanţei de frânare (Fig. 2.38)

- încercările s-au realizat pentru autoturismul Citroën C4 (clasa

compactă) neîncărcat; s-a constatat că reducerea mai pronunțată a

presiunii din pneuri duce la creşterea distanţei de frânare;

− influenţa tipului de anvelopă asupra distanţei de frânare (Fig. 2.39)

- încercările s-au realizat pentru autoturismul Citroën C4

neîncărcat, iar anvelopele utilizate au fost de vară și iarnă cu starea

de uzură de 30%, dimensiunile și presiunea de umflare a acestora

fiind conform celor din tabelul 2.7; s-a constatat că folosirea

pneurilor necorespunzătoare cu sezonul (pneuri de iarnă - vara)

duce la creşterea distanţei necesare opririi autoturismului, deci la

scăderea eficienţei sistemului de frânare;

− influenţa stării de încărcare a autoturismului, respectiv a stării

suprafeţei de rulare asupra distanţei de frânare pentru diferite tipuri

de anvelope (Fig. 2.39, 2.40, 2.41); rezultatele obținute arată că

distanţa de frânare creşte proporţional cu creşterea masei

suplimentare a autoturismului, indiferent de tipul pneului folosit

sau de starea suprafeţei de rulare, iar o suprafaţă de rulare umedă

determină o creştere considerabilă a distanţei de frânare;

Fig. 2.37. Influența încărcării

suplimentare asupra distanței de oprire a

autoturismelor, în cazul echipării cu

anvelope de vară, suprafață de rulare

uscată.

Fig. 2.38. Variaţia distanţei de oprire în

funcţie de presiunea de umflare, în cazul

autoturismului Citroën C4 neîncărcat,

echipat cu anvelope de vară, suprafață de

rulare uscată.

68

Fig. 2.39. Variaţia distanţei de frânare în

funcţie de încărcarea autoturismului

Citroën C4, în cazul echipării cu anvelope

de vară, pe suprafață de rulare uscată,

rspectiv umedă.

Fig. 2.40. Variaţia distanţei de frânare în

funcţie de încărcarea autoturismului

Citroën C4, în cazul echipării cu anvelope

de iarnă, pe suprafață de rulare uscată,

respectiv umedă.

− influenţa sistemului de anti-blocare a roţilor asupra distanţei de

frânare (Fig. 2.42) - dezactivarea sistemului de anti-blocare a

roţilor s-a realizat prin îndepărtarea siguranţei corespunzătoare

acestui sistem din cutia de siguranţe a autoturismului pe care s-au

efectuat testele. Pe lângă creşterea spaţiului de oprire, dezactivarea

sistemului ABS sau lipsa acestuia a dus şi la pierderea stabilităţii

longitudinale a autoturismului. Din condiţii dinamice, sarcina pe

puntea din faţă este mai mare, iar dacă forţele de frânare sunt

distribuite uniform, roţile punții din spate se blochează primele sau

rămân blocate numai ele un timp suficient de mare, ca autoturismul

să intre în derapaj.

Fig. 2.41. Variaţia distanţei de frânare în Fig. 2.42. Influenţa sistemului ABS asupra

funcţie de starea suprafeței de rulare

pentru pneuri de vară/iarnă, în cazul

autoturismului Citroën C4 neîncărcat.

distanţei de frânare, în cazul

autoturismului Citroën C4 neîncărcat,

echipat cu anvelope de vară.

69

Fig. 2.43. Forţa de frânare pe punţi în

funcţie de încărcarea autoturismelor.

L1 - neîncărcat; L2 - încărcat (100 kg în

portbagaj).

Fig. 2.44. Forţa de frânare pe punţi în

funcţie de presiunea din pneuri, în cazul

autoturismului Citroën C4.

Pentru determinarea forţelor necesare frânării autoturismelor

testate, s-au considerat aceleași situații de încărcare ca cele de la testele

pentru determinarea distanţei de frânare.

În urma măsurătorilor efectuate în cadrul testelor în laborator,

s-au obținut rezultate referitoare la [52]:

− distribuţia forţelor de frânare în cazul autoturismelor luate în

studiu, în funcție de încărcarea acestora (Fig. 2.43);

− distribuţia forţelor necesare de frânare pe punţi, în funcţie de

presiunea din pneuri (Fig. 2.44).

2.2.7. Evaluarea parametrilor stabilităţii transversale a

autovehiculelor

În lucrarea [56], este prezentat un studiu analitic, prin modelare

numerică, privind evaluarea parametrilor stabilităţii transversale a

autovehiculelor. La dezvoltarea modelului numeric utilizat s-a ţinut

seama de: forțele care acționează asupra autovehiculului aflat viraj;

influența poziţiei centrului de greutate al autovehiculului, cât și a

greutății acestuia, asupra vitezei de deplasare și a stabilității transversale

a lui; influența unghiului de înclinare transversală a drumului asupra

vitezei de deplasare și a stabilității autovehiculului; influența razei de

viraj asupra vitezei de deplasare și a stabilității autovehiculului. În studiu

sunt luate în considerare aspecte referitoare la diferite înclinări

transversale ale drumului, diferite raze ale traiectoriei, diferite viteze de

deplasare, precum și parametrii principali ai autovehiculului luat în

studiu. Rezultatele obținute sunt sub formă grafică și surprind parame-

70

trii stabilităţii transversale a autovehiculului - la răsturnare, prin efectul

aderenței transversale, în cazul profilului transversal cu pantă unică şi în

cazul profilului transversal cu două versante plane.

Pentru evaluarea parametrilor stabilităţii transversale

a

autovehiculelor, s-au dezvoltat modele de calcul numeric în care se țin

seama de fenomenele fizice care au loc la deplasarea acestora în diferite

condiţii de exploatare și care permit utilizatorului obţinerea rezultatelor

urmărite, cu interpretări grafice [56]. Algoritmul de calcul numeric,

elaborat [56] în programul MathCAD, poate fi adaptat pentru orice tip de

autovehicul, precum și diferitelor condiții de exploatare.

Dintre variabilele utilizate în cadrul modelului numeric, se

menţionează [56]:

− coeficientul φ de aderență longitudinală şi coeficientul _ꢁde ade-

푘

rență transversală, prin natura şi starea căii de rulare (k=12 - va-

riabila care caracterizează drumul considerat: k=1 - pentru drum

din asfalt uscat, k=2 - pentru drum din asfalt umed murdar);

− înălțimea centrului de greutate al autovehiculului, h_g0,21·A;

− raza de viraj, R_i, (i=13 - variabila care caracterizează raza de viraj:

i=1 - pentru rază de 100 m, i=2 - pentru rază de 200 m, i=3 - pentru

rază de 300 m);

− unghiul de înclinare tranversală a drumului, β_j(j=14 - variabila

care caracterizează înclinare tranversală a drumului: j = 1 - pentru

unghi de 1°, j=2 - pentru unghi de 2°, j=3 - pentru unghi de 3°,

j=4 - pentru unghi de 4°);

− viteza de deplasare a autovehiculului, v_a= 10, 20, , v_max, în km/h.

Evaluarea parametrilor stabilităţii transversale la răsturnare a

autovehiculului [56]. Pentru stabilirea criteriilor de stabilitate

transversală se consideră autovehiculul în viraj, pe un drum cu înclinarea

transversală β. Răsturnarea transversală a autovehiculului se produce în

raport cu punctul C (v. Fig. 2.23) [9, 47, 56]. Considerând că viteza

autovehiculului v și raza de viraj R sunt constante, pe baza ecuației de

momente față de punctul de răsturnare C, ținând seama de expresia

(2.45) a forței F_iyde inerție, prin condiția de menținere a stabilității

transversale la răsturnare la limită (Z_D= 0), se obține unghiul limită de

înclinare transversală a drumului β_r, la care stabilitatea transversală la

răsturnare a vehiculului este la limită, răsturnarea autovehiculului la

acest unghi fiind posibilă în orice moment [56]:

2

v

E

2∙h

a

−

g

i

_r

i,v

= arctg ( ^g∙R

1+

).

(2.65)

2

v

g∙R 2∙h

E

a

∙

g

i

71

Viteza limită 푣_푐푟de deplasare a autovehiculului aflat în viraj, pe

ꢂ

un drum cu înclinare transversală, la care nu are loc, dar poate începe

răsturnarea laterală, este dată de relaţia [56]:

E

2∙h

g∙R ∙(

i

+tg )

j

g

√

v_cr

=

.

(2.66)

E

2∙h

r

i,j

1−

∙tg

j

g

Răsturnarea transversală a autovehiculului este posibilă în

condiţiile arătate mai sus, dacă nu este precedată de alunecarea laterală

(derapare) [56].

Evaluarea parametrilor stabilităţii transversale la derapare a

autovehiculului [56]. Considerând că viteza autovehiculului v_aşi raza de

viraj R sunt constante, pe baza condiţiei de menţinere a stabilităţii

(

)

transversale la derapare (φ_y∙ Z_s+ Z_d≥ Y₁∙ cos θ + Y₂) [14, 35, 56, 58, 59]

(v. Fig. 2.23), ținând seama de expresia forței F_iy, se obţine unghiul limită

de înclinare transversală a drumului _d, la care stabilitatea transversală

la derapare este la limită (la acest unghi, autovehiculul încă îşi menţinere

stabilitatea transversală la derapare, dar deraparea laterală a acestuia

este posibilă în orice moment) [56]:

2

v

a

−  ∙ g

y

R

k

i

(

)

_di, k, v_a= arctg (

₂),

(2.67)

v

a

g +

∙

y

R

k

i

în care _yeste coeficientul de aderenţă transversală (_y0,8).

Viteza limită v_crde deplasare a unui autovehicul aflat în viraj, pe

d

un drum cu înclinare transversală, la care nu are loc, dar poate începe

deraparea (alunecarea laterală), este dată de relaţia [56]:

g∙R ∙( + tg )

i

y

i

k

√

(

)

v_cri, k, j =

.

(2.68)

d

1−  ∙ tg

y

i

k

Având în vedere că deraparea autovehiculului nu este atât de

periculoasă ca răsturnarea, pe baza condiţiei ca alunecarea laterală să

aibă loc înaintea răsturnării laterale (v_cr< v_crsau 훽_푑< 훽_푟) [35, 56, 58,

d

r

59], se obţine:

E

_y<

.

(2.69)

2∙h

g

Relaţia (2.69) este întotdeauna adevărată, chiar şi la valori mari

ale lui φ_y. În consecinţă [56], pierderea stabilităţii transversale a

autovehiculului este caracterizată cel mai frecvent de alunecarea laterală

şi nu de răsturnarea transversală.

Condiţiile de stabilitate transversală, arătate mai sus, sunt

valabile în situaţia când la roţile autovehiculului nu acţionează şi forţe

72

tangenţiale de tracţiune sau de frânare. În realitate, atât alunecarea

laterală cât şi răsturnarea transversală a autovehiculului au loc mai

repede decât valorile obţinute în condiţiile respective.

Evaluarea parame-

trilor stabilităţii transver-

sale a autovehiculului prin

efectul aderenței transver-

sale - combaterea derapa-

jului lateral prin efectul

aderenței

transversale

[56]. Asupra unui auto-

vehicul ce parcurge un

traseu curb de rază R, pe

un drum fără înclinare

transversală, acţionează

[14, 56] forţa centrifugă

F_cf, forţa de aderență

transversală sau laterală

(Y_s+Y_d), reacțiunile nor-

male ale drumului asupra

roților (Z_s+Z_d) şi greuta-

tea sa G_a(Fig. 2.45) [56].

Pentru a preveni

derapajul este necesar să

fie îndeplinită condiția

[14, 56]:

(

)

F_cf≤ Y_s+ Y_d. (2.70)

La limită, raza tra-

seului parcurs de auto-

vehicul se determină cu

relația [14, 56]:

2

v

a

R_t_k,v

=

, (2.71)

a



∙g

y

k

Fig. 2.45. Combaterea derapajului lateral prin

v_at

=



√

∙ g ∙ R_i, (2.72)

acţiunea aderenței transversale.

i,k

y

k

unde: R se exprimă în m,

v - în m/s, iar g - în m/s².

73

Evaluarea parame-

trilor stabilităţii transver-

sale a autovehiculului în

cazul profilului transversal

cu pantă unică - comba-

terea derapajului lateral

prin supraînălţarea căii de

rulare [56]. Teoretic, încli-

narea transversală (deve-

rul) unică a drumului care

ar anihila complet efectul

forţei centrifuge fără a

considera şi contribuţia

frecării (aderenței) între

roţi şi calea de rulare

Fig. 2.46. Asigurarea stabilităţii autovehiculului

în curbă prin supraînălţare.

(supraînălţarea teoretică sau ideală), ar fi [14, 56] aceea pentru care

rezultanta R_cfga celor două forţe F_cfşi G_aar acţiona normal pe suprafaţa

căii de rulare (Fig. 2.46) [56] şi deci, componenta paralelă cu drumul

(calea de rulare), care produce derapajul, ar fi nulă. Pentru vehiculele

care circulă cu viteze mai mici, rezultanta R_cfgnu mai este perpendiculară

pe suprafaţa căii de rulare, ci este dirijată spre interior, iar în acest caz,

apare tendinţa de derapare sau de răsturnare spre interiorul curbei. Din

această cauză supraînălţarea căii de rulare este limitată. În acest caz,

supraînălţarea rezultă astfel [14, 56]:

2

m

∙v

R

a

2

F

cf

v

a

= 100 ∙ ,

[

]

p_% = 100 ∙ tg = 100 ∙

= 100 ∙

(2.73)

G

m

∙g

a

g∙R

a

unde: R se exprimă în m; v_a- în m/s; g - în m/s².

Din relația (2.73), rezultă [14, 56] raza traseului parcurs de

autovehicul, conform relației:

2

v

a

R_s_j,v

=

_]∙ 100, în m,

[

%

(2.74)

a

g∙p



j

[

]

g∙R ∙p

i



j

√

v_as

=

^%, în m/s.

(2.75)

i,j

100

Practic însă, combaterea derapajului lateral numai prin

supraînălţare nu este posibilă, deoarece conduce la valori exagerate ale

înclinării transversale [14, 56].

Derapajul trebuie combătut prin acţiunea simultană a supraînăl-

ţării căii de rulare și aderenței dintre roţile autovehiculului şi drum

(pentru ajunge la rezultate satisfăcătoare, care să corespundă situaţiilor

reale, trebuie luate în considerare, simultan, atât frecarea cât şi

74

supraînălţarea). Cu cât contribuţia frecării (aderenţei) este mai mică în

raport cu aceea a supraînălţării, cu atât condiţiile de confort în circulaţie

sunt mai bune [56].

Evaluarea parametrilor stabilităţii transversale a autovehiculului

în cazul profilului transversal cu două versante plane - combaterea

derapajului lateral atât prin efectul aderenței transversale cât şi prin

supraînălţarea căii de rulare [56]. În acest caz, circulaţia autovehiculelor

pe banda exterioară se realizează pe deverul negativ, înclinarea căii

favorizând derapajul (Fig. 2.47) [14, 56]. În curbe, deverul provoacă

înclinarea autovehiculelor către interiorul acestora. Ca o consecinţă, apar

componente ale greutăţii și forţei centrifuge, paralele și perpendiculare

la suprafața drumului. De asemenea, între roți și calea de rulare iau

naștere forţele de aderență laterală.

În cazul deplasării autovehiculului pe drum cu dever pozi-

tiv/negativ (v. Fig. 2.47), din condiţia de stabilitate la mișcarea acestuia

(

)

în curbă, Y₁∙ cos θ + Y₂≤ φ_y∙ Z_s+ Z_d[14, 56], rezultă:

(

)

F_cf∙ cosβ − G_a∙ sinβ ≤ _y∙ G_a∙ cosβ + F_cf∙ sinβ ,

(2.76)

(2.77)

în cazul deverului pozitiv și,

F_cf∙ cosβ + G_a∙ sinβ ≤ _y∙ G_a∙ cosβ − F_cf∙ sinβ ,

în cazul deverului negativ.

(

)

Fig. 2.47. Asigurarea stabilității autovehiculului în curbă, în cazul profilului

transversal cu două versante plane (circulația și pe deverul negativ). F_cf- forța

centrifugă.

Pentru valori mici ale unghiului , pot fi luate în considerare

aproximările [14]: cos1, iar sintgp_, unde p_este supraînălţarea

[

]

p

^%. Astfel, pentru combaterea derapajului, în cazul



(deverul), p_=

100

deverului pozitiv/negativ, se poate utiliza relaţia [14, 56]:

F_cf∓ G_a∙ p_β≤ _y∙ G_a± _y∙ F_cf∙ p_β,

(2.78)

75

dar produsul (_y∙ F_cf∙ p_β), fiind foarte mic, se poate neglija.

Atunci, pentru combaterea derapajului, în cazul deverului

pozitiv/negativ, este nevoie să fie îndeplinită condiția [14, 56]:

2

G

∙v

a

^a∓ G_a∙ p_β≤  ∙ G_a,

(2.79)

(2.80)

(2.81)

y

g∙R

2

v

a

≤ _y± p_β,

g∙R

2

a

v

p

(

)

R_dj, k, v_a

≥

,

n

g∙( ±p

)



y

j

k

p

n

(

)

v_crdi, k, j ≤ √g ∙ R_i∙ (_y± p_) ,

(2.82)

j

k

În relațiile (2.81)

( )

+

și (2.82), semnul

corespunde

deverului

( )

pozitiv, iar − deverului

negativ, (g - în m/s²;

v_a- în m/s).

Modelul de calcul

numeric dezvoltat [56]

permite

obţinerea

de

rezultate cu interpretare

grafică. Pentru exempli-

ficare, în figura 2.48 [56]

este surprinsă variaţia

unghiurilor limită de în-

clinare

transversală

a

drumului la derapare β_d

şi răsturnare β_rîn funţie

de viteza de deplasare a

autovehiculului şi raza de

viraj a traseului.

Având în vedere

că deraparea autovehicu-

lului nu este atât de peri-

culoasă ca și răsturnarea

acestuia, se dorește ca

răsturnarea să fie prece-

dată de derapare. Dacă

valoarea unghiului de

înclinare transversală a

drumului crește, vitezele

Viteza de deplasare a

autovehiculului, în km/h

Fig. 2.48. Variația unghiului limită de înclinare

transversală a drumului la derapare şi răsturnare, în

funcție de raza de viraj și viteza de deplasare a

autovehiculului, în cazul diferitelor drumuri

considerate.

76

limită de deplasare a autovehiculului în viraj, la care nu are loc, dar poate

începe oricând deraparea/răsturnarea, cresc (v. Fig. 2.48).

Alte rezultate surprinse în [56] se referă la:

− variația vitezei limită a autovehiculului în viraj, pe un drum cu

înclinare transversală, la care poate începe răsturnarea laterală,

respectiv deraparea (pentru diferite stări ale drumului), în funcție

de raza de viraj și de unghiul de înclinare transversală a drumului,

rezultatele obţinute arătând că viteza limită la care poate începe

răsturnarea v_creste mai mare decât viteza limită la care poate

r

începe deraparea v_cr, fapt care indică că autovehiculul va derapa

d

înainte de a se răsturna, dar și că vitezele v_cr, respectiv v_cr, cresc

r

d

odată cu înclinarea transversală a căii de rulare, cu panta urcând

spre exteriorul curbei, considerent de care trebuie să se țină seama

în construcția drumurilor pentru optimizarea porțiunilor căii de

rulare cu înclinare transversală;

− variația razelor minime de viraj, la care poate începe deraparea

laterală a autovehiculului, pe un drum cu înclinare transversală cu

dever pozitiv/negativ, în funcție de viteza de deplasare a autove-

hiculului, în cazul diferitelor drumuri considerate şi înclinări

transversale ale acestora;

− variația vitezei limită a autovehiculului în viraj, la care poate începe

deraparea laterală, pe un drum cu înclinare transversală cu dever

pozitiv/negativ, în funcție de unghiul de înclinare transversală a

drumului, în cazul diferitelor drumuri considerate şi raze de viraj,

respectiv în funcție de raza de viraj, în cazul diferitelor drumuri

considerate şi unghiuri de înclinare transversală ale acestora,

rezultatele obținute arătând că viteza limită de derapare în viraj a

autovehiculului, în cazul deverului pozitiv creşte odată cu creşterea

unghiului de înclinare transversală a drumului, iar în cazul

deverului negativ, aceasta scade odată cu creşterea unghiului de

înclinare transversală a drumului.

În cazul stabilității transversale la răsturnare a autovehiculului,

odată cu creșterea unghiului limită de înclinare transversală a căii de

rulare, crește şi viteza critică de deplasare a autovehiculului, cele două

mărimi (unghiul de înclinare și viteza de deplasare) aflându-se într-o

relație de proporționalitate. În cazul stabilității transversale a auto-

vehiculului, prin efectul aderenței transversale, viteza de deplasare a

acestuia este influențată direct de raza de viraj a traseului parcus de

autovehicul, aceeași influență având loc și în situația profilului transver-

77

sal cu pantă unică, respectiv cu două versante plane, cu mențiunea că în

aceste cazuri se ia în considerare și unghiul de înclinare transversală a

drumului [56] .

Identificarea limitelor de menţinere a stabilității autovehiculelor,

în diferite condiții de exploatare a lor, conduce spre o nouă posibilitate

de îmbunătățire a performanțelor acestora.

În lucrarea [54], este prezentat un studiu, prin modelare

numerică, privind evaluarea parametrilor stabilităţii transversale a

vehiculelor de tip Segway. La dezvoltarea modelelor numerice utilizate

s-a ţinut seama de [54]: modul de funcționare al vehiculului cu două roți

amplasate coaxial, de tip Segway; influența presiunii din pneu asupra

razei dinamice a vehiculului și a vitezei de deplasare; forțele care

acționează asupra vehiculului aflat viraj; influența turației motoarelor

electrice asupra vitezei de deplasare a vehiculului de tip Segway;

influența înălțimii centrului de greutate al utilizatorilor, cât și a greutății

acestora, asupra vitezei de deplasare și a stabilității transversale a

vehiculului; influența unghiului de înclinare transversală a drumului

asupra vitezei de deplasare și a stabilității vehiculului. În studiu sunt

luate în considerare aspecte referitoare la diferite înclinări transversale

ale drumului, diferite raze ale traiectoriei, diferite viteze de deplasare,

parametrii principali ai vehiculului de tip Segway luat în studiu și diferiți

utilizatori - bărbat/femeie 5%, 50%, 95% (bărbat/femeie 5% - dimen-

siunile antropometrice sunt mai mici ca la 95% din populația adultă

masculină/feminină; bărbat/femeie 50% - dimensiunile antropometrice

reprezintă media populației adulte masculine/feminine; bărbat/femeie

95% - dimensiunile antropometrice sunt mai mari ca la 95% din populația

adultă masculină/feminină [1, 41]). Rezultatele obținute [54] sunt sub

formă grafică și surprind: forțele care iau naştere între pneul vehiculului

și calea de rulare; parametrii stabilităţii transversale a vehiculului - la

răsturnare; prin efectul aderenței transversale; în cazul profilului

transversal cu pantă unică; în cazul profilului transversal al drumului cu

două versante plane.

2.2.8. Studiu comparativ asupra comportamentului

dinamic în viraj al autoturismelor din clase

diferite, prin metode experimentale

În lucrarea [50], se prezintă un studiu - prin metode

experimentale - asupra comportării autoturismelor din clase diferite la

deplasarea în viraj, aceasta fiind o situaţie frecventă de pierdere a

78

controlului lor şi producere a accidentelor rutiere. De asemenea, studiul

[50] încearcă să ofere o imagine cât mai clară asupra modificării gradului

de maniabilitate al autoturismelor în cazul diferitelor încărcări, astfel

încât conducătorul auto să conştientizeze acest lucru, adaptându-şi stilul

de conducere atât la condiţiile de drum cât şi la condiţiile de încărcare.

Diferitele stări ale suprafeţei căii de rulare determină variaţia

coeficientului de aderenţă, acesta nemodificând doar limita la care apare

deraparea, ci şi comportamentul întregului autoturism până la atingerea

acestei limite. În cadrul determinărilor experimentale [50], valorile

parametrilor variaţi s-au ales astfel încât să caracterizeze cazuri reale,

frecvent întâlnite, de exploatare a autoturismelor în procesul de virare,

ținând seama de factorii care influențează deplasarea lor și tendința de

rulare în curbe. Rezultatele obținute sunt cu interpretare grafică, oferind

posibilitatea unui studiu comparativ al acestora.

Metodele de determinare a coeficientului de subvirare sunt

standardizate în [68], fiind astfel concepute încât să permită obţinerea

unor rezultate similare în cazul repetării unui test în aceleaşi condiţii.

Acestea sunt în număr de patru, două din ele bazându-se pe menţinerea

constantă a vitezei (în cazul uneia variind raza de viraj, iar în cazul

celeilalte unghiul de rotaţie al volanului), iar celelalte referindu-se la

menținerea razei de viraj constante, respectiv la menținerea unghiului

constant de rotație al volanului [16, 24, 50, 68, 72, 73].

În cadrul fiecărei metode există parametri constanţi, variabili şi

care se măsoară sau se calculează [68]. Metodele vor produce rezultate

echivalente cu condiţia ca acestea să îndeplinească aceleaşi combinaţii

de viteză-unghi la volan-rază de viraj [68]. Metodele de determinare a

coeficientului de subvirare diferă prin spaţiul necesar pentru testarea

autoturismelor, abilitatea conducătorului auto şi instrumentele

necesare.

Metoda utilizată în determinările experimentale [50] ale

parametrilor care influenţează comportamentul autoturismelor în viraj

este cea a razei de viraj constante, care constă în deplasarea autotu-

rismului testat cu viteze diferite pe o traiectorie circulară de rază

constantă şi înregistrarea unghiului de compensare la volan necesar

pentru păstrarea traiectoriei în funcţie de valoarea vitezei.

Autoturismele utilizate (Citroën C4 1.6 HDI, Smart Forfour 1.3l,

Seat Ibiza 1.4 16V, BMW 320 d E46) în cadrul determinărilor se aflau în

stare bună în momentul testării, fără probleme la sistemele de direcţie,

funcţionarea corectă a acestora fiind verificată în ultimii 1.000 km

79

parcurşi de fiecare. Testele experimentale s-a desfăşurat pe o platformă

orizontală, în condițiile arătate în [50].

Scopul măsurătorilor a fost de a determina anumiţi parametri de

viraj ai autoturismelor în funcţie de presiunea din pneuri, încărcarea pe

punţi, natura şi starea suprafeţei de rulare şi tipul pneului (de vară sau de

iarnă). Pentru determinarea acestora s-au utilizat următoarele: husă de

volan gradată; telefon mobil; cameră foto sport MPMAN MPSC1; ruletă 10

m; sfoară 15 m; cretă pentru marcaj; aparat de măsurare a maselor

repartizate pe punţile autoturismelor; aparat de măsurare ale unghiurilor

de bracare ale roţilor directoare în funcţie de unghiul de rotaţie al

volanului; saci umpluţi cu nisip, având masa de 50±1 kg, pentru

modificarea încărcării punţilor autoturismului [50].

Pentru determinarea caracterului subvirator sau supravirator al

autoturismelor luate în studiu, utilizând metoda razei de viraj constante,

s-a marcat un cerc cu raza de 15 m, măsurând în prealabil această dis-

tanţă cu ruleta şi ulterior s-a trasat cercul cu ajutorul cretei şi sforii.

Centrul acestuia a devenit centru instantaneu de viraj (CIV). Autotu-

rismele au fost manevrate astfel încât să urmărească cercul, deplasându-

se în exteriorul acestuia [50]. Pentru determinarea unghiurilor la care s-

a rotit volanul s-au utilizat o husă gradată, un telefon mobil (comutat pe

funcţia de filmare cu camera din faţă) şi un reper situat între volan şi

telefon (Fig. 2.49a). Astfel, pentru mersul rectiliniu, unghiul înregistrat a

fost de zero grade [50].

Fig. 2.49. Fazele măsurătorilor experimentale: Modul de măsurare al unghiului de

rotaţie al volanului (a) și determinarea unghiurilor de bracare ale roţilor directoare cu

ajutorul platourilor rotative (b).

Fiecare autoturism s-a deplasat pe cercul trasat cu diferite viteze

(5…40 km/h), valoarea maximă a acestora fiind determinată de

pierderea controlului autoturismului (momentul în care acesta nu mai

pot fi menţinut pe traiectoria stabilită). Iniţial, s-a determinat unghiul de

80

rotaţie al volanului necesar pentru deplasarea autoturismelor cu viteza

de 5 km/h, după care s-a determinat unghiul de compensare la volan (v.

Fig. 2.49a) necesar pentru menţinerea traiectoriei în cazul creşterii

vitezei de deplasare. Încercările s-au realizat cu diferite încărcări ale

punţilor, cu presiuni diferite în pneuri, cu anvelope de vară sau iarnă şi

pe suprafaţă de rulare din asfalt uscat sau umed [50].

Încărcările pe punţi, în funcţie de masele suplimentare cu care au

fost încărcate autoturismele supuse testelor, s-au determinat utilizând

testerul de suspensii cu cântar de tip Space APF 110, comandat de către

unitatea de comandă Space PFC 750, aflat în dotarea DART [50].

Pentru determinarea unghiurilor de bracare ale roţilor în funcţie

de unghiul de rotaţie al volanului s-au utilizat două platouri rotative (Fig.

2.49b) montate sub roţile directoare. Din poziţia de mers rectiliniu,

volanul s-a rotit spre stânga până la unghiul maxim de bracare şi ulterior

spre dreapta. Intervalul dintre două măsurători consecutive a fost de 30

de grade la volan, măsurate prin metoda prezentată în figura 2.49a [50].

Corespondenţa dintre valorile unghiurilor de rotaţie ale volanului

şi unghiul de bracare al roţilor punţii faţă este surprinsă în figurile

2.50a,b,c,d [50].

Printre factorii care determină modificarea comportamentului

autoturismului se numără: masa ce revine fiecărei punţi, starea

suprafeţei de rulare, presiunea din pneuri şi tipul anvelopei. În cadrul

încercărilor s-au modificat parametrii menţionaţi anterior şi s-a urmărit

comportamentul autoturismelor în viraj (Fig. 2.512.54) [50].

Diferitele încărcări ale punţilor s-au obţinut prin utilizarea unor

saci cu nisip cu masa de 50±1 kg şi în unele cazuri pasageri. Tabelul 2.8

surprinde corelaţia dintre masa indicată în figurile 2.53a,b,c,d şi modul

de încărcare al autoturismelor [50].

În urma derulării încercărilor şi a prelucrării datelor s-au obţinut

rezultate [50] cu interpretări grafice, referitoare și la caracteristicile de

virare pentru autoturismele considerate. Pentru exemplificare, în figurile

2.55a şi 2.55b este surprins cazul autoturismului Seat Ibiza. Rezultatele

obținute [50] confirmă caracterul subvirator al acestui autoturism.

Pe baza datelor obținute experimental se pot obține și rezultate

cu interpretare grafică care să se ilustreze variația unghiului de rotaţie al

volanului şi unghiului de deviere laterală a pneului în funcţie de

acceleraţia laterală, conform recomandărilor [68]. Pentru exemplificare,

în figurile 2.55c și 2.55d sunt surprinse asemenea rezultate [50] pentru

cazul autoturismului Seat Ibiza, în cazul celorlalte autoturisme

procedându-se analog.

81

Conform rezultatelor obţinute [50] se poate constata că tipul

sistemelor de direcţie la autoturismele studiate este între Ackermann şi

paralel, roata din interiorul virajului fiind bracată la un unghi de valoare

mai mare decât cea din exteriorul acestuia (v. Fig. 2.50a,b,c,d).

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.50. Valoarea unghiurilor de bracare ale roţilor directoare în funcţie de

unghiul de rotaţie al volanului, pentru rotirea la stânga, respectiv la dreapta: în

cazul autoturismului Citroën C4 (a); în cazul autoturismului Smart Forfour (b); în

cazul autoturismului Seat Ibiza (c); în cazul autoturismului BMW 320d (d).

Comportamentul cel mai nefavorabil s-a obţinut pentru

încărcarea cu pasager în faţă dreapta, pasager în spate dreapta şi un sac

cu nisip cu masa de 50 kg în portbagaj, sau în cazul autoturismului Seat

Ibiza acesta s-a obţinut pentru încărcarea cu pasager şi un sac, ambii fiind

poziţionaţi în faţă dreapta; primul caz de încărcare este frecvent întâlnit,

cel de-al doilea caz având rolul de a evidenţia tendinţa subviratoare a

82

autoturismelor în cazul în care creşte masa repartizată pe puntea faţă

(toate autoturismele studiate au avut în stare neîncărcată masa pe

puntea faţă mai mare decât pe puntea spate).

Tabelul 2.8. Corespondenţa dintre modul de încărcare şi masa repartizată pe punţi.

Masa-puntea Masa-puntea

Autoturism

Citroën C4

Modul de încărcare

faţă, [kg]

spate, [kg]

▪ Neîncărcat

823

481

▪ Încărcat (150 kg în portbagaj)

▪ Încărcat (pasager în dreapta faţă +

pasager în dreapta spate + 50 kg în

portbagaj)

808

641

884

643

▪ Neîncărcat

645

637

408

554

Smart

Forfour

▪ Încărcat (150 kg în portbagaj)

▪ Încărcat (pasager în dreapta faţă +

pasager în dreapta spate + 50 kg în

portbagaj)

700

553

▪ Neîncărcat

691

675

449

609

▪ Încărcat (150 kg în portbagaj)

▪ Încărcat (pasager în dreapta faţă +

pasager în dreapta spate + 50 kg în

portbagaj)

Seat Ibiza

685

555

▪ Încărcat (pasager în dreapta faţă + 50

kg în dreapta faţă)

734

596

▪ Neîncărcat

745

727

700

818

▪ Încărcat (100 kg în portbagaj)

▪ Încărcat (pasager în dreapta faţă +

pasager în dreapta spate + 50 kg în

portbagaj)

BMW 320d

795

867

Nivelul de maniabilitate al autoturismelor este superior pe o

suprafaţă de rulare uscată în dauna uneia umede (v. Fig. 2.51a) şi cu

anvelope de vară în dauna celor de iarnă (pentru condiţiile de testare

prezentate) (v. Fig. 2.51b) [50]. Scăderea presiunii în pneurile roţilor

punţii faţă, în cazul autoturismelor la care motorul şi puntea motoare

sunt amplasate în faţă duce la reducerea unghiurilor de derivă (faţă de

situaţia în care presiunile sunt aproximativ egale) odată cu creşterea

vitezei de deplasare (v. Fig. 2.52b, Fig. 2.52c); în cazul autoturismelor cu

motorul amplasat în faţă şi puntea motoare în spate, fenomenul este

invers, astfel maniabilitatea creşte la scăderea presiunii din pneurile

punţii spate. Reducerea presiunii în pneurile punţii spate în cazul

autoturismului BMW 320 îmbunătăţeşte maniabilitatea acestuia (v. Fig.

2.52d) [50].

83

a)

b)

Fig. 2.51. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, în cazul autoturismului Citroën: pentru anvelope de vară în cazul

suprafeţei de rulare umede/uscate (a) și pentru anvelope de vară/iarnă în cazul

suprafeţei de rulare umede (b).

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.52. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru anvelope de vară în cazul diferitelor presiuni de umflare ale

roților: pentru autoturismul Citroën C4 (a);pentru autoturismul Smart Forfour (b);

pentru autoturismul Seat Ibiza (c) și pentru autoturismul BMW 320d (d).

84

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.53. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru diferite repartizări ale masei pe punţile autoturismului: Citroën

C4 (a);Smart Forfour (b);Seat Ibiza (c) și BMW 320d (d).

În cazul autoturismului

BMW 320, cu toate că în două

cazuri de încărcare masa reparti-

zată pe puntea spate a fost mai

mare decât cea repartizată pe

puntea faţă, acesta şi-a păstrat

caracterul subvirator (v. Fig.

2.53d) [50]. Experimental, pen-

tru starea neîncărcată, autotu-

rismul de clasă mică (Seat Ibiza)

a avut cele mai reduse unghiuri

de derivă (v. Fig. 2.54) [50].

Modul de variaţie al parametrilor

care influenţează maniabilitatea

Fig. 2.54. Variaţia unghiului de deviere

laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru autoturisme de clase

diferite, aflate în stare neîncărcată.

85

permite determinarea caracterului subvirator sau supravirator al

autoturismelor (v. Fig. 2.55a şi 2.55b) [50].

a)

b)

c)

d)

Fig. 2.55. Caracteristicile de subvirare pentru autoturismul Seat Ibiza, în cazul

diferitelor repartizări ale masei pe punţile acestuia: gradul de creştere al vitezei

unghiulare de giraţie în funcție de viteza de deplasare (a); gradul de creştere al

acceleraţiei laterale în funcție de viteza de deplasare (b); variaţia unghiului de

rotaţie al volanului în funcţie de acceleraţia laterală (c) și variaţia unghiului de

deviere laterală în funcţie de acceleraţia laterală (d).

2.2.9. Evaluarea parametrilor dinamici ai

autovehiculelor, prin simulare computerizată

În lucrarea [10], s-a urmărit evaluarea forţelor laterale ce apar la

contactul dintre pneu și drum în cazul subpresiunilor, suprapresiunilor

şi presiunilor optime de umflare ale anvelopelor unui autoturism

(Porsche 911 Turbo) care rulează pe un circuit, prin simulare

computerizată cu ajutorul programului IPG CarMaker. Interfața grafică

principală a software-ului utilizat, se regăsește în figura 2.56 [10].

86

Fig. 2.56. Interfața grafică din programul de simulare IPG CarMaker.

În software-ul IPG

CarMaker, sunt utilizate

trei sisteme principale de

axe

(Fig.

2.57)

[66]:

Fr0 - sistem de axe iner-

țiale, origine fixă (0.x.y);

Fr1 - sistem de axe care

respectă convenția ISO,

unde (x) indică direcția

de de deplasare a auto-

vehiculului (înainte), (y)

Fig. 2.57. Sistemul de axe din programul

IPG CarMaker.

spre stânga și (z) deplasare în plan vertical; Fr2 - sistem de axe unde (0)

este centrul roților, (x) direcția de deplasare a autovehiculului (înainte),

(y) mișcarea în jurul axei roții și (z) mișcarea pe verticală a roții.

Pentru fiecare roată există un punct de montare (Mnt) definit în

sistemul Fr1 [10].

Forța laterală la roți a fost analizată pe un circuit de viteză

Hockenheimring (Germania) - 2,63 km (drum de asfalt uscat), pentru trei

presiuni de umflare diferite ale pneurilor: 1,4 bar, 2,2 bar (presiune

nominală) și 2,9 bar [10]. În figura 2.58 [10], este surprinsă evoluția

forței laterale pentru toate roțile autoturismului și pentru cele trei

87

presiuni cu care s-au realizat simulările (FL-față stânga, FR-față dreapta,

RL-spate stânga, RR-spate dreapta).

În cazul presiunii de umflare de 1,4 bar, s-a constatat o tendință

de creștere a forțelor laterale ce apar la toate roțile autoturismului, iar la

presiuni de 2,2 bar și 2,9 bar, forțele laterale ce apar la roți au valori

apropiate [10]. În figura 2.59 [10] sunt surprinse forțele laterale la roata

dreapta față, pentru cele trei presiuni de umflare ale anvelopelor. Forța

laterală la roată este mai mare în cazul presiunilor de umflare de 1,4 bar,

cu până la 1.000 N, ajungând în viraje mai strânse la valori maxime de

aproximativ 5.000 N [10]. Valorile maxime ale forței laterale la roată,

pentru presiuni de 2,2 bar și 2,9 bar, au valori foarte apropiate, ajungând

la valori maxime de aproximativ 4.000 N [10].

Timp, s

Fig. 2.58. Evoluția forței laterale a

anvelopelor pentru toate roțile, la

diferite presiuni de umflare a

anvelopelor.

Fig. 2.59. Forța laterală a roții pentru

roata față dreaptă.

Reducerea presiunii de umflare sporește gradul de preluare a

sarcinii de către roată, mărindu-se astfel deformarea pneului și solici-

tările acestuia, ceea ce va conduce la majorarea pierderilor de energie, la

creșterea rezistenței la rulare, respectiv la creșterea forțelor laterale la

contactul dintre pneu și drum [10]. Rezultatele simulărilor pot fi extinse,

urmărindu-se efectele presiunii din pneuri asupra forțelor ce apar la

roțile autovehiculului pe diferite naturi și stări ale drumului și efectele

temperaturii aerului din pneuri asupra acestor forte.

În lucrarea [57], s-a urmărit influența diferitelor condiții de drum

asupra unghiului de alunecare laterală, folosind programul de simulare

IPG CarMaker. Schimbarea de direcție provoacă un unghi de alunecare în

anvelope și creează o forță laterală. În general, forța laterală crește

proporțional cu unghiul de alunecare. Autovehiculul testat (Ford Focus)

[57] a rulat pe un traseu conform ISO 4138 [68]. S-a considerat că

88

autovehiculul rulează pe cale de rulare cu diferiți coeficienți de aderență

(0,3…0,9), efectuând simulări, individual, pentru fiecare situație de

drum [57]. La intrarea în viraj, autovehiculul a rulat cu viteză constantă

de 45 km/h, iar raza cercului a fost de 42 de m. Din figura 2.60 [57] se

constată că odată cu scăderea coeficientului de aderență, scade forța

laterală la roata autovehiculului (Fig. 2.60a,b) și în același timp crește

unghiul de alunecare (Fig. 2.60c,d).

Fig. 2.60. Variația forțelor laterale (a, b) și a unghiului de alunecare laterală (c, d) în

timpul deplasării pe traseu.

Pentru un coeficient de aderență de 0,9, valoarea forței laterale

ajunge la aproximativ 1.070 N, iar pentru coeficientul de aderență de 0,3,

valoarea maximă la care ajunge forța laterală este de aproximativ 900 N

[57]. De la această valoare (în intervalul de timp 28…33 s), se observă o

creștere rapidă a unghiului de alunecare, ceea ce duce la pierderea

aderenței dintre pneu și drum [57]. În acest interval de timp se pot

observa valori maxime ale unghiului de alunecare de circa 0,3 rad

89

(aproximativ 16 grade) [57]. La unghiuri mai mari de alunecare,

deformarea pneurilor datorată tensiunilor tangențiale ce apar între pneu

și calea de rulare va crește, astfel încât limita de aderență va fi depășită,

fapt ce duce la deraparea autovehiculului [57]. O tendință de creștere

rapidă a unghiului de alunecare, se observă și pentru coeficientul de

aderență de 0,4, acesta ajungând la valori de circa 0,05 rad (aproximativ

3 grade), la o forță laterală maximă de circa 1.020 N [57].

Rezultatele obținute prin simulare [57], arată că odată cu redu-

cerea aderenței, unghiul de alunecare are tendință de creștere, iar forța

laterală la roată scade odată cu scăderea coeficientului de aderență.

Odată cu creșterea forței laterale la roată, unghiul de alunecare are ten-

dință de creștere. Pentru coeficientul de aderență de 0,3 se poate observa

apariția derapajului atunci când există o scădere accentuată a forței la

roată, datorită lipsei aderenței dintre pneu și calea de rulare [57].

În lucrarea [11], s-a urmărit influența suspensiei unui autovehicul

(Porsche 911) asupra stabilității acestuia, pe un traseu ales conform ISO

3888-1 [67], folosind programul de simulare IPG CarMaker. Calea de

rulare s-a considerat cu un coeficient de aderență de 0,9, iar viteza de

deplasare a autovehiculului de 70 km/h [11]. Masa proprie a

autovehiculului considerat a fost de 1.525 kg, punții spate revenindu-i

795 kg. S-a avut în vedere roata dreapta spate (dimensiuni 265/40 R 18,

presiunea de umflare de 2,7 bar), iar pentru funcționarea optimă a

suspensiei (multilink), s-a considerat rigiditatea arcului suspensiei spate

de 30.000 N/m și a telescopului de 2.500 N/m [11]. Pentru funcționarea

la capacitate de 50% a suspensiei, s-a considerat o rigiditate a arcului de

15.000 N/m și a telescopului de 1.250 N/m. Pe puntea față, s-a considerat

faptul că suspensia autovehiculului este la funcționare optimă.

Autovehiculul a rulat o perioadă de timp pe un traseu fară viraje, până la

atingerea vitezei de 70 km/h. Ca urmare a simulărilor efectuate [11], s-a

obținut variația forțelor laterale ce apar la roata autovehiculului, a vitezei

unghiulare a mișcării de ruliu și a vitezei unghiulare a mișcării de tangaj,

pe traseul parcurs de autovehicul în funcție de capacitatea de funcționare

a sistemului de suspensii. În cazul suspensiilor ce funcționează la 50%

din capacitate, forțele laterale (Fig. 2.61a,b), vitezele unghiulare a

mișcării de ruliu (Fig. 2.61c,d) și vitezele unghiulare a mișcării de tangaj

(Fig. 2.61e,f), în general, au valori mai mari decât în cazul suspensiilor

care sunt la capacitate optimă de funcționare [11]. Forțele laterale mai

mari (v. Fig. 2.61a,b) conduc la o distribuire a greutății suspendate a

masei autovehiculului mai rapidă, fapt ce poate explica valorile mai mari

90

ale vitezei unghiulare de ruliu (v. Fig. 2.61c,d) și de tangaj (v. Fig. 2.61e,f)

în cazul suspensiilor cu funcționare de 50% [11].

Fig. 2.61. Variația forțelor laterale (a, b), a vitezei mișcării de ruliu (c, d) și a vitezei

mișcării de girație (e, f), în timpul deplasării de-a lungul traseului.

În cazul vitezei unghiulare a mișcării de ruliu, se pot observa

valori de până la 11 deg/s (circa 0,19 rad/s) față de valorile maxime de

aproximativ 3 deg/s (circa 0,05 rad/s) în cazul suspensiilor cu

91

funcționare optimă (v. Fig. 2.61c,d). În cazul mișcării de tangaj, la

pornirea autovehiculului pe traseu (datorită schimbărilor din treptele de

viteze), se observă că în cazul suspensiilor cu funcționare optimă,

răspunsul acestora la calea de rulare este mai fermă dacât în cazul

suspensiilor cu grad de funcționare de 50% (v. Fig. 2.61e,f) [11]. Se poate

spune că având valori mai mari ale vitezei unghiulare a mișcării de

tangaj, încărcările pe puntea față/spate se realizează mai rapid, ceea ce

poate duce la sporirea stabilității longitudinale a autovehiculului [11].

Din punctul de vedere al stabilitatii transversale, la deplasarea pe

traseul cu jaloane, se pot observa valori ale vitezei unghiulare a mișcării

de tangaj mai mari. Aceste valori ajung până la aproximativ 3,5 deg/s

(circa 0,06 rad/s) pentru sistemul de suspensii cu grad de funcționare de

50%, pe când pentru sistemul de suspensii cu funcționare optimă,

acestea ajung până la aproximativ 0,8 deg/s (circa 0,01 rad/s) [11]. În

același timp, se pot observa valori mai mari ale forțelor laterale și a

vitezei unghiulare a mișcării de ruliu, fapt ce poate duce la pierderea

stabilității

transversale.

Neuniformitatea

distribuției

vitezelor

unghiulare pe traseul parcurs de autovehicul este mai mare în cazul

sistemelor de suspensie cu grad de funcționare de 50%, acest fapt putând

duce a o pierdere mai ușoară a maniabilității autovehiculului [11].

Ca urmare a simulărilor efectuate [11], se poate constata că o

calitate scăzută a suspensiilor influențează în mod negativ compor-

tamentul dinamic al autovehiculului. Creșterea vitezei mișcării de ruliu,

poate duce la creșterea accelerațiilor laterale, rezultând astfel posibili-

tatea de apariție a derapajului lateral. De asemenea, mișcarea de tangaj

este influențată în mod semnificativ de calitatea suspensiilor,

repartizarea masei autovehiculului pe puntea față, respectiv spate,

realizându-se în mod rapid, ducând astfel la limita stabilității

longitudinale [11].

În lucrarea [12], s-a urmărit evaluarea puterilor necesare învin-

gerii forțelor de rezistență la rulare ale unui autoturism (BMW Seria 5,

puterea motorului de 190 CP, ampatament de 2,59 m) pentru diferite

încărcări ale acestuia (1.194 kg, masa proprie - CW și 1.569 kg, masa

totală - TW), cu ajutorul programului de simulare IPG CarMaker. Puntea

motoare a autoturismului considerat este cea din spate, iar traseul ales,

în lungime de 1.100 m, este cu jaloane (14 conuri, cu o distanță între ele

de 36 m), zona conurilor pornind de la 400 m [12]. Forțele de rezistență

la rulare au fost măsurate pe roata dreapta spate a autoturismului.

Autoturismul s-a considerat într-o mișcare accelerată, în diferite trepte

de viteze, cu motorul în sarcină, iar la intrarea acestuia în zona de jaloane,

92

viteza lui a fost 80 km/h, rămânând constantă până când simularea a fost

completă, autoturismul efectuând manevre de evitare a jaloanelor [12].

În figura 2.62 [12] este redată variația puterii necesare pentru

învingerea forței de rezistență la rulare a roții din dreapta spate a

autoturismului, în funcție de viteza de deplasare a acestuia, în ambele

cazuri de încărcări (CW, TW).

Fig. 2.62. Variația puterii pierdute din

cauza rezistenței la rulare în funcție de

viteza autoturismului.

Fig. 2.63. Variația puterii consumate

datorită rezistenței la rulare.

În intervalul de viteză de 35…40 km/h și 60…65 km/h, se poate

observa o scădere a consumului de putere datorită forței de rezistență la

rulare, din cauza timpului necesar schimbării treptei de viteze [12]. Acest

lucru se poate explica prin faptul că în acest interval motorul autotu-

rismului nu se află în sarcină. La viteza de 80 km/h (viteza constantă la

care s-a efectuat simularea) se pot observa valorile puterilor pierdute din

cauza rezistenței la rulare (v. Fig. 2.62). În figura 2.63 s-a surprins

variația puterii necesare învingerii forței de rezistență la rulare, iar în

figura 2.64 variația accelerației pe verticală la roata din dreapta spate,

pentru cele două cazuri de încăr-

care considerate (CW, TW) [12].

Având în vedere faptul că măsu-

rătorile s-au efectuat pe roata

dreapta spate a autoturismului, s-

a calculat masa ce revine pe roata

dreapta spate (304 kg, în cazul CW

și 399 kg, în cazul TW), rezultând

o creștere a acesteia cu aproxi-

mativ 24% în cazul TW față de

cazul CW. Raza de rulare a roții

Fig. 2.64. Variația accelerației verticale.

93

dreapta spate (225/60 R 16, presiunea de umflare 2,5 bar) s-a calculat,

obținând valoarea de 0,299 m [12].

Rezultatele obținute prin simulare [12], indică faptul că puterea

pierdută datorită forței de rezistență la rulare a autovehiculului este în

medie cu aproximativ 20% mai mare în cazul greutății totale (TW), față

de situația greutății proprii (CW). De asemenea, s-a constatat că odată cu

creșterea accelerației verticale la roată, pierderile de putere datorate

învingerii rezistenței la rulare cresc [12]. În zona conurilor, pentru valori

ale accelerației verticale maxime de aproximativ 0,1 m/s², corespunde

valorilor pierderii de energie datorită rezistenței la rulare de

aproximativ 1.500 W, iar pentru accelerațiile verticale de aproximativ

0,025 m/s², corespunde valorilor pierderii de putere datorate rezistenței

la rulare de aproximativ 1.200 W [12]. Deci, cu o creștere de circa 11%

din valorile accelerației verticale, s-a înregistrat o creștere a pierderii de

putere datorită rezistenței la rulare cu aproximativ 20% [12].

Simulările pot fi dezvoltate și pentru evaluarea influenței pre-

siunii în anvelope, a stării și naturii drumului și a diferitelor tipuri de

pneuri asupra pierderii de putere din cauza rezistenței la rulare.

Simulările computerizate permit alegerea procedurii de testare,

cu luarea în considerare a mai multor variabile care influențează

comportamentul dinamic al autovehiculelor și obținerea de rezultate sub

formă animată și/sau grafică.

Simulările prezentate în acest paragraf au fost realizate utilizând

software-ul AVL InMotion și IPG CarMaker susținut de AVL List GmbH,

Austria.

94

3. Evaluarea influenței parametrilor care

caracterizează evenimentele rutiere

3.1. Considerații generale

În cursul desfășurării unui accident de circulație rutieră se

deosebesc trei faze (Fig. 3.1) [38, 41, 44, 55, 62]:

– antecoliziunea

(FAC) - perioada

de dinaintea pro-

Fig. 3.1. Fazele unui eveniment rutier.

ducerii

tului (are loc până

în momentul în care cele două corpuri vin în contact);

acciden-

–

coliziunea propriu-zisă (CZ) - corespunde perioadei în care cele

două corpuri sunt în contact; în acest interval are loc

deformarea caroseriei și a altor elemente constructive ale

autovehiculelor, proces prin care o parte din energia cinetică

inițială se transformă în energie de deformație;

postcoliziunea (FPC) - are loc din momentul desprinderii celor

două corpuri până la oprirea lor; trebuie menționat că, în

anumite cazuri au loc coliziuni multiple, adică un corp vine în

contact de mai multe ori cu alte corpuri (de exemplu, după o

coliziune frontală un autovehicul lovește un copac).

Modelele fizice dezvoltate se bazează pe schemele accidentelor de

circulaţie rutieră abordate, în care sunt surprinse mărimile fizice care

intervin, iar pe baza fenomenelor fizice ce au loc în fazele conflictelor

rutiere, sunt dezvoltate modelele matematice cu ajutorul cărora pot fi

prelucrare datele de intrare specifice fiecărui caz de accident rutier luat

în studiu, cu posibilitatea luării în considerare a diverselor variabile care

pot influenţa desfăşurarea evenimentelor rutiere, astfel încât prin

obţinerea rezultatelor urmărite să se poată aprecia şi compara cât mai

facil diferitele condiții luate în considerare. Modelele numerice

dezvoltate urmăresc posibilitatea schimbării datelor de intrare, luarea în

considerare şi a altor condiții de impact, respectiv obținerea rezultatelor

cu interpretare grafică, care să permită stabilirea influenței diferiților

factori care concură la evoluția conflictelor rutiere, respectiv la dinamica

producerii lor [55].

95

3.2. Activitate publicistică cu specific în dinamica

accidentelor de circulatie rutieră

Scopul de bază al activității de publicistică cu specific în dinamica

accidentelor de circulație rutieră este de a facilita accesul studenților și

specialiștilor din domeniu la astfel de informații, prin care să identifice o

cât mai vastă posibilitate de abordare a tematicilor referitoare la

reconstituirea, analiza și evaluarea accidentelor de circulație rutieră.

3.2.1. Evaluarea vitezei antecoliziune și a spațiului

parcurs de autovehicul în cadrul procesului de

frânare

În lucrarea [44], se evaluează, din punct de vedere matematic,

vitezele antecoliziune și spațiul parcurs de autovehicul în cadrul proce-

sului de frânare, surprins prin modele fizice. La evaluarea mărimilor res-

pective se ține seama de: numărul și lungimea urmelor de frânare; tipul

sistemului de frânare; natura și starea drumului; înclinarea longitudinală

a drumului; starea conducătorului auto. Pentru diferite înclinări longitu-

dinale ale drumului și diferitele stări ale conducătorului auto - se

aşteaptă la pericol; nu este avizat în prealabil de un posibil pericol de

accident, având un comportament normal în situaţiile care reclamă un

pericol iminent; circulă în perioadele de răsărit şi crepuscul -, rezultatele

obținute [44] surprind variațiile vitezelor inițiale în funcție de timpul de

întârzieri la frânare, având în vedere astfel fazele de blocare a roţilor și

de frânare efectivă, iar pe baza acestora se recurge la evaluarea spațiului

total de oprire în funcție de timpul de percepţie-reacţie al ansamblului

conducător-autovehicul, corespunzător diferitelor stări ale conducăto-

rului auto, surprinzând și faza de percepţie-recepţie-reacție din cadrul

procesului de frânare, care depinde exclusiv de starea conducătorului

auto. Algoritmul de lucru dezvoltat [44] permite schimbarea datelor de

intrare și obținerea rezultatelor cu interpretare grafică pentru diferite

stări ale conducătorului auto și diferite situații de exploatare a autovehi-

culelor, ceea ce facilitează aprecierea şi compararea diferitelor condiții

luate în studiu.

În studiu [44, 55], s-au luat în considerare diferite stări ale

conducătorului auto, simbolizate astfel: A - se aşteaptă la pericol;

B - comportament normal în situaţiile care reclamă un pericol iminent;

C - pentru perioadele de răsărit şi crepuscul.

96

Dacă în modelul numeric, dezvoltat în programul MathCAD, este

necesar a fi utilizată o anumită mărime (M) care variază între o valoare

minimă (M_min) și una maximă (M_max), considerând o variabilă (j = 1...j_max

,

unde j_max= 11) care să surprindă valori ale mărimii considerate în

intervalul (M_min...M_max), se definește o relație general valabilă pentru

modelul de calcul, de forma [44, 55]:

M_max− M_min

M _j= M_min

+

(j−1)



.

(3.1)

j_max−1

Procesul de frânare este unul complex, constituit din mai multe

faze (Fig. 3.2, Fig. 3.3), fiecare dintre acestea influenţând în mod direct

eficienţa frânării [35, 38, 41, 44, 55]:

–

faza de percepţie-recepţie-reacție (f.p.r.r.), caracterizată de

durata de percepţie-reacție a conducătorului auto t_pr, în cadrul

căreia deplasarea autovehiculului se realizează cu viteză

constantă;

–

faza de blocare a roţilor (f.b.r.), care începe din momentul în

care apare deceleraţia şi până în momentul imprimării

urmelor de frânare pe îmbrăcămintea drumului, caracterizată

de durata întârzierilor la frânare (t_îf- timpul care corespunde

blocării roţilor, respectiv atingerii eficacităţii maxime a

frânării);

–

faza de frânare (f.f.), care începe din momentul apariţiei

urmelor de frânare şi se termină odată cu oprirea autovehi-

culului sau încetarea procesului de frânare, caracterizată de

timpul minim de frânare t_fmin

.

Durata procesului de percepție-reacție t_pr(intervalul O÷F, v. Fig.

3.3), scurs din momentul apariției pericolului (sesizării necesității de

frânare) și până în momentul creșterii eficienței de frânare (începerea

cursei utile a pedalei de frână), se determină ca fiind suma între durata

întârzierilor fiziologice t_îfiz(intervalul O÷E, v. Fig. 3.3) și durata

întârzierilor mecanice t_îmec(intervalul E÷F, v. Fig. 3.3) [44, 55]:

t_pr= t_îfiz+ t_îmec

,

(3.2)

în care [15, 26, 35, 38, 41, 44, 55]: t_îmecreprezintă intervalul de timp

necesar pentru ridicarea piciorului de pe pedala de acceleraţie, punerea

piciorului pe pedala de frână şi consumarea cursei libere a pedalei de

frână (eliminarea jocurilor dintre articulaţii, reglaje ale saboţilor,

elasticitatea conductelor), care este de 0,1…0,2 s pentru frâne cu

acționare mecanică și hidraulică, respectiv 0,2…0,4 s pentru frânele cu

97

acționare pneumatică; t_îfizare valori cuprinse în intervalul 0,5…1,5 s, dar

dacă se cunoaște situația care a declanșat acțiunea de frânare, t_îfiz

prezintă valori între 0,5…1,1 s pentru situații de surpriză și 0,4…0,8 s

pentru situații anticipate și este dat de relația [44, 55]:

t_îfiz= t_pp+ t_rp,

(3.3)

unde: t_ppcaracterizează intervalul O÷P (v. Fig. 3.3), iar t_rpcaracterizează

intervalul P÷E (v. Fig. 3.3).

Fig. 3.2. Fazele procesului de frânare.

v₀- viteza iniţială; A - punctul în care apare urma de frânare; B - sfârşitul frânării.

Fig. 3.3. Schema procesului de frânare

(O, P, E, F, A, B - evenimente; pp, rp, îm, pr, îf, fe, opr - durate).

O - evenimentul ce determină pp - intervalul de timp necesar perceperii

frânarea poate fi

evenimentului;

observat;

P - evenimentul este

perceput;

E - decizia este luată, începe

acțiunea;

F - începerea efectului de

rp - intervalul de timp de recepție;

îm - intervalul de timp necesar pentru începerea

acțiunii de frânare (ridicarea piciorului de pe

accelerație, punerea piciorului pe pedala de

frână, consumarea cursei libere a pedalei de

frână);

frânare;

pr - intervalul de timp de percepție-reacție;

îf - creșterea decelerației până la valoarea maximă;

fe - intervalul de timp de frânare efectivă;

opr - intervalul de timp total necesar pentru

oprirea autovehiculului.

A - eficacitatea frânării este

maximă (decelerație

maximă);

B - autovehiculul se oprește.

98

Durata întârzierilor involuntare t_îi(intervalul O÷A, v. Fig. 3.3)

reprezintă intervalul de timp scurs din momentul în care conducătorul

auto percepe apariția pericolului, până în momentul în care frânarea

autovehiculului este constantă și se determină cu relația [44, 55]:

t_îi= t_pr+ t_îf,

(3.4)

în care: t_îf(intervalul F÷A, v. Fig. 3.3) este timpul scurs de la începerea

procesului de frânare până la blocarea roților (atingerea eficacității

maxime a frânării), cu valori de 0,15…0,25 s - pentru frâne mecanice și

hidraulice și 0,6…0,8 s - pentru frâne pneumatice [26, 35, 38, 41, 44, 55].

Durata frânării efective t_fmin(intervalul A÷B, v. Fig. 3.3) este

intervalul de timp în care frânarea se efectuează cu decelerație maximă,

la care se adaugă durata frânării cu roțile blocate și decelerație scăzută.

Intervalul de timp total de oprire t_opr(intervalul O÷B, v. Fig. 3.3)

este definit ca fiind timpul scurs din momentul apariției pericolului de

producere a unui accident, până în momentul opririi autovehiculului și

se determină cu relația [44, 55]:

t_opr= t_îi+ t_fmin

.

(3.5)

Viteza iniţială v₀se calculează în ipoteza în care autovehiculul este

oprit după parcurgerea spaţiului de frânare (v_B= 0) (v. Fig. 3.2, Fig. 3.3).

În ipoteza că frânarea se realizează cu toate roţile, urmele de frânare sunt

continue, iar profilul longitudinal al drumului este înclinat și autovehiculul

este oprit după parcurgerea spaţiului de frânare (v_B= 0, v. Fig. 3.2, Fig.

3.3), viteza iniţială v₀se poate determina conform relației [15, 26, 38, 44,

55]:

26 _medgS_{f min}

1,8

k_e

0

, în km/h,

(3.6)

v₀=

_maxgt_îf+

0

k_e

în care: φ_max= φ_max∙ cosα ± sinα; φ_med= φ_med∙ cosα ± sinα, (“+”

0

urcare; “–” coborâre). Valori ale coeficientului k_ese regăsesc în [35, 38,

44, 55].

În situaţia în care există urme de frânare discontinue (Fig. 3.4), iar

profilul longitudinal al drumului este înclinat, presupunând că la finalul

urmei L_n, autovehiculul s-a oprit (v_nf= 0), pentru determinarea vitezei

iniţiale (în km/h) v₀(Fig. 3.4, Fig. 3.5), se procedează astfel [44, 55]:

–

dacă este îndeplinită condiția:

n

,

(3.7)

l₁₂ t_îf 2_medg

L_i



0

i=1

99

atunci:

n

26 _medg 

(L_i+ l_(i−1)i

)



0

1,8

k_e

i=1

;

(3.8)

v₀=

_maxg  t_îf+

0

k_e

Fig. 3.4. Dispunerea urmelor de frânare discontinue și considerarea vitezelor

autovehiculului, la începutul şi sfârşitul fiecărei urme de frânare.

–

dacă este îndeplinită condiția:

n

,

(3.9)

l₁₂ t_îf 2_medg

L_i



0

i=1

pentru determinarea vitezei inițiale v₀(în km/h), se recurge la calculul

vitezelor intermediare, în etape (Fig. 3.4, Fig. 3.5) [44, 55]:



26 _medg L_n

1,8

k_e

0

v_n=

_maxg  t_îf+

0

k_e



v

= 26 f_maxg l_(n−1)n+ v²_n



(n−1)f

0









26 _medg L_i

1,8

k_e

v =

_maxg  t_îf+

+ v_i²_f

0

,

(3.10)

i

0

k_e



v

= 26 f_maxg l_(i−1)i+ v_i²

(i−1)f

0





26 _medg L₁

1,8

k_e

+ v₁²_f

0

v₀ v₁=

_maxg  t_îf+

0



k_e



în care: f_max= f_max∙ cosα ± sinα, (“+” urcare; “–” coborâre).

0

Evaluarea spaţiului total de oprire din cadrul procesului de frânare.

Spaţiul minim de frânare (S_{f min}) este luat în considerare în funcție de

numărul urmelor de frânare și a spațiului dintre acestea, astfel [44, 55]:

100

n

S_{f min}

=

(L_i+l_(i−1)i)

, în m.

(3.11)



i=1

Se consideră că la capătul

urmei L_n, autovehiculul s-a oprit

(v_nf= 0).

Spaţiul

suplimentar

de

frânare (datorat întârzierilor) S_s, se

determină ținând seama de faza de

percepție-recepție-reacție și cea de

blocare a roților, respectiv de fap-

tul că drumul este orizontal sau cu

înclinare longitudinală. Astfel, pen-

tru determinarea spațiului supli-

mentar de frânare (S_s) se are în

vedere relația [44, 55]:







v₀



 t



, în m, (3.12)

S _

=

+ t_îf

A

s B

A

pr B















3,6





















C



în care v₀este viteza inițială,

determinată cu relația (3.10), iar A,

B, C indică diferitele stări ale

conducătorului auto.

Fig. 3.5. Schema de lucru a modelului

numeric pentru evaluarea vitezelor

antecoliziune, după urme de frânare.

Spaţiul total de oprire (S_opr) se determină ținând seama de spațiul

minim (_S_{f min}) și suplimentar de frânare (S_s), astfel [44, 55]:

S

opr

= S _

+S

_{f min}, în m.

(3.13)

A

B

C

A

B

C















s

















Pentru exemplificare, în modelul de calcul numeric, s-au avut în

vedere următoarele date de intrare [44]: urmele de frânare sunt discon-

tinue (două urme de frânare paralele cu L₁= 9,5 m; două urme de frânare

paralele cu L₂= 7,7 m; două urme de frânare paralele cu L₃= 5,3 m; între

primele urme de frânare s-a măsurat o distanţă cu l₁₂= 6,4 m; între

ultimele urme de frânare s-a măsurat o distanţă cu l₂₃= 4,8 m) și provin

de la un autoturism prevăzut cu sistem de frânare hidraulic cu repartitor,

aflat în urcare pe un drum din asfalt uscat, cu înclinarea longitudinală de

0...12%; valorile timpilor de percepţie-reacţie la frânare al ansamblului

conducător-autovehicul, în funcție de starea conducătorului auto, sunt

considerate astfel: t_pr(A)= 0,48...0,6 s; t_pr(B)= 0,8...1 s; t_pr(C)= 0,96...1,3 s;

101

duratele întâzierilor mecanice și duratele întâzierilor la frânare se iau în

considerare pentru cazul unui autovehicul prevăzut cu sistem de frânare

cu acționare hidraulică.

Pe baza datelor de

intrare, apelând la schema

de lucru din figura 3.5, se

obțin rezultate cu privire la

variația vitezei inițiale în

funcție de durata întâr-

zierilor la frânare, pentru

fiecare din condițiile de

exploatare considerate (Fig.

3.6) [44]. Pentru fiecare din

stările conducătorului auto

luate în studiu și pentru

Fig. 3.6. Variația vitezei initiale a autovehiculului

toate situațiile considerate

de înclinare longitudinală a

drumului, în figura 3.7 [44]

în funcție de timpul de întârzieri la frânare,

pentru diferite situații de înclinare longitudinală

a drumului.

sunt surprinse rezultate cu privire la variația spațiului total de oprire în

funcție de viteza inițială a autovehicului. Pe baza rezultatelor obținute

astfel, în figura 3.8 [44] este surprinsă variaţia distanţei de oprire în

funcţie de starea conducătorului auto și înclinarea longitudinală a

drumului, luând ca bază de comparaţie cazul unui comportament normal

al conducătorului auto în situaţiile care reclamă un pericol iminent.

Fig. 3.7. Variația spațiului total de oprire, corespunzător diferitelor stări ale

conducătorului auto și situații de înclinare longitudinală a drumului, în funcție de

viteza inițială a autovehicului.

102

Algoritmul de lucru dezvoltat [44] permite schimbarea datelor de

intrare și obținerea rezultatelor cu interpretare grafică pentru orice altă

situație de exploatare a autovehiculelor, ori alte stări ale conducătorului

auto, ceea ce facilitează aprecierea şi compararea diferitelor condiții

luate în studiu.

Studiul poate fi extins în reconstrucția accidentelor de circulație

rutieră, pentru situațiile în care urmele de frânare sunt continue, iar

drumul este orizontal sau

profilul longitudinal al dru-

mului este înclinat [44, 55].

De asemenea, în modelul

numeric se poate ține seama

de situația în care, pe

anumite porțiuni de drum,

există doar o singură urmă

de frânare; de situația în

care autovehiculul frânat

parcurge mai multe porţiuni

de drum cu diferite rezis-

tenţe la rulare; de situația în

care autovehiculul frânat,

prevăzut cu două sau trei

roţi ori pentru situația în

Fig. 3.8. Variaţia distanţei de oprire în funcţie de

starea conducătorului auto și înclinarea

care autovehicul frânat trac-

tează o remorcă fără meca-

nism propriu de frânare [44,

55].

longitudinală a drumului, luând ca bază de

comparaţie cazul unui comportament normal al

conducătorului auto în situaţiile care reclamă un

pericol iminent (starea B).

3.2.2. Evaluarea parametrilor care caracterizează

accidentele rutiere de tip autovehicul-pieton

În lucrarea [48], se modelează numeric accidentele rutiere de tip

autovehicul-pieton, cu vizibilitate reciprocă continuă între participanții

la trafic. La evaluarea mărimilor cinematice care caracterizează un

asemenea accident, în diferite etape ale acestuia, se ține seama de

parametrii rezultați din cercetarea primară a locului faptei, respectiv din

probele testimoniale. Prin reconstituirea accidentelor cu pietoni se caută

să se determine [48, 55]: viteza autovehiculului în diverse momente ale

accidentului (în momentul apariţiei pericolului de accident - momentul

103

în care pietonul a început traversarea părții carosabile; în momentul

începerii imprimării urmelor de frânare; în momentul impactului cu

pietonul); distanţa dintre autovehicul şi pieton în momentul apariţiei

pericolului; distanţa parcursă de pieton, respectiv de autovehicul, din

momentul în care pietonul a păşit pe carosabil până când acesta a fost

lovit de autovehicul; timpul scurs între momentul sesizării pericolului de

accident şi momentul lovirii pietonului; timpul de percepţie-reacţie al

conducătorului auto și distanța parcursă de autovehicul în această

perioadă; analiza posibilităţile de evitare a accidentului. Rezultatele

obținute sunt sub formă grafică și oferă posibilitatea surprinderii

diverselor etape ale accidentului. Modelul numeric dezvoltat poate fi

aplicat la soluționarea unui număr mare de cazuri de accidente rutiere,

de tip autovehicul-pieton (Fig. 3.9, Fig. 3.10) [48, 55], pentru a stabili

dinamica producerii acestora și totodată influența factorului uman

implicat. Pentru asta, se ține seama de cazul general al accidentelor cu

pietoni, particularizat situației luată în studiu - vizibilitate reciprocă

continuă între participanții la trafic.

Simbolizările utilizate în figurile 3.9 și 3.10 se referă la [18, 21, 48,

55]: E - distanţa între conturul din exteriorul urmelor; S_i- distanţa

parcursă de autovehicul din momentul începerii frânării cu decelerația

constantă până la lovirea pietonului; S_f- lungimea urmelor de frânare;

S_d0- distanţa între bordura din dreapta a trotuarului şi originea urmei de

frânare imprimate de roţile din partea dreaptă; S_v- distanţa dintre

autovehicul și pieton când acesta din urmă a început traversarea pe

partea carosabilă; S_m- distanţa parcursă de autovehicul în perioada t_m

aferentă creşterii deceleraţiei până la valoarea maximă (blocarea

roţilor); S_h- distanța de la locul impactului până la marginea cea mai

apropiată a carosabilului; S_p- distanţa parcursă de pieton din momentul

începerii traversării carosabilului până în momentul lovirii; S_s- distanța

parcursă de autovehicul din momentul în care pietonul a început

traversarea până în momentul în care a fost lovit; S₀- distanța de la locul

impactului dintre autovehicul și pieton până la partea frontală a

autovehiculului oprit; S_z- locul în care se găsea pietonul când a început

traversarea, definit prin distanţa din acel loc până la partea frontală a

autovehiculului oprit, măsurată paralel cu drumul; w_p- viteza de

deplasare a pietonului, la traversarea drumului. Reperele din figura 3.10

se referă la [18, 21, 48, 55]: 1 - poziția autovehiculului în momentul apari-

ției pericolului de accident; 2 - poziția autovehiculului după derularea

timpului de percepție-reacție al conducătorului auto; 3 - poziţia autove-

hiculului la începutul frânării; 4 - urme de frânare; 5 - poziția pietonului

104

la începutul traversării; 6 - traiectoria pietonului în traversare; 7 - poziția

pietonului în momentul lovirii de către autovehicul; 8 - poziția

autovehiculului oprit la capătul urmelor de frânare; 9 - poziția victimei

după accident.

Fig. 3.9. Schița unui accident soldat cu lovirea unui pieton.

Fig. 3.10. Schema generală pentru reconstituirea accidentelor cu pietoni.

Algoritmul de calcul numeric (elaborat, de exemplu, în programul

MathCAD), se bazează pe valorile parametrilor rezultați din cercetarea

primară a locului faptei și din probele testimoniale existente la dosarul

cauzei (v. Fig. 3.10) [48, 55]. În vederea reconstituirii, se alege reperul

iniţial (de preferat, identic cu locul impactului dintre autovehicul şi

pieton) faţă de care se raportează evoluţia mărimilor cinematice ale

autovehiculului şi pietonului, făcând convenţia ca mărimile anterioare lui

să fie notate cu semnul minus (–), iar cele ulterioare, cu semnul plus (+).

Cu S₁şi S₂se notează distanţele la care se aflau de locul impactului

autovehiculul, respectiv pietonul. Astfel, se ia în considerare evoluția

vitezei autovehiculului și a distanțelor S₁și S₂la care se aflau autovehi-

105

culul și pietonul în raport cu locul impactului, înainte și după reperul

inițial [6, 17, 18, 21, 48, 55]. Dacă se notează cu S distanța dintre

autovehicul și capătul urmelor de frânare la un moment oarecare t,

mărimile cinematice care interesează la reconstrucția accidentului

(pentru domeniul de valori limitat S  0) se determină în funcție de

această variabilă S [18, 21, 48, 55]. Pentru a surprinde grafic variația

vitezei autovehiculului și a distanțelor parcurse de autovehicul și pieton

în diversele momente ale accidentului, modelul de calcul numeric se

dezvoltă astfel încât mărimile cinematice respective să fie exprimate în

funcție de variabila S, astfel [48, 55]:

2 ⋅ φ ⋅ g ⋅ S , daca

0 ≤ S < S_f0

√

s

√w_f²+ 2 ⋅ φ ⋅ g ⋅ (S − S_f0) , daca

S_f0< S < S_f0+ S_m

w(S) =

,

(3.14)

{w_v, pentruꢀalteꢀsituat

ii

în care:

2

w −w

v

f

S_m

=

,

(3.15)

2⋅φ⋅g

w_veste viteza autovehiculului înaintea frânării, care poate fi exprimată

cu relația:

w_v= w_f+ ^φ⋅g⋅t

,

(3.16)

m

2

w_f- viteza autovehiculului la începutul frânării cu decelerație constantă,

w_f= √w_i²+ 2 ⋅ φ ⋅ g ⋅ S_i,

(3.17)

w_i- viteza autovehiculului în momentul inițial al impactului cu pietonul,

dată de relația:

w_i= ^m +m^p⋅ w_vp

,

(3.18)

v

m

v

w_vp- viteza autovehiculului în momentul în care s-a egalizat cu viteza

pietonului, dată de relația:

w_vp

S₀= ^S −S

=

2 ⋅ φ ⋅ g ⋅ S ,

(3.19)

(3.20)

√

s

0

z

a

,

cos δ

δ fiind înclinația urmelor de frânare (definită prin unghiul format între

direcţia de deplasare a autovehiculului înaintea iniţierii virajului şi

urmele de frânare) (v. Fig. 3.10):

−S

δ = arcsin ^S

.

(3.21)

df d0

S

f0

Timpul t(S), caracteristic distanței S se determină conform relației

[48, 55]:

106

2⋅φ ⋅g⋅(S −S )

s

f0

√

i

−

ϕ ⋅g

s

^{2⋅φ ⋅g⋅S}, daca

0 ≤ S < S_f0

√

s

−

φ ⋅g

s

2

√

w +2⋅φ⋅g⋅(S−S

)

f0

f

2⋅φ ⋅g⋅(S −S )

s

f0

φ ⋅g

√

i

−

+

ϕ ⋅g

s

t(S) =

.

(3.22)

φ⋅g⋅t

2

m

+

− t_m, daca S_f0< S < S_f0+ S_m

φ ⋅g

s

2⋅φ ⋅g⋅(S −S )−w

s

f0

√

i

^f− t_m

−

ϕ ⋅g

s

(

S− S +S

f0

⁾, pentruꢀalteꢀsituat

ii

m

−

{

w

v

Distanța S₁(S) la care se află autovehiculul în raport cu locul

impactului, este definită conform relației [48, 55]:

S₁(S) = S_f0− S_i− S.

(3.23)

Distanța S₂(S) dintre pieton și locul impactului se determină

conform relaţiei [48, 55]:

2⋅φ ⋅g⋅(S −S )

√

w

f

s

f0

φ ⋅g

i

−

φ ⋅g

s

)

s

w_p⋅ [

] , daca S ≥ S_f0− S_i

S−(S +S

f0

S₂(S) =

m

.

(3.24)

−t_m

−

w

v

0, pentruꢀalteꢀsituat

ii

{

Distanța S_p, în m, pe care pietonul s-a deplasat de la începutul

traversării până a fost lovit, este dată de relația (v. Fig. 3.10) [48, 55]:

S

a

S_p=

,

(3.25)

cos α

iar timpul t_p, în s, în care a parcurs această distanță este [48, 55]:

S

t_p= ^p, în s.

(3.26)

w

p

S_a, în m, este proiecţia segmentului S_ppe direcţia drumului (v. Fig.

3.10) [21, 48, 55]:

+(B−S )⋅cos δ−S ⋅tgδ

S_a= ^S

.

(3.27)

u

z

df

tgα−tgδ

Locul impactului este caracterizat, pe lângă distanța S₀și de

distanța S_h, în m, (v. Fig. 3.10) [48, 55]:

S_h= S_a⋅ tgα.

(3.28)

Traiectoriile autovehiculului şi pietonului sunt caracterizate de

unghiul β = α − δ (v. Fig. 3.10).

107

Distanța S_ia fost parcursă în timpul t_fi, în s, (v. Fig. 3.10) [48, 55]:

t_fi= ^w −wⁱ, [s].

(3.29)

f

φ ⋅g

s

Timpul t_rde reacţie al conducătorului auto, în s, se poate

determina cu relația [48, 55]:

t_r= t_p− t_fi− t_m.

(3.30)

Distanța S_r, în m, parcursă de autovehicul în timpul t_r, este dată de

relația [48, 55]:

S_r= w_v⋅ t_r.

(3.31)

În momentul în care pietonul a început traversarea, autovehiculul

se găsea la o depărtare S_v, în m, dată de expresia [18, 21, 48, 55]:

S_v= (S_f0− S₀) ⋅ cos δ + S_m+ S_r− S_a.

(3.32)

Din momentul începerii traversării până în momentul lovirii

pietonului, autovehiculul a parcurs distanța S_s, în m [18, 21, 48, 55]:

S_s= S_f0− S₀+ S_m+ S_r.

(3.33)

În ceea ce privește analiza posibilităților de evitare a accidentului,

se verifică dacă autovehiculul putea fi oprit prin frânare chiar în locul

impactului cu pietonul sau înaintea lui, ori dacă pietonul ieșea din

culoarul pe care se deplasa autovehiculul înainte ca acesta să-l atingă cu

partea frontală. Astfel, se determină distanța totală de oprire S_te, în

condițiile deplasării autovehiculului cu o viteză w_m, aflată în jurul vitezei

legale de circulație pe acel sector de drum [18, 21, 48, 55]:

2

)

2

)

φ⋅g⋅t

2

φ⋅g⋅t

m

2

m

2

m

−(w

−

(w

m

−

S_te= w_m⋅ t_r+ ^w

+

.

(3.34)

m

2⋅φ⋅g

2⋅φ ⋅g

s

Dacă S_te< S_s, accidentul este evitat, deoarece autovehiculul se

oprește înaintea locului impactului cu pietonul. Dacă S_te> S_s, se determină

viteza w_mea autovehiculului prin locul în care pietonul ar fi trecut de

culoarul deplasării autovehiculului [18, 21, 48, 55]:

S

u

w_me

=

2 ⋅ φ ⋅ g ⋅ (S_te− S_s− _tgβ).

(3.35)

√

s

În acest caz, timpul t_sese determină conform relației [18, 21, 48,

55]:

φ⋅g⋅t

2

m

w

m

−

−w

me

t_se= t_r+ t_m

+

,

(3.36)

(3.37)

φ ⋅g

s

iar timpul t_pecu relația [18, 21, 48, 55]:

S

u

t_pe= t_p+

.

w

⋅sin β

p

108

Dacă t_pe≤ t_se, accidentul putea fi evitat, pietonul detașându-se de

culoarul pe care circula autovehiculul, înainte ca acesta să ajungă în

dreptul lui.

Reconstituirea accidentului se prezintă sub formă grafică prin

care se determină dinamica accidentului [48, 55]. Se trasează curbele

vitezei w(S) și a distanțelor S₁(S) și S₂(S) în funcție de timpul t(S). Pentru

exemplificare, în [48, 55] este redat cazul unui accident rutier produs în

localitate, soldat cu lovirea de către un autovehicul a unui bărbat de 55

ani, care traversa cu mers rapid un drum orizontal. Pe baza datelor de

intrare [48, 55], apelând la modelul de calcul numeric, se pot obține

rezultate cu interpretare grafică a mărimilor cinematice care

caracterizează coliziunile de tip autovehicul-pieton, putând opta pentru

oricare din variatele de grafice surprinse în figurile 3.11a, 3.11b sau

3.11c. Rezultatele obținute grafic [48, 55] (v. Fig. 3.11a, 3.11b, 3.11c)

permit, pe lângă identificarea vitezei autovehiculului în diferite etape ale

producerii accidentului, și evaluarea distanței S₁la care se află

autovehiculul în raport cu locul impactului, respectiv a distanței S₂dintre

pieton și locul impactului, care este influențată în mod direct de modul

de abordare a traversării și viteza de deplasare a pietonului. În ceea ce

privește analiza posibilităților de evitare a accidentului, ținând seama de

condițiile de producere ale accidentului și de viteza legală de circulație

pe acea categorie de drum (50 km/h), se constată [48, 55] că dacă

autovehiculul s-ar fi deplasat înaintea începerii frânării cu această viteză,

accidentul putea fi evitat, deoarece autovehiculul se oprea înaintea

locului impactului cu pietonul (S_te< S_s). La viteze de deplasare ale

autovehiculului mai mari de 58 km/h, S_te> S_s, dar ținând seama că

pietonul, conform datelor inițiale, se deplasa în regim de mers rapid,

accidentul nu se producea dacă autovehiculul se deplasa cu o viteză

inițială de cel mult 65 km/h, la care 푡_푝푒≤ 푡_푠푒, pietonul putând ieși din

culoarul pe care se deplasa autovehiculul înainte ca acesta să-l atingă cu

partea frontală [48, 55].

Algoritmul de lucru permite schimbarea datelor de intrare, luarea

în considerare a altor condiții de impact, respectiv obținerea rezultatelor

cu interpretare grafică, cu scoaterea în evidență a influenței diferiților

factori care concură la evoluția accidentelor rutiere de tip autovehicul-

pieton.

109

Fig. 3.11a. Varianta (a) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w) și a

distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.

110

Fig. 3.11b. Varianta (b) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w) și a

distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.

Fig. 3.11c. Varianta (c) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w) și a

distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.

111

În lucrarea [46], se evaluează, din punct de vedere fizico-

matematic, mărimile cinematice ale unui accident rutier de tip

autovehicul-pieton, în diferite etape ale acestuia. La evaluarea mărimilor

cinematice care caracterizează un asemenea accident, se ține seama de

parametrii rezultați din cercetarea primară a locului faptei, respectiv din

probele testimoniale. Astfel, prin reconstituirea accidentelor rutiere cu

pietoni se caută să se determine: timpul scurs din momentul începerii

proiectării pietonului până la căderea lui pe sol; distanța parcursă de

pieton din momentul începerii proiectării până la căderea pe carosabil;

componentele pe orizontală și verticală a vitezei pietonului în momentul

căderii acestuia pe sol; viteza rezultantă cu care începe să se deplaseze

corpul pietonului după căderea pe sol; distanța pe care alunecă corpul

pietonului pe carosabil; distanța de proiectare a pietonului din

momentul contactului inițial până la oprirea pe carosabil etc. În studiu

sunt luate diferite înclinări longitudinale ale drumului, diferite înclinări

ale traiectoriei pietonului, diferite viteze de impact și diferiți pietoni -

bărbat/femeie 5%, 50%, 95% (bărbat/femeie 5% - dimensiunile

antropometrice sunt mai mici ca la 95% din populația adultă

masculină/feminină; bărbat/femeie 50% - dimensiunile antropometrice

reprezintă media populației adulte masculine/feminine; bărbat/femeie

95% - dimensiunile antropometrice sunt mai mari ca la 95% din populația

adultă masculină/feminină [1, 41]), autovehiculul considerat fiind cu

motorul avansat (autoturism). Rezultatele obținute sunt sub formă

grafică și oferă posibilitatea surprinderii diverselor etape ale

accidentului. Modelul numeric dezvoltat poate fi aplicat la reconstrucția

accidentelor rutiere de tip autovehicul-pieton, pentru a stabili dinamica

producerii acestora și totodată influența diferiților factori care concură

la evoluția unor astfel de accidente.

Modelul de calcul numeric (dezvoltat în programul MathCAD), se

bazează pe fenomele fizice din cadrul etapelor consecutive ale coliziunii

dintre partea frontală a unui autovehicul cu un pieton situat lateral față

de autovehicul (Fig. 3.12) [6, 21, 46, 55]. Se consideră cazul general când

drumul este înclinat cu unghiul  și când autovehiculul lovește pietonul

cu viteza v_a, apoi se deplasează cu viteza constantă v_a0pe o distanță S₁,

după care frânează și se oprește la sfârșitul distanței S₂(v. Fig. 3.12).

Dintre notațiile utilizate în figura 3.12, se menționează [21, 46,

55]: S_Leste distanța parcursă de corpul pietonului din momentul

contactului inițial până la începerea proiectării; S₀- distanța parcursă de

autovehicul în perioada contactului cu pietonul; S₁- distanța parcursă de

autovehicul cu viteză constantă, după lovirea pietonului; S₂- distanța

112

parcursă de autovehicul, în stare frânată, cu decelerația constantă;

S_p- distanța de proiectare a pietonului din momentul contactului inițial

până la oprirea pe carosabil; S_pa- distanța parcursă de pieton din

momentul începerii proiectării până la căderea pe carosabil (distanţa de

proiectare prin aer); S - distanța parcursă de pieton prin alunecare pe

carosabil; S_k- distanța dintre poziția finală a pietonului și a autovehi-

culului;  - unghiul dintre traiectoria pietonului din momentul contact-

tului cu carosabilul și drum.

Fig. 3.12. Schema generală de impact autovehicul-pieton.

Contactul cu pietonul are loc în momentul (t = 0), când autove-

hiculul se deplasează cu viteza v_a. După timpul (t = 0), pietonul este săltat

pe capota motorului și apare impactul secundar cu parbrizul, perioadă în

care viteza lui atinge valoarea v_p0, iar autovehiculul își reduce viteza la

valoarea v_a0; totodată, centrul de greutate al corpului pietonului își modi-

fică poziția la înălțimea h și se deplaseaază în sensul înaintării autove-

hiculului cu distanța S_L. Din acest moment începe proiectarea pietonului,

pe o traiectorie parabolică, înclinată cu unghiul  în raport cu drumul (

este unghiul dintre traiectoria pietonului din momentul inițial al proiec-

tării și drum); această înclinare se datorează pe de o parte deplasării

inițiale a corpului după săltarea pe capota motorului, iar pe de altă parte,

oblicității geamului parbriz. Această situație se întâlnește doar la autove-

hiculele cu motorul avansat (autoturisme) care provoacă rotația inițială

a pietonului; în cazul proiectării tipic frontală (cu autocamioane), (S_L= 0)

și nu mai are loc impactul secundar [6, 21, 46, 55].

În modelul numeric se utilizează o serie de variabile, astfel [46,

55]: i - caracterizează înclinarea longitudinală a drumului (de exemplu,

113

i = 14), (_i= 06), respectiv înclinarea inițială a traiectoriei pieto-

nului (_i= 312); j - caracterizează înălțimea centrului de greutate (h_j)

și masa (푚_푝) pietonului [1, 23, 34, 41, 46, 55], de exemplu: j = 1 - pieton

푗

bărbat, 5%, (h₁= 0,993 m; 푚_푝= 66,21 kg); j = 2 - pieton bărbat, 50%,

1

(h₂= 1,102 m; 푚_푝= 80,50 kg); j = 3 - pieton bărbat, 95%, (h₃= 1,168 m;

2

푚_푝= 96,41 kg); j = 4 - pieton femeie, 5%, (h₄= 0,907 m; 푚_푝= 49,44 kg);

3

4

j = 5 - pieton femeie, 50%, (h₅= 0,985 m; 푚_푝= 59,85 kg); j = 6 - pieton

5

femeie, 95%, (h₆= 1,107 m; 푚_푝= 72,43 kg); u - caracterizează viteza

6

autovehiculului (de exemplu, 푣_푎= 30 … 60ꢀ푘푚/ℎ).

푢

Dacă în modelul numeric este necesar a fi utilizată o anumită

mărime care variază între o valoare minimă și una maximă, se poate

utiliza o relație de forma celei de (3.1) [44, 55], adaptată variabilei

considerate [46, 55]. Pentru definirea ecuaţiilor mişcării pietonului se

ține seama de un sistem de coordonate ortogonal, cu axa x situată în

planul drumului pe direcţia şi în sensul vitezei autovehiculului în poziția

corespunzătoare momentului în care începe proiectarea pietonului, pe o

traiectorie parabolică, înclinată cu unghiul  în raport cu carosabilul și

axa y perpendiculară pe suprafața drumului (v. Fig. 3.12) [6, 21, 46, 55];

această poziţie se ia ca referinţă pentru scala timpului.

După momentul t₀(timpul în care pietonul a fost în contact cu

autovehiculul), pe o durată t_pascursă din momentul începerii proiectării

pietonului până la căderea lui pe carosabil, pietonul se deplasează

independent de autovehicul după o traiectorie parabolică care

intersectează carosabilul sub un unghi . Întrucât în majoritatea

cazurilor viteza v_p0este sub 60 km/h [21, 46, 55], se neglijează rezistența

aerului, situație în care se consideră că v_p0își păstrează neschimbată

valoarea până la contactul pietonului cu carosabilul. În continuare,

pietonul se rostogolește și alunecă pe carosabil cu mișcare frânată, cu un

coeficient f_p, și se oprește după o distanță S pe care o străbate într-un

timp t_ps.

Autovehiculul se deplasează după impactul inițial cu viteză

constantă v_a0o distanță S₁când se scurge timpul t_a1cât autovehiculul s-a

deplasat cu viteză constantă, după lovirea pietonului, iar apoi începe

frânarea și se oprește la capătul timpului t_ascurs din momentul

contactului inițial până la oprirea autovehiculului, după o deplasare pe

distanța S₂[21, 46, 55]. Coeficientul de frecare (aderență) dintre

anvelopele autovehiculului și carosabil depinde de natura și starea

drumului.

114

Întrucât, forța de impact, aflată la nivelul zonei de lovire nu trece

decât de rare ori prin centrul de greutate al corpului pietonului, acesta

execută în același timp cu mișcarea de translație și o mișcare de rotație.

Având în vedere ponderea redusă a energiei care provoacă rotația și

ținând seama de ecuația conservării impulsurilor numai pentru

translație

(v_a0⋅ (m_a+ m_p) = m_a⋅ v_a),

se

poate

obține

viteza

autovehiculului în momentul inițial al proiectării pietonului, cu o relație

de forma [6, 21, 46, 55]:

m

a

v_a0

=

⋅ v_a, în km/h.

(3.38)

m +m

a

p

Cunoscând viteza autovehiculului în momentul inițial al

proiectării pietonului, se poate determina viteza pietonului după

desprinderea de autovehicul, cu o relație de forma [6, 21, 46, 55]:

v_p0= ρ_v⋅ v_a0, în km/h.

(3.39)

În majoritatea situațiilor coliziunilor frontale cu rostogolirea

pietonului, _v= 1 [6, 21, 46, 55], _vfiind raportul dintre viteza pietonului

(v_p0) și viteza autovehiculului (v_a0) în momentul desprinderii.

Dacă, în procesul proiectării pietonului, se neglijează rezistența

aerului, traiectoria pietonului este parabolică, cu decelerația orizontală

nulă și accelerația verticală uniformă g. În aceste condiții, distanța S_pa

poate fi determinată cu relația [6, 21, 46, 55]:

S_pa= v_p0⋅ t_pa⋅ cos δ − ¹⋅ g ⋅ t²_pa⋅ sin α, în m.

(3.40)

2

Timpul t_pa, scurs din momentul începerii proiectării pietonului

până la căderea lui pe carosabil, este compus din durata ridicării corpului

p0

2

⋅sin

δ

cu viteza (v_p0·sin) până la înălțimea (^v_{2⋅g⋅cos α}) și din durata coborârii lui de

la această înălțime până pe carosabil, adică [6, 21, 46, 55]:

2

(v ⋅sin δ) +2⋅g⋅h⋅cos α

√

p0

v

⋅sin δ

p0

t_pa

=

+

, în s.

(3.41)

g⋅cos α

În momentul contactului pietonului cu drumul, viteza v_p0are

componentele v_p0x- pe carosabil și v^′

- perpendiculară pe carosabil [6,

p0y

21, 46, 55]:

v

= v_p0cos − g  t_pasin 





p0x

, în km/h.

(3.42)





= v_p0sin  − g  t_pacos





p0y

115

Viteza rezultantă v_p0r, cu care începe să se deplaseze corpul pieto-

nului pe carosabil, după căderea acestuia pe sol, se determină ținând sea-

ma de faptul că ciocnirea pietonului cu drumul este fără ricoşeu, iar con-

form principiului conservării impulsului (m_p⋅ v_p0r= m_p⋅ v_p0x+ μ ⋅ m_p⋅ v_p^′_0y),

se obține relația [6, 21, 46, 55]:

v_p0r= v_p0x+ μ ⋅ v_p^′_0y, în km/h,

(3.43)

unde  = − f_p( se confundă cu f_p);  este raportul dintre impulsul

tangențial (m_p⋅ v_p0x) și impulsul vertical (m_p⋅ v_p^′_0y) ale forțelor dezvoltate

la căderea corpului pietonului pe carosabil.

Unghiul  dintre traiectoria pietonului și carosabil se determină

în funcție de vitezele v_p0xși v^′

[21, 46, 55]:

p0y

′

β = arctg ^v^p0y, în grd.

(3.44)

v

p0x

Distanța S, pe care alunecă corpul pietonului pe carosabil, se

poate determina cu relația [6, 21, 46, 55]:

2

p0r

v

S =

, în m.

(3.45)

2⋅g⋅(f ⋅cos α+sin α)

p

Coeficientul de frecare f_pîntre pieton și carosabil este un

coeficient de rezistență la înaintare, întrucât în afara frecării propriu-zise

de alunecare cu drumul intervin rostogoliri; o pondere mare în estimarea

lui f_po au pierderile energetice datorate ruperii de organe interne,

fracturării oaselor și/sau ruperii îmbrăcămintei.

Distanța S_pde proiectare a pietonului din momentul contactului

inițial până la oprirea pe carosabil este dată de relația [6, 21, 46, 55]:

S_p= S_L+ S_pa+ S , în m,

(3.46)

în care S_L h/2.

Înălțimea maximă h_maxa traiectoriei pietonului (v. Fig. 3.12) se

poate determina cu relația [21, 46, 55]:

2

p0

2

⋅sin

δ

h_max= h + ^v_{2⋅g⋅cos α}, în m.

(3.47)

Pe baza metodei de calcul [46, 55] se obţin rezultate cu

interpretare grafică a mărimilor cinematice care caracterizează

coliziunile de tip autovehicul-pieton. Pentru exemplificare, în modelul de

calcul numeric, s-au avut în vedere următoarele date de intrare [46]:

autoturismul implicat în accident este aflat în urcare pe un drum din

asfalt uscat, cu înclinarea longitudinală (_i); viteza autovehiculului (v_a_u);

116

înălțimea centrului de greutate (h_j) și masa (m_p) pietonului; înclinarea

j

inițială a traiectoriei pietonului (_i).

Pe baza datelor de intrare, ținând seama de fenomenele fizice din

cadrul etapelor consecutive ale coliziunii autovehicul-pieton (v. Fig.

3.12) și apelând la mode-

lul de calcul numeric,

dezvoltat în programul

MathCAD, se obțin rezul-

tate cu privire la variația:

timpului scurs din mo-

mentul începerii proiec-

tării pietonului până la

căderea lui pe sol, în

funcție

de

viteza

de

impact (Fig. 3.13, Tabelul

3.1) [46]; distanței par-

curse de pieton din mo-

mentul începerii proiec-

tării până la căderea pe

carosabil, în funcție de

viteza de impact (Fig.

3.14, Fig. 3.15) [46];

vitezei rezultante cu care

începe să se deplaseze

corpul pietonului după

Fig. 3.13. Variația timpului scurs din momentul

începerii proiectării pietonului (bărbat/femeie 50%)

până la căderea pe sol, în funcție de viteza de impact,

pentru situația unei înclinări longitudinale a

drumului constantă și diferite înclinări ale

traiectoriei (_).

căderea pe sol, în funcție de viteza de impact (Fig. 3.16) [46]; diferenței

dintre viteza rezultantă v_p0r, cu care începe să se deplaseze corpul

pietonului pe carosabil, după căderea acestuia pe sol și viteza pietonului

v_p0după desprinderea de autovehicul, pentru situația diferitelor înclinări

ale traiectoriei pietonului (_) și diferite înclinări longitudinale ale

drumului (_i) (Fig. 3.17) [46]; distanței pe care alunecă corpul pietonului

pe carosabil, în funcție de viteza rezultantă cu care începe să se deplaseze

corpul pietonului pe carosabil, după căderea acestuia pe sol (Fig. 3.18)

[46]; distanței de proiectare a pietonului din momentul contactului

inițial până la oprirea pe carosabil, în funcție de viteza de impact (Fig.

3.19) [46] etc.

117

Tabelul 3.1. Variația timpului scurs din momentul începerii proiectării pietonului

până la căderea lui pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei lui

(_i) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_i), luând ca bază de comparaţie

pietonul bărbat 50%, respectiv femeie 50%.

Pietonul

bărbat

femeie

 

5%

95%

5%

95%

-4,222035

-4,253531

-4,215653

-4,225352

-3,414634

-3,443180

-3,453365

-3,475700

-2,727391

-2,777778

-2,773799

-2,743466

-2,121739

-2,143685

-2,140708

-2,147806

+2,422204

+2,387357

+2,384951

+2,397720

+1,892092

+1,876755

+1,889020

+1,855670

+1,422419

+1,369327

+1,367366

+1,417241

+0,997101

+0,984936

+0,960426

+0,993072

-3,328637

-3,344482

-3,377309

-3,354408

-2,698559

-2,682403

-2,694840

-2,704354

-2,107383

-2,093117

-2,103712

-2,112864

-1,598579

-1,609658

-1,595933

-1,615566

+5,019373

+4,981517

+5,030783

+5,040393

+4,124502

+4,107909

+4,149441

+4,110008

+3,248322

+3,260432

+3,269463

+3,276277

+2,569568

+2,580187

+2,577137

+2,570755

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

_ _

Fig. 3.14. Variația distanței parcurse de pieton (bărbat/femeie 50%) din momentul

începerii proiectării până la căderea pe sol, în funcție de viteza de impact, pentru

situația unei înclinări longitudinale a drumului constantă (_) și diferite înclinări ale

traiectoriei (_).

118

Fig. 3.15. Variația distanței parcurse de pieton din momentul începerii proiectării

până la căderea pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei lui (_)

și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_i), luând ca bază de comparaţie

pietonul bărbat 50%, respectiv femeie 50%.

Fig. 3.16. Variția vitezei rezultante cu care incepe să se deplaseze corpul pietonului

după căderea pe sol, în funcție de viteza de impact, pentru situația unei înclinări

longitudinale a drumului constantă (_) și diferite înclinări ale traiectoriei (_).

119

Fig. 3.17. Diferența vitezelor (v_p0r-v_po), pentru situația diferitelor înclinări ale

traiectoriei pietonului (_) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_).

Fig. 3.18. Distanța pe care alunecă corpul pietonului (bărbat/femeie 50%) pe

carosabil, pentru situația unei înclinări constante a traiectoriei pietonului (_) și

diferite înclinări longitudinale ale drumului (_).

120

Fig. 3.19. Distanța de proiectare a pietonului (bărbat 50%) din momentul contactului

inițial până la oprirea pe carosabil, pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei

pietonului (_) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_).

Modelul numeric dezvoltat [46, 55] permite schimbarea datelor

de intrare, și luarea în considerare a altor condiții de impact. Algoritmul

de calcul poate fi adaptat și pentru situația în care, pentru reconstrucția

accidentului, se urmărește determinarea vitezei inițiale a autovehicu-

lului în scopul comparării ei cu viteza maximă admisă în acel loc sau

pentru a aprecia posibilitățile de evitare.

3.2.3. Modelarea numerică a accidentelor rutiere

motocicletă-autoturism

În lucrarea [49], se evaluează, din punct de vedere fizico-

matematic, mărimile cinematice ale accidentelor rutiere motocicletă-

autoturism, în diferite etape ale acestora. La evaluarea mărimilor

cinematice care caracterizează asemenea accidente se ține seama de

parametrii rezultați din cercetarea primară a locului faptei. Prin

reconstituirea unor asemenea accidente se caută să se determine [49, 55]

variația vitezei motociclistului (bărbat/femeie - 5%, 50%, 95%), în

funcție de distanța parcursă de motociclist de la începerea proiectării

până la oprirea pe sol - distanţa totală de proiectare, ținând seama și de

unghiul de înclinare a traiectoriei lui. În situația diferitelor unghiuri de

lansare a motociclistului, atât distanța parcursă de motociclist din

121

momentul începerii proiectării până la căderea pe sol - distanţa de

proiectare prin aer, cât și cea totală de proiectare, se determină în funcție

de distanța de alunecare a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat,

urmărind dependența dintre aceste mărimi cinematice. Rezultatele

obținute [49] sunt sub formă grafică și oferă posibilitatea surprinderii

diverselor etape ale accidentului. Modelul numeric dezvoltat [49, 55]

poate fi aplicat la soluționarea unui număr mare de cazuri de accidente

rutiere, de tip motocicletă-autoturism, pentru a stabili dinamica produ-

cerii acestora, respectiv reconstituirea lor. Pentru evaluarea mărimilor

cinematice ale coliziunii motocicletă-autoturism, prin abordarea prezen-

tei tematici s-a urmărit [49, 55] dezvoltarea unui model de calcul

numeric, de exemplu în programul MathCAD, în care să se ține seama de

fenomenele fizice din cadrul etapelor consecutive ale coliziunii, care au

loc la asemenea accidente rutiere, și care permite utilizatorului obţinerea

rezultatelor urmărite, cu interpretări grafice.

Pentru exemplificare [49], s-a luat în considerare situația în care

vitezele motocicletei și a autoturismului au direcții perpendiculare (Fig.

3.20) [21, 49, 55]. În acest sens, centrul de greutate al conducătorului

motocicletei se consideră deasupra punctului de impact dintre roata din

față și partea laterală a autoturismului. Din această cauză ia naștere

momentul care rotește ușor motocicleta în jurul roții din față, iar în acest

timp motociclistul se desprinde de motocicletă și este proiectat peste

capota autoturismului pe o traiectorie înclinată inițial cu un unghi δ₀(v.

Fig. 3.20), în raport cu planul drumului (δ₀este unghiul între traiectoria

inițială a motociclistului și drum (unghiul de lansare a motociclistului).

După desprinderea de motocicletă, conducătorul ei este proiectat prin

aer o distanţă S_pa, iar apoi la contactul cu solul, pe care alunecă până la

oprire pe distanța S_s, energia corpului său este disipată pentru

învingerea frecărilor, pentru ruperea îmbrăcămintei, fracturări oase etc.

Fig. 3.20. Schema coliziunii laterale dintre motocicletă şi autoturism.

122

Dintre notațiile utilizate în figura 3.20, se menționează [49, 55]:

S_m- distanța parcursă de motociclist până la atingerea înălțimii maxime;

S_pa- distanța parcursă de motociclist din momentul începerii proiectării

până la căderea pe carosabil (distanţa de proiectare prin aer);

S_p- distanța parcursă de motociclist de la începerea proiectării până la

oprirea pe sol (distanţa totală de proiectare); S_s- distanța de alunecare,

printr-o mişcare uniform decelerată, a motociclistului pe terenul pe care

a fost proiectat. În modelul numeric se utilizează o serie de variabile,

astfel [49, 55]: i - caracterizează înclinarea inițială a traiectoriei

motociclistului (de exemplu, i = 14; 훿₀= 1025); j - caracterizează

푖

înălțimea centrului de greutate (ℎ_ꢁ) al motociclistului [1, 41, 49, 55], (de

푗

exemplu, j = 16: j = 1 - bărbat, 5%, ℎ_ꢁ₁= 0,976 m; j = 2 - bărbat, 50%,

ℎ_ꢁ= 1,015 m; j = 3 - bărbat, 95%, ℎ_ꢁ₃= 1,056 m; j = 4 - femeie, 5%,

2

ℎ_ꢁ= 0,972 m; j = 5 - femeie, 50%, ℎ_ꢁ₅= 1,004 m; j = 6 - femeie, 95%,

4

ℎ_ꢁ= 1,047 m); u - caracterizează spațiul S_s, (de exemplu, u = 1…5;

6

푆_푠= 315 m).

푢

Ecuațiile [4-6, 17, 21, 28-33, 49, 55, 60] modelului matematic se

definesc într-un sistem ortogonal, cu axa x în planul drumului pe direcția

și în sensul vitezei motociclistului și cu axa y trecând prin centrul de

greutate al motociclistului în poziția corespunzătoare cu momentul

impactului roții din față a motocicletei cu partea laterală a

autoturismului. Acest moment se ia ca referință pentru scala timpului

[21, 49, 55]. După impact, motociclistul are o mișcare pe orizontală cu

viteză constantă și o mișcare pe verticală cu accelerație constantă.

Mișcarea pe verticală a motociclistului este caracterizată de

relația [4, 5, 21, 33, 49, 55]:

2

y = h_m+ v_0my⋅ t − ^g⋅t= h_m+ (v_0m⋅ sin δ₀) ⋅ t − ^g⋅t

,

(3.48)

2

unde t este un timp oarecare.

Motociclistul evoluează paralel cu drumul după o mişcare

uniformă, conform relației [4, 5, 21, 33, 49, 55]:

x = v_0mx⋅ t = (v_0m⋅ cos δ₀) ⋅ t.

(3.49)

Ținând seama de relaţiile (3.48) şi (3.49), se obţine [4, 21, 49, 55]:

2

g⋅x

y = h_m+ x ⋅ tgδ₀−

.

(3.50)

2

2⋅v ⋅cos

0m

δ

0

În urma rezolvării ecuaţiei (3.50) în raport cu x, rezultă [21, 49,

55]:

123

2

4

0m

2

0m

2

⋅sin δ ⋅cos δ

⋅sin δ ⋅cos

δ

0

x = ^v

0m

⁰+ √^v

⁰− (y − h_m) ⋅ ^{2⋅v ⋅cos}

.

(3.51)

0

2

g

Dacă terenul pe care este proiectat motociclistul este la acelaşi

nivel cu drumul, atunci y = 0 și x = S_pa, deci [6, 21, 33, 49, 55]:

2

0m

4

0m

2

0m

2

v

⋅sin δ ⋅cos δ

⋅sin δ ⋅cos

δ

0

2⋅h ⋅v ⋅cos

δ

0

⁰+ √^v

+

.

(3.52)

0

m

S_pa

=

2

g

Funcţia y din relația (3.50) admite un maxim pentru valoarea lui

x = S_m, la care ^풅풚= 0 [21, 49, 55]:

풅풙

2

0m

⋅cos δ ⋅sin δ

x = ^v

= S_m.

(3.53)

0

g

Având în vedere relațiile (3.49), (3.50) şi (3.53), se poate obține

timpul t_m, scurs din momentul începerii proiectării motociclistului până

la atingerea înălțimii maxime, şi înălţimea maximă y_max= h_max, astfel [21,

46, 49, 55]:

v

⋅sin δ

0m

0

t_m

=

;

(3.54)

(3.55)

g

2

0m

2

v

⋅sin

δ

0

h_max= h_m

+

2⋅g

Pentru determinarea timpului t_pa, scurs din momentul începerii

proiectării motociclistului până la căderea lui pe sol, în relația (3.48) se

pune condiţia y = 0 şi se obţine [4-6, 21, 49, 55]:

2

0m

2

v

0m

⋅sin δ

⋅sin

δ

0

2⋅h

t_pa

=

⁰+ √^v

+

.

(3.56)

m

2

g

Componenta pe verticală v_mya vitezei motociclistului într-un

moment oarecare t reiese din derivarea expresiei (3.48) [4-6, 21, 33, 46,

49, 55]:

⁄

dy dt = v_0m⋅ sin δ₀− g ⋅ t = v_my

.

(3.57)

În momentul căderii pe sol, adică după scurgea timpului t_pa,

componenta orizontală v_mxa vitezei motociclistului este aceeași cu v_0mx

(v_mx= v_0mx), iar componenta verticală v_mya vitezei motociclistului va fi:

v_my= v_0m⋅ sin δ₀− g ⋅ t_pa. Astfel, ținând seama și de relația (3.56), viteza v_my

se poate exprima conform relației [21, 49, 55]:

v_my= −√v₀²_m⋅ sin²δ₀+ 2 ⋅ g ⋅ h_m.

(3.58)

Unghiul δ dintre traiectoria motociclistului și carosabil (unghiul

între traiectoria finală a motociclistului și drum - unghiul de cădere a

motociclistului) se determină în funcție de vitezele v_mxși v_my, astfel [21,

46, 49]: δ = arctg ^|풗 |, adică,

풎풚

풗

풎풙

124

2

0m

2

√

v

⋅sin δ +2⋅g⋅h

m

0

δ = arctg

.

(3.59)

v

0m

⋅cos δ

0

Viteza rezultantă v_m, cu care începe să se deplaseze corpul motoci-

clistului pe carosabil, după căderea lui pe sol, se determină ținând seama

de faptul că ciocnirea acestuia cu drumul este fără ricoşeu, iar conform

principiului conservării impulsului (m_m⋅ v_m= m_m⋅ v_mx+ μ ⋅ m_m⋅ v_my), se

obține relația [4-6, 21, 46, 49, 55]:

v_m= v_mx+ μ ⋅ v_my

,

(3.60)

unde  = − f_m( se confundă cu f_m);  este raportul între impulsul

tangențial (m_m⋅ v_mx) și impulsul vertical (m_m⋅ v_my) al forțelor dezvoltate la

căderea corpului motociclistului pe sol.

După cădere, motociclistul se rostogolește și alunecă pe carosabil

cu mișcare frânată, cu un coeficient f_m, și se oprește după o distanță S_s, pe

care o străbate în timpul t_s. Coeficientul de frecare f_mîntre motociclist și

carosabil este un coeficient de rezistență la înaintare [4-6, 13, 21, 28-33,

49, 55], întrucât în afara frecării propriu-zise de alunecare cu drumul,

intervin rostogoliri; o pondere mare în estimarea lui f_mo au pierderile

energetice datorate ruperii îmbrăcămintei, fracturării oaselor etc.

Ținând seama de relațiile (3.58), (3.60) și valoarea lui v_mx, viteza

rezultantă v_mcu care începe să se deplaseze corpul motociclistului după

căderea acestuia pe sol, devine [21, 49]:

v_m= v_0m⋅ cos δ₀− μ ⋅ √v₀²_m⋅ sin²δ₀+ 2 ⋅ g ⋅ h_m.

(3.61)

Distanţa S_sde alunecare pe sol și timpul t_saferent parcurgerii

acestei distanţe (alunecării motociclistului, pe distanța S_s, după ce acesta

a ajuns pe carosabil și se rostogolește și alunecă pe drum cu o mișcare

frânată) rezultă din condiţiile

mişcării uniform decelerate

a

motociclistului [21, 46, 49, 55]:

2

m

v

S_s=

;

(3.62)

(3.63)

2⋅g⋅f

v

m

t_s=

.

g⋅f

m

Timpul t_ptotal de mişcare şi distaţa S_ptotală de proiectare a

motociclistului se obțin conform relațiilor [21, 49, 55]:

t_p= t_pa+ t_s;

(3.64)

(3.65)

S_p= S_pa+ S_s.

În general, în practica expertizelor tehnice se cere determinarea

vitezei motocicletei, respectiv a vitezei inițiale de proiectare a motoci-

clistului, după urmele de la locul faptei [21, 49, 55]. Astfel, în funcție de

notațiile folosite, se pot utiliza relațiile:

–

dacă se cunoaşte distaţa S_s, ținând seama de relația (3.61),

adaptată variabilelor considerate [49, 55]:

125

v_0m

⋅ cos δ₀− μ ⋅ v²

⋅ sin²δ₀+ 2 ⋅ g ⋅ h_m− v_m= 0,

(3.66)

√

0m

u

i,j,u

i

j

i,j,u

viteza v_0mse poate determina, ca soluție a ecuației [49, 55]:

v₀²_m

⋅ (cos²δ₀− μ²⋅ sin²δ₀) − v_0m⋅ 2 ⋅ v_m⋅ cos δ₀+ (v_m²− 2 ⋅ μ²⋅ g ⋅ h_m) = 0,(3.67)

i

i,j,u

u

i

u

j

i,j,u

cu ajutorul relației [21, 49, 55]:

2

m

2

v

−2⋅μ ⋅g⋅h

m

v

m

⋅cos δ

v

⋅cos δ

0

i

0

m

u

j

u

i

√

v_0m

=

+

(

) −

, (3.68)

i

2

i,j,u

cos

δ

−μ ⋅sin

δ

cos

δ

−μ ⋅sin

δ

0

cos

δ

0

−μ ⋅sin

δ

0

i

în care, viteza v_mse exprimă în funcție de distanța S_scu relația [4-6, 17,

21, 28-33, 49, 55, 60]:

v_m= 2 ⋅ f ⋅ g ⋅ S ;

(3.69)

√

m

s

u

–

dacă se cunoaşte distanţa S_pa, viteza v_0mse poate determina cu

ajutorul relaţiei (3.52), adaptată variabilelor considerate [49,

55]:

2

0m

2

0m

2

0m

i,j,u

2⋅h ⋅v

⋅cos

δ

0

v

⋅sin δ ⋅cos δ

v

⋅sin δ ⋅cos δ

m

0

(

⁰ⁱ) +

= S_pa

i,j,u

−

ⁱ, (3.70)

0

i,j,u

j

i

√

g

și transformată într-o ecuaţie de gradul doi, de forma [49, 55]:

2

2⋅h ⋅cos

m

δ

⋅cos δ

v₀²_m_i,j,u⋅ (2 ⋅ ^sin δ

ⁱ⋅ S_pa

+

⁰ⁱ) = S_p²_a

,

(3.71)

(3.72)

0

j

i

i,j,u

g

a cărei soluţie este [49, 55]:

S

pa

i,j,u

v_0m

=

;

i,j,u

2

2⋅h ⋅cos

m

j

+

δ

0

sin 2δ

0

i

√

⋅S

pa

g

i,j,u

g

–

dacă este cunoscută distanţa S_p, viteza v_0mse poate calcula cu

ajutorul relației (3.65), în care se introduc relaţiile (3.52),

(3.61) şi (3.62) [49, 55]:



²

2

v₀²_m

sin ₀cos₀

v_0m

sin ₀cos₀

2h_m v₀²_m

cos²₀

i

j

i

i,j,u





+









g

, (3.73)

2

0m _i,j,u

sin ² + 2g h



²

v

cos −  v

0_i

0m_i,j,u

0_i

m_j





+

−S_p

= 0

i,j,u

2f_mg









iar după simplicări se ajunge la ecuația [49, 55]:

2

(cos δ +f ⋅sin δ

0

i

)

0

m

v₀²_m

⋅

= S_p_i,j,u− μ ⋅ h_m

,

(3.74)

(3.75)

i

i,j,u

j

2⋅f ⋅g

m

a cărei soluţie este [4, 5, 28-33, 49, 55]:

2⋅g⋅f ⋅(S

m

−μ⋅h

)

j

p

m

√

i,j,u

v_0m

=

.

i,j,u

cos δ +f ⋅sin δ

0

m

i

126

Distanța totală de proiectare a motociclistului 푆_푝

se poate

푖,푗,푢

calcula în funcție de variabilele considerate (훿₀, ℎ_ꢁși 푆_푠), utilizând

푢

푖

푗

relația (v. Fig. 3.20) [49, 55]:

S_p

= S_pa

+ S_s

.

(3.76)

u

i,j,u

Distanța de proiectare prin aer a motociclistului S_pa

i,j,u

se poate

determina, de asemenea, în funcție de variabilele considerate (δ₀, h_mși

i

j

S_s), apelând la relațiile (3.52), (3.68) și (3.69) sau la relațiile (3.68),

u

(3.69) și (3.72), din care se ajunge la o ecuaţie de gradul doi de forma [49,

55]:

4f_mS_ssin ₀cos₀

S²_pa

−



u

i

cos²₀− ²sin ²₀

i,j,u

i





²



h_m

j

 cos₀+ ²sin ²₀

+



(

cos²₀− ²sin ²₀

)



i

S_s

u







,

(3.77)



4h_mf_mS_scos²₀

u

i

S_pa

−



cos²₀− ²sin ²₀

i,j,u

i





²



h_m

j

 cos₀+ ²sin ²₀

+



(

cos²₀− ²sin ²₀

)

= 0

i

S_s

u









a cărei soluţie este dată de relația (3.78) [49, 55]:

2f_mS_ssin ₀cos₀

u

i

S_pa

=



cos²₀−²sin ²₀

i,j,u

i





²



h_m

j

 cos₀+ ²sin ²₀

+



(

cos²₀−²sin ²₀

)

+

i

S_s

u









²



2f S sin ₀cos₀





m

s_u

i



cos²₀−²sin ²₀



i

+





²











h

m_j

 cos₀+ ²sin ²₀

+



(

cos²₀−²sin ²₀

)



i

S_s





u













4h_mf_mS_scos²₀

. (3.78)

u

i

+



cos²₀−²sin ²₀

i



²



h_m

j

 cos₀+ ²sin ²₀

+



(

cos²₀−²sin ²₀

)



i

S_s

u









127

Pe baza metodei de calcul se obţin rezultate cu interpretare

grafică a mărimilor cinematice care caracterizează coliziunile de tip

motocicletă-autoturism. Pentru exemplificare, în modelul de calcul

numeric, pe lângă variabilele menționate (δ₀, h_mși S_s) s-au mai avut în

u

i

j

vedere următoarele date de intrare: f_m= 0,8; µ = 0,8; înălțimea șeii

motocicletei [49, 55, 69], circa 0,8 m.

Pe baza datelor de intrare, ținând seama de fenomele fizice din

cadrul etapelor consecutive ale coliziunii motocicletă-autoturism (v. Fig.

3.20) și apelând la modelul de calcul numeric, dezvoltat în programul

MathCAD, se obțin rezultate cu privire la dependența dintre distanța

parcursă de motociclist din momentul începerii proiectării până la

căderea pe sol (Fig. 3.21, Fig. 3.22), respectiv a distanței totale de

proiectare a motociclistului (Fig. 3.23, Fig. 3.24) și distanța de alunecare

a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat, ținând seama și de influența

unghiului de înclinare a traiectoriei lui. De asemenea, ținând seama de

datele de intrare (δ₀, h_mși S_s), se determină variația vitezei motociclis-

u

i

j

tului în funcție de distanța totală de proiectare a acestuia (Fig. 3.25, Fig.

3.26, Fig. 3.27, Tabelul 3.2), în funcție de diferite unghiuri de lansare ale

motociclistului și diferite distanțe de alunecare ale acestuia.

Fig. 3.21. Dependența dintre distanța parcursă de motociclist din momentul

începerii proiectării până la căderea pe sol (S_pa) și distanța de alunecare

i,j,u

a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat (S_s), pentru unghiul (δ₀₁) de

u

înclinare a traiectoriei lui.

Pe baza datelor de intrare, ținând seama de fenomele fizice din

cadrul etapelor consecutive ale coliziunii motocicletă-autoturism (v. Fig.

3.20) și apelând la modelul de calcul numeric, dezvoltat în programul

128

MathCAD, se obțin rezultate cu privire la dependența dintre distanța

parcursă de motociclist din momentul începerii proiectării până la

căderea pe sol (Fig. 3.21, Fig. 3.22), respectiv a distanței totale de

proiectare a motociclistului (Fig. 3.23, Fig. 3.24) și distanța de alunecare

a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat, ținând seama și de influența

unghiului de înclinare a traiectoriei lui.

Fig. 3.22. Variația distanței parcurse de motociclist din momentul începerii proiectării

până la căderea pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei lui

(δ₀_2,3,4), luând ca bază de comparaţie motociclistul bărbat 50%, respectiv femeie 50%,

ținând seama și de influența spațiului (S_s_1…5) de alunecare a acestuia pe terenul pe

care a fost proiectat.

Fig. 3.23. Variația distanței parcurse de motociclist de la începerea proiectării până la

oprirea pe sol (S_p) în funcție de unghiul (δ₀) de înclinare a traiectoriei lui, la spațiul

i,j,3

i

(S_s₃) de alunecare a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat.

129

Fig. 3.24. Distanța totală de proiectare a motociclistului (S_p), la diferite înclinări

i,j,u

(δ₀) ale traiectoriei lui și diferite distanțe de alunecare (S_s_u).

i

De asemenea, ținând seama de datele de intrare (δ₀, h_mși S_s), se

u

i

j

determină variația vitezei motociclistului în funcție de distanța totală de

proiectare a acestuia (Fig. 3.25, Fig. 3.26, Fig. 3.27, Tabelul 3.2), în funcție

de diferite unghiuri de lansare ale motociclistului și diferite distanțe de

alunecare ale acestuia.

Fig. 3.25. Variația vitezei inițiale a motociclistului (v_0m

) în funcție de distanța

1,j,u

parcursă de motociclist de la începerea proiectării până la oprirea pe sol (S_p

), la

1,j,u

unghiul (δ₀) de înclinare a traiectoriei lui și diferite distanțe de alunecare (S_s_u).

1

130

Fig. 3.26. Viteza inițială a motociclistului (bărbat 50%, respectiv femeie 50%), pentru

situația diferitelor distanțe totale de proiectare (S_p, S_p), la diferite înclinări

i,2,u i,4,u

(δ₀) ale traiectoriei lui și toate distanțele (S_s_u) de alunecare.

i

Fig. 3.27. Viteza inițială a motociclistului (bărbat 50%, respectiv femeie 50%), pentru

situația diferitelor distanțe totale de proiectare (S_p

, S_p

), la diferite distanțe (S_s

)

u

i,2,u

i,4,u

de alunecare și toate înclinările (δ₀) ale traiectoriei lui.

i

Rezultatele obținute (grafic - Fig. 3.21…3.27 și tabelar - Tabelul

3.2) țin seama și de influența înălțimii centrului de greutate (h_m) al

j

fiecărui motociclist considerat în studiu, existând astfel posibilitatea

evaluării comparative a mărimilor cinematice care caracterizează o

astfel de coliziune.

131

Rezultatele obținute, ca urmare a aplicării modelului de calcul

numeric dezvoltat, permite utilizatorului o reprezentare grafică diversă

a acestora (v. Fig. 3.21…3.27), permițând o interpretare comparativă a

situațiilor luate în studiu. Astfel, se pot avea în vedere situațiile frecvent

intâlnite în asemenea cazuri de accidente rutiere, la care să fie raportate

alte situații particulare întâlnite în practica expertizării accidentelor de

circulație rutieră. Modelul numeric dezvoltat permite schimbarea

datelor de intrare și luarea în considerare a altor condiții de impact.

Tabelul 3.2. Variația vitezei inițiale a motociclistului v_0m, în %, în funcție de distanța

totală de proiectare a acestuia S_p

pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei

i,j,u

lui (δ₀) și diferitelor distanțe de alunecare (S_s_u), luând ca bază de comparaţie

i

motociclistul bărbat 50%, respectiv femeie 50%.

Motociclistul

퐒_퐩

bărbat

femeie

5%

95%

5%

95%

퐢,퐣,퐮

S_p

-0,412031

-0,326874

-0,282134

-0,243394

-0,225912

-0,373285

-0,279752

-0,228267

-0,195258

-0,171457

-0,321324

-0,231448

-0,181017

-0,148125

-0,128780

-0,268121

-0,183761

-0,141267

-0,113597

-0,093317

+0,422332

+0,342439

+0,288695

+0,260779

+0,225912

+0,373285

+0,294874

+0,240949

+0,200837

+0,176500

+0,331061

+0,238681

+0,187051

+0,158705

+0,133550

+0,277367

+0,183761

+0,141267

+0,113597

+0,093317

-0,340311

-0,272649

-0,229825

-0,202969

-0,183997

-0,303000

-0,234564

-0,190343

-0,161876

-0,136226

-0,272878

-0,188174

-0,144893

-0,121725

-0,104967

-0,222058

-0,149813

-0,113058

-0,088933

-0,075562

+0,443436

+0,358339

+0,308622

+0,272559

+0,241825

+0,404000

+0,302663

+0,253791

+0,217695

+0,186680

+0,341097

+0,253311

+0,199227

+0,164065

+0,138365

+0,296077

+0,197480

+0,152629

+0,123518

+0,102231

1,j,1

1,j,2

1,j,3

1,j,4

1,j,5

2,j,1

2,j,2

2,j,3

2,j,4

2,j,5

3,j,1

3,j,2

3,j,3

3,j,4

3,j,5

4,j,1

4,j,2

4,j,3

4,j,4

4,j,5

S_p

132

4. Aspecte asupra siguranței autovehiculelor în

sistemul circulației rutiere

4.1. Considerații generale

Pe lângă performanțele dinamice și siguranța în exploatare a

autovehiculelor, trebuie să se pună o mare importanță pe siguranța

participanților la traficul rutier în caz de accident.

Sistemele inteligente utilizate pentru asigurarea unui grad sporit

de securitate autovehiculelor și mai ales conducătorilor auto și

pasagerilor, și în general participanților la traficul rutier (bicicliștilor,

pietonilor etc.), se împart în trei categorii [18, 19, 20, 38, 41, 62]:

–

sisteme de siguranță primară (siguranță activă), care conferă

autovehiculelor calități referitoare la prevenirea (evitarea)

producerii accidentelor;

–

sisteme de siguranță secundară (siguranță pasivă), care

urmăresc diminuarea efectelor accidentelor de circulație

rutieră chiar în timpul producerii acestora (contribuie atât la

protecția pietonilor, bicicliștilor, ocupanților autovehiculelor

etc., cât și la diminuarea pagubelor rezultate în urma unor

coliziuni);

–

sisteme de siguranță terțiară, care urmăresc salvarea

victimelor după ce accidentul a avut loc; măsurile de siguranță

terțiară se referă la dotările și acțiunile menite să faciliteze

acordarea primului ajutor în caz de accident rutier (alarmare,

intervenție etc.).

Siguranța activă este garantată de către componentele tehnice din

cadrul sistemelor: de propulsie (grupul motopropulsor), de direcție, de

frânare, de rulare, de iluminare etc. Aceste sisteme (ABS, ACAS, ACC, ACE,

ADC, ARP, ASC, ASR, AYC, BAS, BbW, CAS, DSC, DSTC, DTC, DTR, EBD, ESC,

ESP, ETC, RSC, SbW, STK, TCS, VDC, VSA, VSC etc.)¹trebuie să contribuie

în mod decisiv la prevenirea coliziunilor [41].

Sistemele de siguranță activă, ca sisteme inteligente, sunt

concepute astfel încât să facă posibilă adaptarea comportamentului și

răspunsului autovehiculului la dorințele și posibilitățile conducătorului

auto și să funcționeze ca sisteme în buclă închisă ce mențin omul ca

element de reacție, dar corectează și îmbunătățesc timpul de reacție

¹Vezi lista cu principalele abrevieri.

133

printr-o buclă suplimentară prevăzută cu senzori, dispozitive numerice

de calcul și actuatori [41].

Sistemele de siguranță pasivă intră în funcțiune atunci când

evitarea accidentului nu mai este posibilă, iar scopul lor constă în

protejarea persoanelor din habitaclu, atât prin reducerea riscului de

vătămare corporală cât și prin diminuarea severității consecințelor

accidentului respectiv. Pe lângă protejarea ocupanților autovehiculului,

sistemele de siguranță pasivă sunt dezvoltate și în sensul protecției

participanților la accident din afara autovehiculului (pietoni, bicicliști,

motocicliști etc.), prin utilizarea variantelor constructive de suprafețe

deformabile ale caroseriilor la contactul cu aceștia, utilizarea

airbagurilor exterioare etc. [41].

Conducătorul auto, autovehiculul și drumul sunt factorii a căror

interacțiune este decisivă pentru siguranța circulației rutiere.

Conducerea autovehiculului, ca sistem de comandă ce funcționează în

buclă de reacție, implică un element condus - autovehiculul și un element

de reacție real care acționează asupra conducătorului auto, a cărui

intervenție directă survine ca un răspuns la perturbațiile asupra

sistemului condus - autovehiculul [41].

4.2. Activitate publicistică cu specific în siguranța

autovehiculelor în sistemul circulației rutiere

Scopul de bază al activității de publicistică cu specific în siguranța

autovehiculelor în sistemul circulației rutiere este de a facilita accesul

studenților și specialiștilor din domeniu la astfel de informații prin care

să identifice o cât mai vasta posibilitate de abordare a tematicilor

referitoare la acest domeniu.

4.2.1. Studii asupra siguranţei autovehiculelor şi

securității în transporturi rutiere

În lucrarea [41], sunt analizate în detaliu aspecte referitoare la:

factorii care țin de triada om-autovehicul-drum; tipurile de coliziuni;

siguranța primară/activă, secundară/pasivă și terțiară; testele de

coliziune; efectele impacturilor asupra omului etc.

Introducerea sistemelor moderne de siguranță în construcția

autovehiculelor și a programelor de educație rutieră a tuturor

participanților la trafic, chiar cu eforturi financiare importante pentru

România, este menită să asigure efecte importante în viitor atât pentru

134

viața economică cât și pentru cea socială și nu în ultimul rând pentru a

obține efecte economice importante datorită reducerii numărului de

decese și răniri cauzate de accidentele rutiere (reducerea pierderilor de

vieți, în care statul a investit de-a lungul timpului sume importante, a

reducerii costului recuperării accidentaților etc.) [41].

4.2.2. Studii asupra procesului depășirii în siguranță a

autovehiculelor

În lucrările [8, 42], se evaluează, din punct de vedere matematic,

mărimile cinematice ale procesului depăşirii autovehiculelor, în diferite

situaţii din conducerea auto surprinse prin modele fizice. La evaluarea

mărimilor cinematice care caracterizează depăşirea autovehiculelor s-a

ținut seama de [42, 55]: variantele de efectuare a depăşirilor, frecvent

întâlnite în practica conducerii auto; etapele consecutive ale procesului

depăşirii; condițiile de mediu - ambianţa generală, condiţiile meteorolo-

gice, alternața noapte-zi, intervalele orare cele mai defavorabile,

limitarea vizibilităţii, reducerea aderenţei carosabilului etc. - cu influență

asupra factorului uman; lungimea şi viteza fiecărui autovehicul implicat

în procesul depăşirii. Pentru oricare din variantele de depășire abordate

și diferitele stări ale conducătorului auto - se aşteaptă la pericol; are un

comportament normal în situaţiile care reclamă un pericol iminent;

circulă în perioadele de răsărit şi crepuscul; numărul de elemente

percepute, în vederea luării unei decizii, este mai mare de patru etc. -,

rezultatele obținute surprind variațiile distanţelor de siguranță între

autovehicule, atât la desprinderea din coloană cât și la inițierea și

sfârșitul revenirii în coloană a autovehiculului care efectuează depășirea,

în funcție de timpul de percepţie-reacţie al ansamblului conducător-

autovehicul și vitezele de deplasare ale autovehiculelor.

Modelul de calcul numeric (dezvoltat în programul MathCAD), se

bazează pe fenomenele fizice [18, 20, 21, 42, 55, 62] din cadrul etapelor

consecutive ale procesului depăşirii autovehiculelor (Fig. 4.1) [42, 55]:

–

etapa iniţială care decurge pe distanţa S_i(autovehiculul 1

execută o mişcare sub formă de S corespunzătoare

desprinderii din coloană şi replierii pe o direcţie paralelă cu a

autovehiculului 2);

–

etapa deplasării paralele a autovehiculelor pe o distanţă S_p, la

o distanţă laterală de siguranţă D_tîntre axele longitudinale ale

acestora;

135

–

etapa finală, cu o traiectorie tot în formă de S, dar pe o distanţă

S_r, pe care autovehiculul 1 se desprinde de culoarul de depăşire

şi revine pe banda iniţială.

Fig. 4.1. Pozițiile autovehiculelor în cadrul etapelor consecutive

ale procesului depăşirii.

Simbolizările utilizate în figura 4.1 se referă la [42, 55]: 1 - auto-

vehiculul care efectuează depăşirea; 2 - autovehiculul care este depăşit

(v₂= const.); L_1,2- lungimea autovehiculului 1, respectiv autovehiculului

2; I - poziția în care autovehiculul 1 inițiază ieșirea din coloană în vederea

depășirii; II - poziția în care autovehiculul 1 atinge viteza v_1i> v₁și începe

o deplasare paralelă cu autovehiculul 2; III - poziția în care autovehiculul

1 atinge viteza v_1p> v_1iși inițiază revenirea în coloană când spatele

acestuia depăşeşte cu S_3sfaţa autovehiculului 2; IV - poziția în care

autovehiculul 1 a revenit în coloană și spatele acestuia se află la distanța

S_4,(5)de fața autovehiculului 2 (sfârșitul revenirii în coloană a autove-

hiculului 1).

Durata parcurgerii unui traseu în formă de S (arce de clotoidă), de

către autovehiculul 1 (Fig. 4.1) cu o viteză v, atât în etapa iniţială, cât și în

cea finală din cadrul procesului de depășire, poate fi apreciată cu relaţia

[8, 18, 20, 21, 42, 55]:

D

t

t =

, în s.

(4.1)

√

1,56⋅φ

t

Dintre variantele de efectuare a depăşirilor, frecvent întâlnite în

practica conducerii auto, se menţionează (Fig. 4.1) [8, 18, 20, 21, 42, 55]:

–

varianta A: autovehiculul 1 se deplasează cu viteza v₁= v₂în

spatele autovehiculului 2, la distanţa de siguranţă S₁. Când se

136

iveşte posibilitatea depăşirii, autovehiculul 1 accelerează cu

a_medşi începe desprinderea, astfel că la finele primei etape

(după parcurgerea distanței S_i) atinge o viteză v_1i> v₂

(v_1i= v₁+ a_med⋅ t). După deplasarea paralelă pe distanţa S_p(cu

aceeaşi acceleraţie a_med), la finele căreia autovehiculul 1 atinge

viteza v_1p> v_1i, (v_1p

=

v²+ 2 ⋅ a_med⋅ S_p) și când fața acestuia

√

1i

depăşeşte cu S₃fața autovehiculului 2 (S₃> L₁, S₃= L₁+ S_3s),

acesta începe să revină pe banda iniţială fără să mai accelereze.

Distanța

S_3s

se

consideră

astfel

încât

între

spatele

autovehiculului 1 și fața autovehiculului 2 să fie un interval t_3s

de circa 2...3 secunde [8, 25, 42, 55]. Astfel, se consideră că pe

distanţa S_ra etapei finale de depășire, autovehiculul 1 se

deplasează cu viteza constantă v_1p, iar după revenirea acestuia

pe banda iniţială, între cele două autovehicule există o distanţă

de siguranţă S₄.

–

varianta B: autovehiculul 1, având viteza v₁> v₂(v₁= ct.;

v₂= ct.), intră în depăşirea autovehiculului 2, începând de la o

distanţă de siguranţă S₁. Când spatele autovehiculului 1

depăşeşte cu S_3sfața autovehiculului 2 începe revenirea pe

banda iniţială, astfel ca după revenire între 1 şi 2 să existe o

distanţă de siguranţă S₄. În procesul depășirii, atât v₁cât și v₂

sunt menținute constante, iar v_1p= v_1i= v₁.

–

varianta C: autovehiculul 1 se deplasează cu viteză constantă

v₁> v₂, iar când ajunge la distanţa de siguranţă S₁în spatele

autovehiculului 2, sesizând că este posibilă depăşirea, începe

desprinderea de pe bandă şi concomitent accelerează. În

continuare, autovehiculul 1 efectuează o deplasare asemă-

nătoare variantei A.

varianta D: similară cu varianta C până când autovehiculul 1

începe revenirea pe banda iniţială, moment în care are viteza

v_1p, după care se consideră că îşi continuă deplasarea cu

aceeaşi mişcare uniform accelerată. După parcurgerea distan-

ței S_rde către autovehiculul 1, acesta atinge viteza v_1r> v_1p,

(v_1r= v_1p+ a_med⋅ t), iar în momentul sfârşitului depăşirii, între

autovehicule trebuie să existe o distanţă de siguranţă S₅.

În dezvoltarea modelului de calcul, pentru fiecare din variantele

de depășire menționate, s-au luat în considerare situațiile în care

autovehiculele ar putea frâna energic, astfel [18, 20, 21, 42, 55]:

137

–

la desprinderea din coloană a autovehiculului 1, autovehiculul

2 ar putea frâna energic;

la sfârşitul depăşirii, autovehiculul 1 ar putea frâna energic

chiar în momentul revenirii pe banda iniţială.

Astfel de situații se iau în considerare pentru a evalua

posibilitatea evitării coliziunii autovehiculelor în timpul procesului de

depășire.

Pentru fiecare din variantele A, B, C și D de depășire se iau în

considerare diferite stări ale conducătorului auto, simbolizate prin a, b,

c, d și e (Tabelul 4.1) [8, 42, 55]. Dacă ne referim atât la starea

conducătorului auto, cât și la varianta de depășire, se utilizează notațiile

conform tabelului 4.1.

Tabelul 4.1. Notații utilizate în funcție de starea conducătorului auto și

varianta de depășire.

Varianta de depășire

Starea conducătorului auto

A

B

C

D

❑ se aşteaptă la pericol (a)

❑ comportament normal în situaţiile care

reclamă un pericol iminent (b)

❑ condiţiile deplasării pe drumuri umede (c)

❑ numărul de elemente percepute în vederea

luării deciziei este mai mare de patru (d)

❑ pentru perioadele de răsărit şi crepuscul (e)

a-A

b-A

c-A

d-A

e-A

a-B

b-B

c-B

d-B

e-B

a-C

b-C

c-C

d-C

e-C

a-D

b-D

c-D

d-D

e-D

Dacă o anumită stare a conducătorului auto se referă la mai multe variante de

depășire, de exemplu, starea (a) se referă atât la varianta C cât și la varianta D de

depășire, atunci notația utilizată este de forma „a-C,D” etc.

Valorile timpilor de percepţie-reacţie la frânare al ansamblului

conducător-autovehicul, atât pentru cel care efectuează depăşirea, cât și

pentru cel care este depășit, în funcție de starea conducătorului auto,

sunt considerate astfel [42, 55]: t_pr(a)= 0,48...0,6 s; t_pr(b)= 0,8...1,0 s;

t_pr(c)= 0,92...1,2 s; t_pr(d)= 1...1,5 s; t_pr(e)= 0,96...1,3 s.

De asemenea, pentru fiecare din variantele A, B, C și D de depășire

se iau în considerare diferite naturi și stări de drum, pe care se

deplasează autovehiculele, simbolizate prin nsr1 și nsr2 (Tabelul 4.2) [8,

42, 55]. În modelul de calcul numeric, pentru definirea coeficienților de

aderență care caracterizează natura și starea fiecărui drum considerat se

utilizează variabila n = 1...2, astfel: n = 1 ia în considerare drumul nsr1,

iar n = 2, drumul nsr2 (în calcule se consideră valorile medii ale acestora,

φ_n= φ_med_n). Pentru drumuri cu înclinare longitudinală sub un unghi ,

138

în locul coeficientului _nse ia coeficientul global de aderenţă 휑₀, dat de

푛

o relație de forma: φ₀= φ_n∙ cosα ± sinα (“+” urcare; “–” coborâre).

n

Tabelul 4.2. Notații utilizate în funcție de natura și starea drumului și

varianta de depășire.

Varianta de depășire

Natura și starea drumului

A

B

C

D

❑

asfalt, uscat (nsr1)

asfalt, umed (nsr2)

A-nsr1

A-nsr2

B-nsr1

B-nsr2

C-nsr1

C-nsr2

D-nsr1

D-nsr2

❑

Dacă o anumită stare și natură de drum se referă la mai multe variante de depășire,

de exemplu, natura și starea de drum (nsr1) se referă atât la varianta C cât și la

varianta D de depășire, atunci notația utilizată este de forma „C,D-nsr1” etc. Pentru

situația referirii, atât la starea conducătorului auto (ex. - a) și varianta de depășire

(ex. - A) cât și la natura și starea drumului (ex. - nsr1), notațiile utilizate vor fi de

forma „a-A,nsr1”.

În cazul depășirilor, forţa de tracțiune (tangenţială longitudinală)

la roțile motoare ale autovehiculului are valori ridicate, și acţionează

simultan cu o forţă transversală, producând o reducere semnificativă a

coeficientului de aderență pe direcţie transversală φ_t. Acest lucru este

n

necesar pentru a evita alunecarea transversală sau tangenţială, urmărind

ca rezultanta celor două forţe - longitudinală şi transversală - să nu

depășească forța de aderență maximă, atunci când mărimile şi sensurile

lor se modifică. În asemenea situații, din condiții de menținere a

confortului la accelerații transversale [8, 18, 20, 21, 42, 55], se consideră

că depășirile decurg cu un coeficient de aderență pe direcţie transversală

휑_푡≅ 0,8 ⋅ 휑_푎, iar coeficientul de alunecare 휑_푎reprezintă circa 80%

푛

푗푑

din coeficientul de aderență pe direcţie longitudinală φ_n.

Dacă în modelul numeric este necesar a fi utilizată o anumită

mărime care variază între o valoare minimă și una maximă, se poate

utiliza o relație de forma celei de (3.1), adaptată variabilei considerate [8,

42, 55]. Pentru a surprinde duratele parcurgerii distanțelor S_isau S_r,

relația (4.1) se adaptează variabilelor considerate, astfel [42, 55]:

퐷

ꢃ

푗

√

ꢀ

=

.

푛

ꢁ,ꢂ

1,56⋅ꢄ

ꢃ

În funcție de clasele/segmentele de autovehicule, caracteristicile

dimensionale ale acestora diferă de la o clasă la alta [41, 42, 55]. De

exemplu, lungimile autovehiculelor din clasa compactă (acestea fiind

considerate autovehicule de familie) sunt cuprinse între 4,1 şi 4,74 m

(4,1…4,45 m - cele care au caroseria de tip hatchback; 4,4…4,74 m - cele

care au caroseria de tip cabriolét, sedan/berlin ă sau break) [41, 42, 55].

139

Considerând că lăţimea unei benzi de circulaţie este de cel puţin 3,5 m, și

ținând seama de lățimea autovehiculelor din clasa compactă (circa

1,74…2 m, fără oglinzile retrovizoare) [41, 42, 55], în calcule se poate

utiliza o valoare de circa 3...3,25 m pentru distanţa laterală de siguranţă

D_tîntre axele longitudinale ale autovehiculelor, implicate în procesul

depășirii.

Distanţa de siguranţă dintre autovehicule la desprinderea din

coloană. La desprinderea din coloană a autovehiculului 1, pentru a se

evita o coliziune cu autovehiculul 2 care ar putea frâna energic,

autovehiculul 1 ar trebui să se afle față de autovehiculul 2 la o distanţă

de siguranță S₁(Fig. 4.1) care să-i permită autovehiculului 1 începerea

aceleeaşi manevre. Obligaţia respectării acestei distanţe de siguranţă

revine autovehiculului 1 care efectuează depăşirea.

Considerând, pentru cele două autovehicule, eficienţele de frâ-

nare egale, acest lucru este posibil dacă, pentru fiecare din variantele de

depășire considerate (Fig. 4.2…4.4), sunt îndeplinite condiţiile [42, 55]:

S₁, ꢅfiguraꢅ4.2ꢅ(variantaꢅA)

S

₁₁+ S₁₂, ꢅfiguraꢅ4.3ꢅ(variantaꢅB)

S

≥ (

), (4.2)

A

1(B )(a,b,c,d,e)

C,D

j

S₁₃+ S₁₄, ꢅfiguraꢅ4.4ꢅ(varianteleꢅC, D)

j,n

(

)

j,n

2

v −v

1

în care: S₁= v₁⋅ t_pr, în m; S₁₁= v₁⋅ t_pr, în m; S₁₂

=

², în m;

2⋅d

ebr

2

1,3−4

2

v

−v

v

−v

1,3−4

S₁₃

=

¹, în m; S₁₄

=

², în m; v_1,3−4= v₁+ a_med⋅ t_pr, în m/s,

2⋅a

2⋅d

ebr

med

unde: t_prreprezintă timpul de percepţie-reacţie la frânare al ansamblului

conducător-autovehicul 1, exprimat în s; d_ebr- deceleraţia unei frânări

energice, în m/s²; a_med- acceleraţia medie aferentă depăşirii, în m/s²;

vitezele v₁și v₂sunt exprimate în m/s.

Pentru a surprinde variaţia distanţei de siguranţă S₁, la

desprinderea din coloană, în funcţie de timpul de percepţie-reacţie t_pral

ansamblului conducător-autovehicul care efectuează depăşirea, pentru

diferite variante A, B, C și D de depăşire și diferite naturi și stări de drum,

vitezele autovehiculelor v₁, v₂, timpul t_pr, deceleraţia unei frânări

energice d_ebr, pot fi considerate astfel [42, 55]: t_pr= 0,48 … 1,5ꢅs;

d_ebr(A,B,C,D)= φ_med⋅ g, ꢅm/s²,

g

fiind accelerația gravitațională;

n

v_1(A)

= 50ꢅkm/h; v_1(B,C,D)

= 60ꢅkm/h; v_2(A,B,C,D)= 50ꢅkm/h. În

ct.

această etapă de calcul, în modelul numeric dezvoltat, vitezele v_1(A)

,

ct.

v_1(B,C,D)

și v_2(A,B,C,D)

pot fi considerate constante, la valorile

ct.

menționate, iar acceleraţiile medii ale autovehiculului care depășește,

140

aferente variantelor A, C și D de depășire, corespunzătoare etapelor

procesului de depășire (Fig. 4.1), se pot considera astfel [8, 18, 20, 28, 42,

55]: a_med(A)= 1,42ꢅm/s²; a_med(C,D)= 0,88ꢅm/s². Pentru varianta B de

depășire, viteza autovehiculului care depășește fiind constantă pe întreg

procesul de depășire, accelerația medie a_med(B)aferentă acestei variante

de depășire este nulă.

Fig. 4.2. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană (varianta A de depășire).

Fig. 4.3. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană pentru depăşirea cu viteză

constantă (varianta B de depășire).

Fig. 4.4. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană pentru depăşirea uniform

accelerată (variantele C şi D de depășire).

De asemenea, pentru a surprinde variația distanţei de siguranţă

S₁, la desprinderea din coloană, în funcţie de viteza de deplasare a

autovehiculului care depăşește, în cazul unui comportament normal al

conducătorului auto în situaţiile care reclamă un pericol iminent, viteza

de deplasare a autovehiculului care este depășit poate fi considerată

aceeași (v_2(A,B,C,D)= 30...50 km/h) pentru fiecare din variantele de depășire

A, B, C și D. Viteza de deplasare a autovehiculului care depăşeşte poate fi

considerată astfel: pentru varianta A de depăşire - aceeaşi ca și a

autovehiculului care este depăşit (v_1(A)= v_2(A,B,C,D)= 30...50 km/h), iar

pentru variantele B, C şi D de depăşire luate în studiu - mai mare ca a

autovehiculului care este depăşit (v₁> v₂; v_1(B,C,D)= 40...60 km/h). În

această etapă de calcul, în modelul de calcul numeric, vitezele v_1(A)

,

v_2(A,B,C,D)și v_1(B,C,D)pot fi surprinse între valorile minime și maxime

menționate [42, 55].

141

Pentru determinarea distanţei de siguranţă S₁la desprinderea din

coloană, în funcție de variantele de depășire considerate și condițiile în

care acestea se desfășoară, relația (4.2) se adaptează modelului de calcul

numeric, astfel [42, 55]:

v

 t_{pr(a,b,c,d,e)}









1(A)_j

j

2

1(B,C,D)_j

2

2(A,B,C,D)_j





v

− v

v_1(B,C,D) t_{pr(a,b,c,d,e)}

+

j

2d

ebr(A,B,C,D)_n

+ a_med(C,D) t_{pr(a,b,c,d,e)})²− v²

S _

=

(v

1(B,C,D)_j

A



j





1 B (a,b,c,d,e)_

+

j

j,n







.

(4.3)







C,D





2a_med(C,D)





(v

1(B,C,D)_j

+ a_med(C,D) t_{pr(a,b,c,d,e)})²− v²

2(A,B,C,D)_j

j

+





2d

ebr(A,B,C,D)_n





Distanţa parcursă de autovehiculul care depășește, corespunză-

toare etapei inițiale de depășire, de desprindere din coloană şi replierii pe

o direcţie paralelă cu a autovehiculului depăşit. După parcurgerea

distanței S_i(Fig. 4.1) [42, 55],

a_med(A)

2

j,n

S

= v

1(

⋅ t_j,n+ (

) ⋅ ^t

,

(4.4)

a

med(B)

A

i(B

C,D

A

B,C,D

2

)

a_med(C,D)

B,C,D

j,n

j

corespunzătoare etapei inițiale de depășire, autovehiculul 1 atinge viteza

v_1i,

v_1i(

v₁₍

+ a_med(

₎⋅ t_j,n

A

C,D

A

C,D

)

B,C,D

j

(

^j,n) = (

v_1(B,C,D)

).

(4.5)

v_1i(B)

j

Pentru variantele A, C și D de depășire, distanța S_ipoate fi

exprimată cu relația [42, 55]:

2

v

−v

A

B,C,D

1i(

C,D

)

1(

)

j,n

j

S_i(

=

.

(4.6)

A

C,D

)

2⋅a

A

C,D

med(

)

j,n

Distanţa parcursă de autovehiculul care depășește, corespunză-

toare etapei deplasării paralele cu autovehiculul depăşit. După

parcurgerea distanței S_p(Fig. 4.1) autovehiculul 1 atinge viteza v_1p,

definită în funcție de varianta de depășire, astfel [42, 55]:

142

v²

1i

+ 2a

_S









v









A









_j,n

A









_j,n















_j,n

1p



med

p







C,D

= 



,

(4.7)

(4.8)

















1p(B)_j

v_1i(B)

j





unde:

S

= S

ips B

+S

.

A

p B

C,D

A





















3 B



_



_



_

j,n

j

j,n

j

j,n

j

j,n













C,D









_



_



_









Distanța S_ips(Fig. 4.1) o putem exprima astfel [42, 55]:

2

ips_j









t

S









A









_j,n

v

 t_ips+ a

_

ips



A

C,D









_j,n







C,D

j





1i

med





2

=

C,D

,

(4.9)













ips(B)_j









v_1i(B) t_ips

j

unde t_ips(circa 1...2 s) este durata parcurgerii acestei distanțe.

Pentru o depășire în siguranţă, distanța S₃(Fig. 4.1) trebuie să fie

mai mare decât lungimea L₁a autovehiculului 1 care efectuează

depășirea autovehiculului 2 [18, 20, 21, 42, 55], pentru fiecare din

variantele de depășire considerate. Astfel, distanța S₃(Fig. 4.1) este dată

de relația [42, 55]:

S _

= S

+ L₁

,

(4.10)

A











j



3 B

3s B



_



_

j,n

j

j,n

j

j,n













C,D





_



_



în care, distanța S_3s, parcursă în timpul t_3s, poate fi exprimată astfel

[42, 55]:





²











v²

1i

+ 2a

_S

+ a

med

_ t_3s





A

C,D

A

C,D

A

C,D

A

C,D









_j,n















_j,n







j









med

ips









−

2a

A

C,D











med



S









A

C,D









_j,n

3s



v²

1i

+ 2a

_S

. (4.11)

=





A

C,D

A

C,D

A

C,D























_j,n

med

ips















_j,n

3s(B)_j

−

2a

A

C,D







med















v

 t

1i(B)_j3s_j

143

Pentru a putea iniția desprinderea de culoarul de depăşire şi

revenirea pe banda iniţială a autovehiculului 1 (Fig. 4.1), distanța

(S_ips1= S_i+ S_ips+ S_3s) parcursă de acesta, trebuie să fie mai mare decât

distanța (S_ips2= S₁+ L₂+ v₂t + S₂). Pe durata (t_ips+ t_3s) de parcurgere a

distanței (S_ips+ S_3s) de către autovehiculul 1 (Fig. 4.1), autovehiculul 2

parcurge distanța S₂, care o putem exprima astfel [42, 55]:

S_2(A,B,C,D)= v_2(A,B,C,D)⋅ (t_ips+ t_3s_j).

(4.12)

j

Exprimând distanțele S_ips1și S_ips2în funcție de varianta de

depășire, starea conducătorului auto, respectiv natura și starea drumului

[42, 55],

A





S

= S_i^_

+S

ips B

+S

;

(4.13)

A

B

A





















ips1 B

C,D

3s B



_j,n







_



_

j,n

j

j,n

j

j,n













C,D





_j,n



_



_



. (4.14)

S

= S _

+ L₂+ v_2(A,B,C,D) t _j,n+ S

A

ips2 B (a,b,c,d,e)_j,n

A

2 B













j











1 B (a,b,c,d,e)_

j

j,n





















C,D









_j





se va verifica dacă S_ips1> S_ips2

.

Distanţa parcursă de autovehiculul care depășește la desprinderea

de culoarul de depăşire şi revenire pe banda iniţială, corespunzătoare

etapei finale de depășire. După parcurgerea distanței corespunzătoare

etapei finale de depășire S_r(Fig. 4.1), definită în funcție de varianta de

depășire considerată [42, 55],

v

 t_j,n









A









S









1p B

A









_

j,n

j

j,n







C,D



= 









_

r B





C









_j,n

,

(4.15)

2





t_j,n

r(D)_j,n









v

 t_j,n+ a_med(C,D)



1p(C,D)_j,n

2





autovehiculul

1

rămâne la viteza v_1p, sau atinge viteza v_1r,

(v_1r(D)= v_1p(C,D)

+ a_med(C,D)⋅ t_j,n).

j,n

Pentru varianta D de depășire, distanța S_rse mai poate exprima

cu o relație de forma [42, 55]:

2

1r(D)

2

1p(C,D)

v

−v

j,n

S_r(D)

j,n

=

.

(4.16)

2⋅a

med(C,D)

144

Distanţa totală parcursă de autovehiculul care efectuează

depăşirea. Pentru fiecare din variantele de depășire, distanţa totală de

depășire S_d(Fig. 4.1) poate fi exprimată cu o relație de forma [42, 55]:

S

d

= S _

+S

+S _

.

(4.17)

A

B

C

D

A

B

C

D



























B

i

p

r

















C,D

j,n

j

























_







_j,n

__j,n

_j,n



j,n



Distanţa de siguranţă dintre autovehicule la revenirea pe banda

iniţială a autovehiculului care efectuează depăşirea. Distanţele de

siguranţă S₄, respectiv S₅(Fig. 4.1, Fig. 4.5) dintre autovehicule, la

sfârşitul depăşirii, trebuie să fie [18, 20, 21, 42, 55] suficient de mari

pentru ca autovehiculul 2 să nu lovească autovehiculul 1, când acesta ar

începe o frânare energică chiar în momentul revenirii pe banda iniţială.

Fig. 4.5. Distanţa de siguranţă la revenirea pe banda iniţială.

Dacă, după depăşire, autovehiculul 1 are viteza v_1p,(1r)(Fig. 4.5),

iar acesta începe să frâneze, atunci el s-ar opri pe distanţa

v₁²_p,(1r)/(2 ⋅ d_ebr) . Pentru a nu-l lovi, autovehiculul 2 (Fig. 4.5) ar trebui

să se oprească pe o distanţă de cel mult (v₂⋅ t_pr+ v²/(2 ⋅ d_ebr)), care

2

este egală cu distanța (S_4,(5)+ v₁²_p,(1r)/(2 ⋅ d_ebr)), de unde rezultă [18, 20,

21, 42, 55] că distanţa de siguranţă S_4,(5)(Fig. 4.5), adaptată variabilelor

considerate (natura și starea drumului, varianta de depășire și starea

conducătorului auto), este dată de relația:

S









A

4 B













C





=

_j,n





S

5(D)_j,n



_rel.(6.18)

(4.18)

2



















v

.

A











1p

B

C,D

1





_

j,n

j

j,n











2



_

= v

t_{pr(a,b,c,d,e)}

−



− v

2(A,B,C,D)_j

j



2d

ebr(A,B,C,D)_n





2

1r(D)_j,n





145

Îndeplinirea condiţiei (4.18) depinde de distanţa S₃(Fig. 4.1) când

autovehiculul 1 începe mişcarea de revenire pe banda iniţială, iar când

autovehiculul 1 este revenit pe banda iniţială, distanţa S_4,(5)dintre

autovehicule se determină [18, 20, 21, 42, 55] din egalitatea:

S₃+ S_r= v₂⋅ t + S_4,(5)+ L₁.

(4.19)

Pentru fiecare din variantele de depășire considerate, distanța S₃

(Fig. 4.1) se determină conform relațiilor (4.10) și (4.11), iar distanţa S_r

pe care autovehiculul 1 se desprinde de culoarul de depăşire şi revine pe

banda iniţială, se determină conform relațiilor (4.15) și (4.16). În

momentul revenirii pe banda inițială a autovehiculului care depășește,

acesta se află la distanța S_4,(5)față de autovehiculul depășit, moment în

care autovehiculul 1 atinge viteza v_1p,(1r). În funcție de natura și starea

drumului pe care se deplasează autovehiculele, distanța de siguranță

S_4,(5)se adaptează variabilelor referitoare la varianta de depășire,

respectiv natura și starea drumului, astfel [42, 55]:

S









A

4 B













C





=

_j,n





S

5(D)_j,n



_rel.(6.20)

v

 t _j,n

.

(4.20)







A

1p B











S









_

j,n

A

3 B















C,D





_



j

j,n









C,D



=

+

− v_2(A,B,C,D) t _j,n− L₁

_j,n

j

2

1r(D)_j,n

2

1p(C,D)_j,n





v

− v

3(C,D)_j,n













2a_med(C,D)

Pentru ca, în procesul depășirii, autovehiculul 1 să revină în

siguranță pe banda inițială, trebuie să fie îndeplinită condiția [42, 55]:

S

A

B

C

A

B

C

4(

)

4(

)

(

)

≥ (

)

.

(4.21)

j,n

S_5(D)

j,n

rel.(4.20)

rel.(4.18)

În lucrarea [8], ținând seama de mărimile cinematice ale proce-

sului depăşirii autovehiculelor, în diferite situaţii din conducerea auto și

de zona aflată între poziţia critică de întrerupere a manevrei de depășire

și cea de continuare a ei, din cadrul procesului de depășire - zona de

dilemă - în care nu este sigură nici decizia de abandonare a manevrei de

depăşire și nici cea de continuare, se evaluează distanțele parcurse de

autovehiculul care se deplasează din sens opus (autovehiculul 3), în

146

etapele consecutive ale procesului depăşirii dintre autovehiculul care

efectuează depășirea (autovehiculul 1) și cel depășit (autovehiculul 2). În

acest sens, pentru fiecare din variantele de depășire avute în vedere și

condiții de drum considerate, ținând seama de variaţia distanţei dintre

autovehiculul 1 şi autovehiculul 3 după revenirea în coloană a

autovehiculului 1, care depinde de viteza autovehiculului care depășește,

s-au evaluat parametrii respectivi [8]. Pentru situațiile în care din sens

opus se apropie un autovehicul 3 (Fig. 4.6) [8, 55], distanţa S_d3parcursă

de acesta, în timp ce autovehicululul 1 depășește autovehiculului 2 pe

distanța S_d, reprezintă circa 2/3 din distanța S_d[8, 27, 55, 61, 63, 70, 71].

În asemenea cazuri, dacă este nevoie să fie luată o decizie de anulare a

manevrei de depăşire, aceasta trebuie făcută înainte de 1/3 din distanța

S_dparcursă de autovehiculul 1 în procesul depăşirii [8, 27, 55, 61, 63, 70,

71], aceasta fiind considerată poziţia critică. Între poziţia critică de

întrerupere a manevrei de depășire și cea de continuare a ei, există o

zonă de dilemă în care nu este sigură nici decizia de abandonare a

manevrei de depăşire și nici cea de continuare. Simbolizările utilizate în

figura 4.6 se referă la [8, 55]: L_1,2,3- lungimea autovehiculului 1 care

efectuează depăşirea, autovehiculului 2 care este depăşit (v₂= ct.),

respectiv autovehiculului 3 care se deplasează din sens opus; I - autove-

hiculul 1 inițiază ieșirea din coloană în vederea depășirii; II - autovehi-

culul 1 atinge viteza v_1i> v₁și începe o deplasare paralelă cu autovehicu-

lul 2; III - autovehiculul 1 atinge viteza v_1p> v_1iși inițiază revenirea în

coloană; IV - sfârșitul revenirii în coloană a autovehiculului 1; S_i3- dis-

tanța parcursă de autovehiculul 3, în timpul în care autovehiculul 1

parcurge distanța S_ide desprindere din coloană; S_p3- distanța parcursă

de autovehiculul 3, în timpul în care autovehiculul 1 se deplasează

paralel cu autovehiculul 2 pe distanța S_p; S_r3- distanța parcursă de

autovehiculul 3, în timpul în care autovehiculul 1 parcurge distanța S_rde

revenire pe banda inițială; S_r1-3- distanța între autovehiculul 1 şi autove-

hiculul 3, la momentul inițierii revenirii autovehiculului 1 pe banda ini-

țială (S_r1-3= S_r+ S_r3+ S_f1-3); S_d3- distanța parcursă de autovehiculul 3, în

timpul procesului de depășire inițiat de autovehiculul 1, care se depla-

sează pe distanța S_d, (S_d3= S_i3+ S_p3+ S_r3; S_d= S_i+ S_p+ S_r); S_f1-3- distanța

dintre autovehiculul 1 și autovehiculul 3, după revenirea în coloană a

autovehiculului care a afectuat depășirea; S_t1-3- distanța între autove-

hiculul 1 şi autovehiculul 3, la momentul desprinderii din coloană a auto-

vehiculului 1 (S_t1-3= S_d+ S_d3+ S_f1-3); t - durata parcurgerii traseului de

desprindere din coloană (t_i), respectiv de revenire în coloană (t_r).

147

Fig. 4.6. Distanţele aferente etapelor depășirii în raport cu duratele corespunzătoare

lor, pentru situația în care din sens opus se apropie un autovehicul (3).

148

Dacă autovehiculul 3, care circulă din sens opus, apare înainte ca

autovehiculul 1 care depăşeşte să ajungă în poziţia critică, decizia corectă

a conducătorului autovehiculului 1 este să renunţe la aceasta, în schimb

dacă autovehiculul 3 apare după această poziție critică, decizia corectă

este de a continua depăşirea [8, 27, 55, 61, 63, 70, 71].

Considerând că distanța S_d3(v. Fig. 4.6) parcursă de autovehiculul

3, în timpul procesului de depășire inițiat de autovehiculul 1, care se

deplasează pe distanța S_d(evaluată conform [8, 42, 55]), se determină

utilizând relația [8, 55]:

2

S

=

S

,

(4.22)

A

B

C

D

A

B

C

D

















3

d3

d





















_j,n

și presupunând că autovehiculul 3 (v. Fig. 4.6) se deplasează cu viteză

constantă pe distanța S_d3, viteza acestuia se poate determina astfel:

S

d3

A

B

C

D



















_j,n

v

=

A

B

C

D









t

A

B

C

D

,

(4.23)





3d















d3



_j,n







j,n

în care t_d3este durata în care autovehiculul 3 parcurge distanța S_d3:

t

= 2 t _j,n+ t

,

(4.24)

A

B

C

D

A

















B

d3

p









C,D

j,n

j

j,n





















_

_

j,n





unde t_peste durata parcurgerii distanței S_p, de deplasare paralelă a

autovehiculului 1 cu autovehiculul 2 [8, 42, 55]:

v

− v

1i









A

C,D

A

C,D









_j,n









_j,n

1p







t









A

C,D









_j,n

a_

p



A

C,D











=





,

(4.25)









p(B)_j

S

v

p(B)_j









1i(B)_j

iar t_j,neste timpul în care autovehiculul 1 parcurge distanța S_ide

desprindere din coloană, respectiv distanța distanța S_rde revenire pe

149

banda inițială (v. Fig. 4.1, Fig. 4.6), determinat conform relaţei (4.1) [8,

18, 20, 21, 42, 55], în care se ține seama de distanţa laterală de siguranţă

D_t(circa 3...3,25 m) [8, 42, 55] între axele longitudinale ale

autovehiculelor 1 și 2, implicate în procesul depășirii, în cadrul etapei

deplasării paralele a acestora pe distanţa S_pși de coeficientul de aderență

pe direcţie transversală φ_t.

Distanța S_i3(v. Fig. 4.6) parcursă de autovehiculul 3, în timpul t_j,n,

în care autovehiculul 1 parcurge distanța S_ide desprindere din coloană,

respectiv distanța S_r3(v. Fig. 4.6) parcursă de autovehiculul 3, în timpul

t_j,nîn care autovehiculul 1 parcurge distanța S_rde revenire pe banda

inițială, se determină astfel [8, 55]:

S

i3

= v

 t_j,n= S

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

























.

(4.26)

3d

r3













j,n

j

















_







_j,n

__j,n



_j,n



j,n



Distanța S_p3(v. Fig. 4.6) parcursă de autovehiculul 3, în timpul t_p,

în care autovehiculul 1 se deplasează paralel cu autovehiculul 2 pe

distanța S_p(v. Fig. 4.6), se determină conform relației [8, 55]:

S

= S

−S

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

































.

(4.27)

p3

d3

i3

r3



































_j,n



_j,n



_j,n



_j,n

Distanța S_t1-3(v. Fig. 4.6) între autovehiculul 1 şi autovehiculul 3,

la momentul desprinderii din coloană a autovehiculului 1, se determină

astfel [8, 55]:

S

= S

+S

f1−3

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

































,

(4.28)

t1−3

d

d3





































_j,n



_j,n



_j,n

în care, distanța S_f1-3este cuprinsă între 30...90 m, în funcție de viteza

autovehiculului care depășește, astfel [8, 55, 70, 71]:

30

55

75

90

5065

6680

8195

96110























.

S

=

m, daca v_

=

km / h

A

B

C

D

1pA

1pB

1pC,D

1rD















f1−3





















j,n

j

j,n



















_j,n

^_





Distanța S_r1-3(v. Fig. 4.6) între autovehiculul 1 şi autovehiculul 3,

la momentul inițierii revenirii autovehiculului 1 pe banda inițială, se

determină astfel [8, 55]:

150

S

= S _

+S

f1−3

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D

A

B

C

D































.

(4.29)

r1−3

r

r3





































_j,n



_j,n



_j,n

La vitezele 푣_1(퐴), 푣_{1(퐵,퐶,퐷)}

푐ꢃ.

și 푣_{2(퐴,퐵,퐶,퐷)}

de deplasare ale

푐ꢃ.

autovehiculelor, variaţia distanţei de siguranţă S₁, la desprinderea din

coloană, în funcţie de timpul de percepţie-reacţie t_pral ansamblului

conducător-autovehicul care efectuează depăşirea, pentru diferite naturi

și stări de drum și diferite variante A, B, C și D de depăşire (v. relațiile 4.2

și 4.3), surprinsă în figura 4.7 [42].

În vederea depășirii, la desprinderea din coloană, este necesar a

asigura o distanță de siguranță S₁între autovehicule în funcție de

condițiile de deplasare și starea conducătorului auto. Pentru fiecare din

variantele de depășire considerate, distanța de siguranță S₁crește odată

cu sporirea timpului de percepţie-reacţie la frânare al ansamblului

conducător-autovehicul 1 (v. figura 4.7, tabelul 4.3) [42].

Fig. 4.7. Variaţia distanţei de siguranţă

Fig. 4.8. Variaţia distanţei de siguranţă

la desprinderea din coloană în funcţie de la desprinderea din coloană în funcţie de

timpul de percepţie-reacţie (t_pr) al

ansamblului conducător-autovehicul

care efectuează depăşirea, pentru

diferite variante de depăşire și diferite

naturi și stări de drum.

starea conducătorului auto, luând ca

bază de comparaţie deplasarea

autovehiculelor pe nsr1 și cazul unui

comportament normal al

conducătorului auto în situaţiile care

reclamă un pericol iminent (starea b).

Faţă de situaţiile care reclamă un pericol iminent, în cazul unui

comportament normal al conducătorului auto, distanţa de siguranţă S₁la

desprinderea din coloană în funcţie de timpul de percepţie-reacţie al

ansamblului conducător-autovehicul care efectuează depăşirea, variază

151

în funcţie de starea conducătorului auto, varianta de depăşire, respectiv

natura și starea drumului, conform figurii 4.8 (la vitezele 푣_1(퐴)

,

푐ꢃ.

푣_{1(퐵,퐶,퐷)}și 푣_{2(퐴,퐵,퐶,퐷)}de deplasare ale autovehiculelor) [42].

푐ꢃ.

Tabelul 4.3. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie de

varianta de depășire și timpul de percepţie-reacţie (t_pr) al ansamblului conducător-

autovehicul care efectuează depăşirea, pe drumul nsr1,

în cazul stării b conducătorului auto.

Varianta de

depășire

b-A₍t_pr)

b-B,nsr1₍t_pr)

b-C,D,nsr1₍t_pr)

b-A₍t_pr)

b-B,nsr1₍t_pr)

b-C,D,nsr1₍t_pr)

-

-39,59%

-

+10,63%

-45,40%

-9,61%

-

+65,54%

+83,14%

Variația distanţei de siguranţă S₁, la desprinderea din coloană, în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depăşește, în cazul

unui comportament normal al conducătorului auto în situaţiile care

reclamă un pericol iminent (v. relațiile 4.2 și 4.3) este surpinsă în figura

4.9 (la vitezele v_1(A), v_2(A,B,C,D)și v_1(B,C,D)de deplasare ale autovehiculelor,

surprinse între valorile minime și maxime ale acestora) [42].

Distanţa de siguranță S₁, influențată atât de variația timpului de

percepţie-reacţie la frânare al ansamblului conducător-autovehicul 1, cât

și de viteza de deplasare (vitezele v_1(A), v_2(A,B,C,D)și v_1(B,C,D)de deplasare

ale autovehiculelor, sunt surprinse între valorile minime și maxime ale

acestora), crește proporțional cu sporirea vitezei (v. figura 4.9). Pe lângă

influența timpului de percepţie-reacţie la frânare al ansamblului

conducător-autovehicul 1, asupra distanței de siguranță S₁, și viteza de

deplasare a autovehiculelor influențează semnificativ această distanță,

ea variind în funcție de condițiile de deplasare, respectiv varianta de

depășire adoptată (tabelul 4.4) [42].

La vitezele v_1(A)

,

v_2(A,B,C,D)și v_1(B,C,D)de deplasare ale

autovehiculelor, surprinse între valorile minime și maxime ale acestora,

variaţia distanţei de siguranţă S₁(v. relația 4.3), în funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care depăşește şi starea conducătorului auto

(a, b, c, d, e), pentru fiecare din variantele A, B, C și D de depășire, se poate

urmări în figura 4.10. Condiţiile referitoare la vitezele de deplasare ale

autovehiculelor se consideră aceleaşi ca şi în cazul figurii 4.9, iar

semnificaţia notaţiilor din figura 4.10 este aceeaşi ca în figura 4.7 [42].

152

Fig. 4.9. Variaţia distanţei de siguranţă

Fig. 4.10. Variaţia distanţei de siguranţă

la desprinderea din coloană în funcţie de la desprinderea din coloană în funcţie de

viteza de deplasare (v₁) a

autovehiculului care depășește, pe

drumul nsr1, în cazul unui

viteza de deplasare a autovehiculului

care depășește şi starea conducătorului

auto.

comportament normal al

conducătorului auto în situaţiile care

reclamă un pericol iminent (starea b).

Tabelul 4.4. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie de

varianta de depășire și viteza de deplasare (v₁) a autovehiculului care depășește, pe

drumul nsr1, în cazul stării b a conducătorului auto.

Varianta de

depășire

b-A₍v₁

b-B,nsr1₍v₁

b-C,D,nsr1₍v₁

)

b-A₍v₁

b-B,nsr1₍v₁

b-C,D,nsr1₍v₁

-

-41,66%

-

+11,02%

-47,45%

-9,92%

-

)

+71,40%

+90,28%

)

Faţă de situaţiile care reclamă un pericol iminent, în cazul unui

comportament normal al conducătorului auto, distanţa de siguranţă S₁la

desprinderea din coloană în funcţie de viteza de deplasare a

autovehiculului care depăşește şi starea conducătorului auto, variază în

funcţie de varianta de depăşire și starea conducătorului auto, conform

rezultatelor surprinse în tabelul 4.5 (vitezele v_1(A), v_2(A,B,C,D)și v_1(B,C,D)de

deplasare ale autovehiculelor sunt surprinse între valorile minime și

maxime ale acestora) [42].

Variația distanței S_iîn funcție de varianta de depășire, natura și

starea drumului pe care se deplasează autovehiculele și durata

parcurgerii traseului de desprindere din coloană (v. relațiile 4.4…4.6)

este surpinsă în figura 4.11, iar în funcție de viteza v_1iîn figura 4.12 [42].

153

Tabelul 4.5. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie de

viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi starea conducătorului auto,

luând ca bază de comparaţie cazul unui comportament normal al conducătorului auto

în situaţiile care reclamă un pericol iminent, cu deplasare pe

nsr1 (b-A; b-B,nsr1; b-C,D,nsr1).

Varianta de depășire

Starea conducătorului auto și nsr

A

B

C, D

a

c

d

e

nsr1

nsr2

nsr1

-40%

-29,11%

+26,69%

+26,06%

+18,88%

-30,69%

+31,05%

+28,03%

+20,25%

+18,02%

+36,15%

+26,04%

Fig. 4.11. Variaţia distanţei S_i

corespunzătoare etapei inițiale de

depășire în funcţie de durata parcurgerii

traseului de desprindere din coloană şi

natura și starea drumului.

Fig. 4.12. Variaţia distanţei S_i

corespunzătoare etapei inițiale de

depășire în funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care

depășește şi natura și starea drumului.

Rezultate comparative referitoare la distanţele S_ips1și S_ips2(v.

relațiile 4.11...4.14), în funcţie de natura și starea drumului, varianta de

depășire și starea conducătorului auto sunt surprinse în figura 4.13 [42].

În funcție de natura și starea drumului pe care se deplasează

autovehiculele, distanța S_pvariază în funcție de varianta de depășire și

viteza v_1p(v. relațiile 4.7…4.11), conform figurii 4.14 [42].

În funcție de natura și starea drumului pe care se deplasează

autovehiculele, distanța S_rvariază în funcție de varianta de depășire și

durata parcurgerii traseului de revenire pe banda iniţială (v. relațiile

4.15, 4.16), conform figurii 4.15, iar în funcție de viteza v_1p,(1r), conform

figura 4.16 [42].

154

Fig. 4.13. Rezultate comparative

referitoare la distanţele S_ips1și S_ips2

(S_ips1↔ S_ips2), în funcţie de natura și

starea drumului, varianta de depășire și

starea conducătorului auto.

Fig. 4.14. Variaţia distanţei S_p

corespunzătoare etapei deplasării

paralele în funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care

depășește şi natura și starea drumului.

,

Fig. 4.15. Variaţia distanţei S_r

corespunzătoare etapei finale de

depășire în funcţie de durata parcurgerii

traseului de revenire pe banda iniţială şi

natura și starea drumului.

Fig. 4.16. Variaţia distanţei S_r

corespunzătoare etapei finale de

depășire în funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care

depășește şi natura și starea drumului.

Distanţa totală de depășire S_d(figura 4.1) (v. relația 4.17) variază

în funcție de natura și starea drumului pe care se deplasează autovehi-

culele implicate în procesul depășirii, viteza de deplasare a autovehi-

culului care depășește şi varianta de depășire, conform, figura 4.17 [42].

În funcție de natura și starea drumului pe care se deplasează

autovehiculele, distanța S_4,(5)(v. relațiile 4.18…4.20), variază în funcție de

varianta de depășire și durata parcurgerii traseului de revenire pe banda

iniţială conform figurii 4.18), iar în funcție de viteza v_1p,(1r), conform

figurii 4.19 [42].

155

Rezultate comparative referitoare la distanţa de siguranţă la

revenirea în coloană a autovehiculului care efectuează depășirea (v.

relația 4.21), în funcţie de natura și starea drumului, varianta de depășire

și starea conducătorului auto sunt surprinse în figura 4.20 [42].

Fig. 4.17. Variaţia distanţei totale de

depășire S_dîn funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care

depășește şi natura și starea drumului.

Fig. 4.18. Variaţia distanţei de siguranţă

S_{4,(5)-rel.(4.20)}, necesară la revenirea în

coloană, în funcţie de durata parcurgerii

traseului de revenire în coloană.

Fig. 4.19. Variaţia distanţei de siguranţă

S_{4,(5)-rel.(4.20)}, necesară la revenirea în

coloană, în funcţie de viteza de

Fig. 4.20. Rezultate comparative

referitoare la distanţa de siguranţă la

revenirea în coloană a autovehiculului

care efectuează depășirea (S_{4,(5)-rel.(4.20)}

↔ S_{4,(5)-rel.(4.18)}), în funcţie de natura și

starea drumului, varianta de depășire și

starea conducătorului auto.

deplasare a autovehiculului care

depăşește v_1p,(1r)

.

Având în vedere rezultatele comparative referitoare la distanța

S_4,(5), din figura 4.20, se constată că este îndeplinită condiția (4.21). În

consecință, în condițiile luate în studiu pentru procesul depășirii,

autovehiculul 1 poate să revină în siguranță pe banda inițială [42].

156

Rezultatele obținute în lucrarea [8], sunt cu interpretare grafică și

se referă la:

–

variaţia distanţei parcurse de autovehiculul 3 (pe toată durata

procesului de depășire dintre autovehiculul 1 și autovehiculul

2, în timpul în care autovehiculul 1 parcurge distanța de

desprindere din coloană, în timpul în care autovehiculul 1 se

deplasează paralel cu autovehiculul 2, în timpul în care auto-

vehiculul 1 parcurge distanța de revenire pe banda inițială), în

funcţie de durata parcurgerii distanței respective / viteza de

deplasare a autovehiculului 3 şi natura și starea drumului;

variaţia distanţei dintre autovehiculul 1 şi autovehiculul 3, la

momentul desprinderii din coloană a autovehiculului 1, în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului 3 şi natura și

starea drumului;

variaţia distanţei dintre autovehiculul 1 şi autovehiculul 3, la

momentul inițierii revenirii autovehiculului 1 pe banda ini-

țială, în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului 1 / vi-

teza de deplasare a autovehiculului 3 şi natura și starea dru-

mului.

–

Modelul numeric dezvoltat [8, 42, 55] în scopul evaluării

mărimilor cinematice ale procesului depăşirii autovehiculelor, permite

schimbarea datelor de intrare și luarea în considerare a altor condiții de

efectuare a depășirilor. Algoritmul de lucru dezvoltat poate sta la baza

proiectării unor sisteme de asistare la conducere cu scopul asigurării un

suport conducătorului auto în etapele consecutive ale procesului

depăşirii autovehiculelor.

4.2.3. Modelarea reţinerii ocupantului unui

autovehicul de către centura de siguranţă

În lucrarea [40], s-a dezvoltat un model fizico-matematic al unui

ocupant din autovehicul, reținut de centura de siguranță, care permite

analiza mișcării acestuia în timpul accidentului, oferind o imagine de

ansamblu a ceea ce se întâmplă în realitate, în limitele unor erori foarte

reduse. Modelul fizic bidimensional al unui dummy reţinut de centura de

siguranţă, se prezintă în figura 4.21 [22, 40]. Centura de siguranţă este

conectată rigid de corpul b₁(Fig. 4.21). Actuatorul b₂al centurii poate

translata doar pe direcţia z faţă de corpul b₁. Capul (b₄) este legat de

torace (b₃) prin gâtul dummy-ului, astfel încât singurul grad de libertate

pe care îl are este rotirea  în jurul axei y. Un capăt al centurii este

157

conectat de actuatorul b₂, reţinând toracele (b₃) dummy-ului, iar celălalt

capăt este prins în b₁. Centurii i se aplică forţa F de către actuatorul b₂.

Pentru a se folosi mărimi adecvate, s-au utilizat date aferente unui

manechin masculin 50% Hybrid III [7, 22, 40, 41].

Fig. 4.21. Modelul fizic al unui dummy reţinut de o centură de siguranţă.

b₁- prinderea de jos a centurii; b₂- actuatorul centurii; b₃- toracele dummy-ului;

b₄- capul dummy-ului; l₁- lungimea toracelui; l_c- locaţia centrului de greutate a

toracelui raportat la pelvis; l_h- locaţia centrului de greutate a capului faţă de baza

gâtului; RCD (Required Chest Displacement) - deplasarea totală (necesară) a pieptului;

v₀- viteza autovehiculului;  - rotaţia pieptului în jurul axei y;  - rotaţia capului în

jurul axei y; F - forţa aplicată centurii de actuatorul b₂.

Deplasarea orizontală

a centrului de greutate al

corpului b₃se ia ca şi măsură

pentru deplasarea necesară

a pieptului. Pentru o dece-

leraţie maximă a pieptului

de aproximativ 35g, forţa

maximă forţa aplicată cen-

turii este de circa 6 kN.

Pentru t=0 ms şi până la

t=35 ms, acceleraţia presu-

pusă a pieptului nu este

precisă,

ea

fluctuând

în

limite mai mari decât cea

Fig. 4.22. Timpii de decelerare ai pieptului în

modelul ideal.

158

adevărată. Acest lucru se poate explica asemănător fenomenului de

compresie din toracele dummy-ului. Pentru t>35 ms, acceleraţia

pieptului corespunde cu cea reală [22, 40]. Riscul vătămării pieptului

este dominant influenţat de forţa aplicată centurii. Riscul rănirii la cap

este influenţat de elasticitatea centurii, viteza de impact şi/sau folosirea

unui sistem de reţinere suplimentar cu airbag. Deplasarea totală a

pasagerului (_p) poate fi stabilită în modelul ideal (Fig. 4.22) [7, 40] prin

descrierea performanţelor sistemului de reţinere în funcţie de

caracteristicile acestuia.

Deplasarea totală a pasagerului reprezintă suma distanţelor

parcurse de acesta, între prima faza de începere a deplasării (când viteza

este constantă) şi faza acceleraţiei constante [7, 40]:

2

3

δ_p≅ v₀⋅ (t_e+ ^a^pmax) +

∙ (v₀− ^a^pmax) − ^a^pmax, [m],

(4.30)

1

2

p

α

p

2⋅a

α

p

2⋅α

pmax

sau

v

0

δ_p≅ v₀⋅ (t_e+

), [m],

(4.31)

2⋅a

pmax

în care: t_eeste momentul de începere a deplasării pasagerului (0,035s),

corespunzător întârzierilor până la activarea forţei din centură (t_et_OA);

v₀- viteza autovehiculului, în m/s (v₀=v_A); a_pmax- deceleraţia maximă a

pieptului pasagerului, în funcţie de g (acceleraţia gravitaţională); la baza

prevenirii vătămării toracelui, criteriul vătămării general acceptat este

sugerat ca o valoare limită a acceleraţiei pieptului egală cu 60g (pe

durata a 3 ms) şi deflecţia pieptului de 0,075 m [7, 22, 40]; α_p- rata de

creştere a deceleraţiei (1000 g/s) (Fig. 4.22).

Ţinând seama de fazele mişcării pasagerului în timpul reţinerii

(Fig. 4.22), deplasarea acestuia poate fi exprimată astfel [7, 40]:

−

la viteză constantă,corespunzătoare duratei t_OA,

v +v

0

A

δ_p1= t_OA

⋅

= t_OA⋅ v₀, [m];

(4.32)

2

−

la creşterea constantă a deceleraţiei până la valoarea maximă,

corespunzătoare duratei: t_AB= t_OB− t_OA= a_p/α_p,

2

a

v

A

+v

p

δ_p2= t_AB

⋅

^Bsau δ_p2

=

⋅ (v_A−

), [m];

2⋅α

p

(4.33)

2

α

p

−

la deceleraţie constantă, corespunzătoare duratei:

t_BC= t_OC− t_OB= v_B/a_pmax,

2

v

B

+v

1

δ_p3= t_BC

⋅

^Csau δ_p3

=

∙ (v₀− ^a^pmax) , [m].

(4.34)

2

2⋅a

α

p

pmax

Vitezele, corespunzătoare punctelor A, B, C din figura 4.22, sunt

date de relaţiile:

159

v_A= v₀

{v_B= v_A− (α_p⋅ t_AB) ⋅ t_AB= v₀− α_p⋅ t²_AB, [m/s].

v_C= 0

(4.35)

Momentul de început al impactului se consideră t₀=0 s (începutul

coliziunii, punctul O - figura 4.22). Timpul de lucru al centurii t₁=0,026 s

este cel corespunzător primei faze a impactului (faza de zbor liber) şi

durează până când centura începe să strângă ocupantul din autovehicul

[40]. În timpul acestei faze ocupantul se mişcă înainte şi este reţinut

numai de forţa produsă de frecarea cu scaunul. După această fază,

ocupantul din autovehicul decelerează şi determină sistemul de reţinere

să aplice forţa în centură. De la timpul t₁ocupantul este reţinut numai de

centura de siguranţă, iar de la 0,035-0,04 s [7, 22, 40] airbagul intră în

funcţiune, preluând o parte din acceleraţia ocupantului (strângerea

oferită de centură poate avea valori uşor mai mici pentru a nu vătăma

toracele şi/sau zona abdominală). Perioada de la 0,04 s la 0,85 s

reprezintă momentele în care deflecţia pieptului are valorile cele mai

îngrijorătoare, chiar dacă forţa în centură este de valoare redusă. În

aceste condiţii este indicat ca acceleraţia pieptului să fie absorbită prin

reţinerea centurii de siguranţă, iar deflecţia acestuia să fie preluată de

sistemul airbag [40].

Matematic, condiţia de compatibilitate la impact, impune ca [40]:

(_v+_p/v)>_p, în care _p/veste deplasarea ocupantului cu privire la

compartimentul din interiorul autovehiculului, şi nu trebuie să

depăşească distanţa disponibilă (D=0,457 m) [7, 40] necesară prevenirii

impactului secundar cu elementele componente din interior (_p/v<D). În

acest sens, rezultă că: _v>(_p–D). Mărimea (_p–D) indică distanţa minimă

necesară pentru a satisface compatibilitatea dintre caracteristicile

structurale şi de reţinere, astfel încât să nu se producă vătămări în cazul

unei coliziuni [40].

La diferite deceleraţii maxime ale pieptului pasagerului

(35g/30g/25g), rezultă valori ale forţei maxime de strângere aplicată

centurii de siguranţă, de circa 6/5/4 kN. Se constată (Fig. 4.23) [40] că la

forţe mai reduse de strângere a centurii de siguranţă, este necesară o

deplasare totală mai mare a pasagerului, odată cu creşterea vitezei de

impact.

Variaţia distanţei minime necesare (_v) pentru a satisface

compatibilitatea dintre caracteristicile structurale şi de reţinere, astfel

încât să nu se producă vătămări în cazul unei coliziuni, în funcţie de

viteza de impact a autovehiculului, este prezentată în figura 4.24 [40].

160

Fig. 4.23. Deplasarea totală a pasagerului

(_p) în funcţie de viteza autovehiculului în funcţie de viteza autovehiculului (v₀), la

Fig. 4.24. Distanţa minimă necesară (_v)

(v₀), la diferite forţe maxime de strângere

diferite forţe maxime de strângere ale

ale centurii de siguranţă (F_c_max).

centurii de siguranţă (F_c_max).

În figura 4.24 este surprin-

să variaţia deplasării pasagerului

(_p1) în funcţie de timp (intervalul

t_OA), la diferite viteze de impact.

Din figura 4.25 [40], este evident

că un sistem de fixare mai eficient

necesită mai puţin timp t_e, redu-

când astfel distanţa de deplasare a

pieptului pasagerului. De exem-

plu, la un timp t_ede 35 ms, distanţa

de deplasare a pieptului pasage-

rului în această perioadă de timp

este de 0,486 m, 0,583 m şi

Fig. 4.25. Deplasarea pasagerului în

funcţie de timp, la diferite viteze de

impact.

0,681 m pentru viteze de impact de 50 km/h, 60 km/h şi 70 km/h [40].

Deplasarea pasagerului la creşterea constantă a deceleraţiei până

la valoarea maximă, însumată cu deplasarea pasagerului la deceleraţie

constantă, la diferite viteze de impact, este surprinsă grafic în figura 4.26

[40].

Matematic, din punctul de vedere al compatibilităţii dintre

caracteristicile structurale şi de reţinere ale autovehiculelor, se impune

ca RCD=(_v+_p/v) [7, 40]. RCD se obține conform relației [7, 40]:

RCD = δ_p1+ δ_p2+ δ_p3, [m].

(4.36)

Deplasarea totală (necesară) a pieptului ocupantului (Fig. 4.27)

[40] este influenţată atât de creşterea vitezei autovehiculului, cât şi de

creşterea deceleraţiei pieptului. Majoritatea autovehiculelor sunt dotate

161

cu airbag, care sunt setate să acţioneze la viteze de impact mai mari de

50 km/h. La viteze mai mici de 50 km/h airbag-ul poate să influenţeze

negativ asupra pasagerilor [40].

Fig. 4.26. Deplasarea pasagerului în funcţie de deceleraţia pieptului, la diferite viteze

de impact.

Fig. 4.27. Variaţia RCD, _p1, _p2şi _p3în funcţie de viteza de impact a autovehiculului.

Modelul numeric dezvoltat permite schimbarea datelor de intrare

și luarea în considerare a altor condiții de impact și permite utilizatorului

obţinerea rezultatelor urmărite, cu interpretări grafice.

162

PLANURI DE EVOLUŢIE ŞI

DEZVOLTARE A CARIEREI

5. Perspective de continuare a activității

științifice universitare și publicistică

5.1. Considerații generale

Preocupările referitoare la cercetările științifice din domeniul

dinamicii autovehiculelor, reconstituirii accidentelor rutiere, dezvoltării

sistemelor de siguranță ale autovehiculelor și identificării/utilizării

surselor alternative de energie pentru propulsarea autovehiculelor și

protejarea mediului, se regăsesc în prioritățile mele de continuare și

dezvoltare a carierei academice, ştiinţifice şi profesionale. Pentru asta,

referitor la cercetarea științifică, o preocupare de bază este de a

identifica posibilitatea extinderii colaborării cu specialiști/cercetători și

de la alte universități din țară și/sau din străinătate, care să faciliteze

inclusiv efectuarea de stagii de schimb de experiență la universități din

țară și de peste hotare. Rezultatele cercetărilor se dorește să fie

diseminate/publicate în reviste științifice de prestigiu și la manifestări

științifice din țară și străinătate. Cu privire la la tendințele naționale și

internaționale de evoluție a cercetărilor științifice, se dorește

conectarea continuă la acestea.

Referitor la disciplinele specifice programelor de studii la care

sunt implicat și cerinţele impuse formării unor specialişti în domeniul

ingineriei mecanice/autovehiculelor/transporturilor, se menţionează

adaptarea tematicii cursurilor predate, în conformitate cu cerinţele

privind cunoştinţele şi abilităţile necesare unor specialiști în domeniile

respective. Se are în vedere actualizarea continuă a conținutului

cursurilor și adaptarea activităților aplicative la cerințele actuale pentru

formarea de specialiști apți să răspundă comenzilor sociale din

domeniul de pregătire și care să contribuie la mărirea şi diversificarea

activităţilor din domeniu. Pentru asta, există o preocupare continuă

legată de îmbunătăţirea metodelor de predare-învăţare, principala

responsabilitate în acest sens fiind utilizarea și dezvoltarea în

continuare a unor metode de predare/învăţare care să fie centrate pe

student. Prin activitățile întreprinse cu studenții se dorește atragerea

163

acestora spre preocupări legate de cercetare științifică, astfel încât

aceștia să dobândească abilități pentru cercetări independende.

5.2. Perspective de continuare și dezvoltare a

carierei academice, ştiinţifice şi profesionale

Continuarea și dezvoltarea carierei academice, ştiinţifice şi

profesionale urmărește neîncetat să fie în concordanţă cu obiectivele de

dezvoltare ale Departamentului Autovehicule Rutiere și Transporturi

din cadrul Facultăţii de Autovehicule Rutiere, Mecatronică și Mecanică a

Universității Tehnice din Cluj-Napoca, în care îmi desfăşor activitatea.

Astfel, dintre aspectele care se au în vedere, se menționează: extinderea

cunoștințelor de specialitate; modernizarea cursurilor și activităţilor

practice, precum şi învăţarea asistată, coordonată şi dirijată;

dezvoltarea abilităților și a tehnicilor de predare în cadrul domeniilor

de competență actuale și de perspectivă; accentuarea caracterului

practic al activităţilor de laborator, aplicaţiilor, proiectelor de an,

proiectelor de diplomă şi lucrărilor de disertaţie; încurajarea

participării

studenţilor

la

competiţii

locale,

naţionale

şi/sau

internaţionale cu caracter ştiinţific; lărgirea şi consolidarea relaţiilor

profesionale cu personalități științifice din universităţi de prestigiu din

țară și străinătate; susținerea și promovarea cercetării științifice multi-,

inter- și trans-disciplinare în scopul integrării în proiecte complexe de

cercetare la nivel universitar, național și internațional; accesarea

programelor naționale și internaționale de cercetare; colaborarea cu

structuri de cercetare din țară și străinătate; generarea de cunoaştere

relevantă prin cercetare, inovare şi creaţie, urmărind rezultate care să

aducă prestigiu şi vizibilitate şi care să fie totodată transferabile în

produse, tehnologii și soluţii; colaborarea cu mediul economico-social

prin extinderea și aplicarea rezultatelor cercetării în cadrul diferitelor

organizații economice; dezvoltarea de activități de cercetare științifică

atât la nivel individual cât și în cadrul unor grupuri de cercetători;

identificarea posibilităților de brevetare a rezultatelor cercetării

ştiinţifice; integrarea studenților, masteranzilor și doctoranzilor în

cercetare în scopul dezvoltării resursei umane; participarea la

manifestări științifice naționale și internaționale de prestigiu și la

târguri de inventică; creșterea calității publicațiilor științifice;

valorificarea rezultatelor cercetărilor întreprinse prin publicarea

acestora în reviste internaționale de prestigiu, cotate ISI și/sau indexate

164

BDI; implicarea activă și susținută în dezvoltarea și menținerea unei

atmosfere de muncă bazată pe colaborare, onestitate şi comunicare

deschisă; perfecționare continuă și performanţă pe durata întregii

cariere; asumarea responsabilității pentru contribuţia la bunul mers al

activităţii în instituţie; implicare activă în dezvoltarea și consolidarea

relaţiilor de muncă şi de convieţuire cu membrii comunităţii

universitare, susținând valori cum ar fi: cunoaşterea şi respectul reci-

proc, respectul pentru regulile de bună conduită în comunitate precum

şi solidaritatea şi colegialitatea academică.

Susținerea calității activităților din departament:

− pregătire continuă și constantă cu privire la evaluarea periodică

ARACIS pentru programele de studii universitare de licenţă și

masterat, coordonate de DART;

− preocupare continuă și constantă pentru dezvoltarea departamentului

ART;

− implicare în analiza și actualizarea planurilor de învǎţǎmânt la

specializǎrile de licenţǎ şi masterat coordonate de DART;

− actualizarea continuă disciplinelor predate;

− elaborarea unor teme de proiecte de diplomă / lucrări de disertație cu

caracter aplicativ, în urma cărora să rezulte inclusiv dezvoltarea de noi

standuri de laborator;

− realizarea unei platforme online, cu materiale în domeniul dinamicii

autovehiculelor, reconstituirii accidentelor rutiere şi dezvoltării

sistemelor de siguranță ale autovehiculelor;

− optimizarea utilizării spaţiilor, în concordanţă cu specificul activităţilor

şi cu formaţiile de studiu;

− modernizarea procesului didactic prin utilizarea unor tehnologii

educaţionale adaptate la cerinţele actuale ale pregătirii inginerești

(învățare pe bază de proiecte, învăţare prin rezolvare de probleme,

învăţare în echipă etc.);

− planificarea judicioasă a activităţilor didactice și derularea acestora în

conformitate cerințele în formarea viitorilor specialiști;

− analiza continuă a rezultatelor în urma sesiunilor de examene în

scopul de a determina măsura în care studenții au atins competenţele

profesionale şi transversale ale programului de studii în care se

pregătesc, identificării eventualelor dificultăți în învățare ale acestora

ori de adaptare a lor la cerinţele vieţii universitare și găsirii de soluții

viabile pentru a optimiza relaţia acestora cu mediul academic;

165

− pregătirea continuă a studenților de la specializările la care sunt

implicat, pentru participarea acestora la concursuri studențești locale,

naționale și internaționale, dar și atragerea studenților de alte

specializări în asemenea activități;

− sprijinirea şi angrenarea cât mai largă a studenţilor şi doctoranzilor în

activitatea de cercetare şi participarea lor în activitatea publicistică;

− participare continuă la modernizarea spaţiilor de învăţământ din

cadrul DART, urmărind dezvoltarea bazei materiale, în concordanţă cu

necesitățile procesului didactic, dar și pe baza priorităților de

cercetare;

− preocupare continuă și constantă în modernizarea laboratoarelor,

respectiv a echipamentelor, aparaturii şi menţinerea lor în stare

funcţionare;

− preocupare constantă cu privire la crearea unui climat în care oamenii

să se poată dezvolta la capacitatea maximă - resursa umană

(personalul academic, auxiliar, didactic şi nedidactic), de cea mai bună

calitate, reprezentând bunul cel mai de preţ al departamen-

tului/facultătii/universităţii.

Susținerea activității profesionale și extracuriculare ale

studenților:

− elaborarea și actualizarea continuă a suporturilor de curs și

îndrumătoarelor de laborator, respectiv a

procedurilor de lucru

necesare activităților didactice și de cercetare în concordanță cu

cerințele ARACIS, respectiv cerințele angajatorilor de pe piața muncii;

− atragerea studenților la cercul științific studențesc în domeniul

dinamicii autovehiculelor;

− încurajarea participării studenților la concursurile studențești și

afirmării acestora.

Dezvoltarea colaborării cu mediul academic și socio-economic:

− întărirea relațiilor de colaborare cu mediul științific național:

Universitatea “Transilvania” din Braşov; Universitatea din Piteşti;

Universitatea Politehnica din Timișoara; Universitatea din Oradea;

Universitatea din Craiova; Universitatea “Dunărea de Jos” din Galați;

Academia Tehnică Militară „Ferdinand I” din București; Universitatea

Politehnica din București; Universitatea “Ovidius” din Constanţa;

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași etc.

− extinderea colaborării cu diferite societăți comerciale din domeniul

166

dinamicii

autovehiculelor,

reconstituirii

accidentelor

rutiere,

dezvoltării sistemelor de siguranță ale autovehiculelor și surselor

alternative pentru propulsarea autovehiculelor și protejarea mediului,

pentru încheierea convențiilor de practică şi efectuarea practicii

studenților de la specializările coordonate de Departamentul ART,

vizite de studii etc.

Creșterea vizibilității producției științifice:

− publicarea rezultatelor cercetării științifice în reviste cu vizibilitate

largă și apreciată de comunitatea științifică, atrăgând citări ale

lucrărilor publicate;

− citări ale lucrărilor proprii, în lucrări ale altor autori publicate în

reviste cotate ISI, în reviste științifice indexate BDI, în volumele unor

conferinţe ISI Proceedings, în cărţi, în teze de doctorat etc.

Direcții viitoare de dezvoltare în problematica abordată:

− identificarea continuă a unor noi posibilități de dezvoltare, prin

cercetare

științifică,

a

domeniului

dinamicii

autovehiculelor,

reconstituirii accidentelor rutiere, dezvoltării sistemelor de siguranță

ale autovehiculelor și surselor alternative de energie pentru

propulsarea autovehiculelor și protejarea mediului;

− dezvoltarea continuă a cercetărilor privind:

 posibilitățile de îmbunătățire a performanțelor dinamice ale

autovehiculelor (clasice, hibride, electrice),

 identificarea adecvată a strategiei de studiu a elementelor avansate de

dinamica autovehiculelor în funcție de condițiile de exploatare ale

autovehiculelor, respectiv a condițiilor și calităților de autopropulsare

ale acestora;

 elaborarea de soluții tehnice și metodologii avansate de studiu în

domeniul dinamicii autovehiculelor;

 selectarea unor principii, metode și procedee avansate de cercetare în

scopul rezolvării unor probleme specifice elementelor avansate de

dinamica autovehiculelor;

 aplicarea de concepte, metodologii, teorii și practici de lucru în vederea

exploatării raționale a autovehiculelor din punctul de vedere al dinamicii

acestora;

 formularea de ipoteze și operaționalizarea conceptelor avansate pentru

explicarea

și

interpretarea

proceselor

din

cadrul

dinamicii

autovehiculelor;

 utilizarea unor soft-uri specifice de modelare și simulare, metode

inovative de experimentare, principii și proceduri de calitate specifice

elementelor avansate de dinamica autovehiculelor;

167

 analiza comparativă a datelor și evaluarea lor pe baza teoriilor, criteriilor

și metodelor avansate utilizate în cercetarea aplicativă, a elementelor

avansate de dinamica autovehiculelor;

 utilizarea unor criterii, metode de evaluare, concepte, teorii, date

experimentale și programe în proiectarea temelor specifice elementelor

avansate de dinamica autovehiculelor;

 proiectarea proceselor dinamice pentru elementele avansate în

domeniul dinamicii autovehiculelor, utilizând principii și metode

moderne etc.

 posibilitățile de implementare a noi modele fizico-matematice

în analiza și recontrucția accidentelor rutiere,

 dezvoltarea continuă a modelelor fizico-matematice din domeniul

accidentelor de circulație rutieră;

 dezvoltarea și implementarea strategiilor de studiu

a

dinamicii

accidentelor de circulație rutieră în funcție de condițiile de mediu și de

comportamentul participanților la trafic;

 elaborarea de soluții tehnice și metodologii noi de studiu în domeniul

dinamicii accidentelor de circulație rutieră;

 identificarea posibilităților de monitorizare

a

comportamentului

cinematic și dinamic al participanților la traficul rutier, utilizând metode

statistice și probabilistice etc.;

 identificarea de noi sisteme de siguranță ale autovehiculelor;

 dezvoltarea modelelor de lucru specifice sistemelor avansate pentru

siguranța autovehiculelor în sistemul circulației rutiere;

 elaborarea de soluții tehnice și metodologii avansate de studiu cu privire

la sistemele avansate pentru siguranța autovehiculelor în sistemul

circulației rutiere;

 dezvoltarea metodologiilor și practicilor utilizate în studiul sistemelor

avansate pentru siguranța autovehiculelor în transporturi rutiere;

 identificarea și selectarea unor tehnici și metode avansate în evaluarea

performanțelor sistemelor avansate pentru siguranța autovehiculelor,

respectiv a posibilităţilor de sporire a siguranţei rutiere;

 dezvoltatea unor criterii și metode avansate de evaluare a conceptelor,

teoriilor și programelor de studiu a sistemelor avansate pentru siguranța

autovehiculelor în sistemul circulației rutiere;

 proiectarea proceselor fizice din cadrul sistemelelor avansate pentru

siguranța autovehiculelor în sistemul circulației rutiere, utilizând

principii și metode moderne;

 dezvoltarea modelelor de dependență multifactorială în sistemul

circulației rutiere etc.;

 utilizarea biocombustibililor pentru MAI,

 participarea în colective de cercetare multidisciplinară cu privire la

identificarea de noi combustibili ecologici pentru MAI și evaluarea

proprietăților acestora;

 identificarea posibilităților de evaluare comparativă a performanțelor

dinamice ale autovehiculelor din clase diferite a căror motor este

alimentat cu noi combustibili;

168

 participarea constantă la acţiunile naționale și internaţionale menite să

evalueze şi să contribuie la conştientizarea impactului transporturilor

rutiere asupra mediului înconjurător, prin utilizarea de noi combustibili

în alimentarea MAI etc.;

 identificării și utilizării surselor alternative de energie pentru

propulsarea autovehiculelor și protejarea mediului,

 evaluarea beneficiilor înlocuirii autovehiculelor clasice cu autovehicule

electrice și impactul acestei schimbări asupra mediului înconjurător;

 evaluarea comparativă a influenței condițiilor atmosferice (de ex.:

temperatură, umiditate etc.) asupra consumurilor de energie ale

autovehiculelor care utilizează surse alternative pentru propulsare;

 evaluarea datelor cu privire la cantitatea de energie recuperată prin

frânarea regenerativă ale autovehiculelor care utilizează surse alternative

pentru propulsare;

 studiul performanțelor energetice și dinamice ale autovehiculelor care

utilizează surse alternative pentru propulsare;

 identificarea posibilităților de evaluarea a bilanţului de pe întreaga

durată de exploatare a autovehiculelor propulsate cu surse alternative

de energie;

 evaluarea reducerii emisiilor de gaze cu efect de seră prin înlocuirea

autovehiculelor clasice cu autovehicule propulsate cu surse alternative

de energie, ținând cont de amprenta lor ecologică;

 evaluarea reducerii impactului negativ asupra mediului/socieții/econo-

miei prin înlocuirea autovehiculelor clasice cu autovehicule propulsate

cu surse de alternative de energie etc.;

− accesarea unor proiecte pentru dotări de laboratoare, în vederea

modernizării continue a Laboratorului de telematică rutieră și

dinamica auto.

Obiective pe termen mediu şi lung:

− participarea la competiţii naţionale şi internaţionale, inclusiv în

parteneriat cu universităţi sau institute de cercetare naţionale sau

din străinătate, în vederea accesării de fonduri dedicate cercetării

științifice;

− dezvoltarea continuă și consecventă a abilităților de comunicare;

− aplicarea tehnicilor de relaționare și muncă eficientă în echipă;

− respectarea principiilor, normelor și valorilor codului de etică

profesională prin abordarea unei strategii de muncă riguroase,

eficientă și responsabile în rezolvarea problemelor și luarea

deciziilor;

− implicarea activă și constantă în buna desfășurare a prosesului de

învățământ universitar;

− actualizarea permanentă a cunoștințelor din domeniul de interes;

169

− dezvoltarea activităților, astfel încât la baza lor să stea un set de

valori, cum ar fi: spiritul de echipă, respectul, comunicarea,

echilibrul, deschiderea etc.;

− continuarea cercetărilor în domeniul dinamicii autovehiculelor,

reconstituirii accidentelor rutiere, dezvoltării sistemelor de

siguranță ale autovehiculelor și identificării/utilizării surselor

alternative de energie pentru propulsarea autovehiculelor și

protejarea mediului;

− diseminarea rezultatelor cercetărilor viitoare prin publicarea

acestora în reviste indexate ISI;

− continuarea dezvoltării și modernizării bazei materiale a

departamentului ART;

− dezvoltarea colaborării cu parteneri din mediul academic și

mediul socio-economic prin activități de cercetare și consultanță;

− identificarea posibilităților de atragere de fonduri europene

pentru realizarea unor produse noi şi inovative, în domeniul

dinamicii autovehiculelor, reconstituirii accidentelor rutiere şi

dezvoltării sistemelor de siguranță ale autovehiculelor;

− susținerea continuă a dezvoltării resursei umane, prin transferul

de cunoștințe care să conducă la dezvoltarea competențelor

necesare viitorilor specialiști din domeniu;

− dezvoltarea carierei universitare, prin implicarea continuă în

propunerea și efectuarea unor programe de cercetare științifică,

care să sprijine în continuare menținerea Departamentului ART în

rețele de cercetare recunoscute la nivel național și internațional

(Bosch România, Porsche Engineering România, Institutul de

Cercetări pentru Instrumentaţie Analitică - ICIA - Filiala Cluj-

Napoca,

AVL

etc.),

respectiv

să

sprijine

în

continuare

recunoașterea potențialului uman și logistic în cercetare de care

dispune DART, care se bucură în prezent de o recunoaștere

excelentă (coordonarea achiziționării autobuzelor electrice,

comitete științifice ale conferințelor/congreselor, comisii de

doctorat, comitete editoriale și reviewers la reviste științifice de

prestigiu etc.) și nu în ultimul rând, creșterea vizibilității,

implicării tinerilor etc.

170

5.3. Concluzii

Având în vedere că tentința actuală în rândul specialiștilor, la

nivel național și internațional, este de a găsi soluții cu privire la

îmbunătățirea siguranței autovehiculelor în sistemul circulației rutiere,

se consideră că prin cunoașterea și îmbunătățirea comportamentului

dinamic al autovehiculelor se poate atinge un astfel de deziderat. În

consecință, extinderea cercetărilor referitoare la identificarea continuă

a posibilităților și limitelor de evaluare a performanțelor dinamice ale

autovehiculelor (clasice, hibride, electrice), deplasării lor în siguranță și

evaluării parametrilor de influență, este prioritară în preocupările mele

actuale și viitoare. În acest sens, se are în vedere și extinderea

cercetărilor referitoare la corelaţia om-autovehicul-mediu, respectiv a

interdependenței acestora, asupra performanţelor dinamice ale

autovehiculelor și deplasării lor în siguranță.

În zilele noastre, accidentele de circulație rutieră constituie o

amenințare majoră asupra participanților la traficul rutier. Dramele și

daunele materiale produse datorită accidentelor de circulație rutieră au

un enorm impact socio-economic și asupra sănătății celor implicaţi,

respectiv asupra familiilor şi comunităților din care fac parte, pierderile

fiind uriașe în acest sens. Foarte multe dintre cazurile de accidente

rutiere necesită reconstituirea etapelor consecutive ale desfăşurării lor,

pentru a identifica cauzele care au contribuit la producerea acestora,

influenţa diferiţilor factori implicaţi (umani, tehnici care ţin de

autovehicul, rutieri care țin de drum) şi nu în ultimul rând, identificarea

manevrelor care se puteau efectua în scopul evitării lor. În acest

context, analiza dinamicii accidentelor de circulaţie rutieră este o

activitate importantă și deosebit de actuală [55].

Analiza

siguranței

autovehiculelor

și

a

securității

în

transporturile rutiere este, de asemenea, o activitate prioritară, care

țintește identificarea asigurării continue a unui grad sporit de

securitate autovehiculelor și mai ales ocupanților acestora, și în general

participanților la traficul rutier (pietonilor, bicicliștilor etc.). Se

consideră ca introducerea sistemelor moderne de siguranță în

construcția autovehiculelor și a programelor de educație rutieră a

tuturor

participanților

la

trafic,

chiar

cu

eforturi

financiare

considerabile pentru România, va asigura efecte importante în viitor

atât pentru viața economică cât și pentru cea socială și nu în ultimul

rând, se pot aminti [41] efectele reducerii numărului de decese și răniri

cauzate de accidentele rutiere (reducerea pierderilor de vieți, în care

171

statul a investit de-a lungul timpului sume importante, reducerea

costului recuperării accidentaților etc.).

Prin continuarea cercetărilor referitoare la utilizarea biocombustibi-

lilor pentru MAI, se urmărește constant identificarea unor asemenea surse

de alimentare a MAI și îmbunătățirea parametrilor de performanță ai

motoarelor, respectiv ai autovehiculelor și nu în ultimul rând sporirea

gradului de protejare a mediului.

Cercetările referitoare la identificarea și utilizarea surselor

alternative de energie pentru propulsarea autovehiculelor și protejarea

mediului urmăresc în principal evaluarea impactului inlocuirii

autovehiculelor propulsate clasic cu autovehicule propulsate electric,

atât din punct de vedere economic, cât și social și de mediu, dar și din

punctul de vedere al performanțelor energetice și dinamice ale

acestora.

172

6. Concluzii finale

Având în vedere că sistemele de siguranță a autovehiculelor s-au

dezvoltat datorită identificării și înțelegerii fenomenelor dinamice care

au loc în timpul deplasării autovehiculelor, se poate menționa că studiul

dinamicii autovehiculelor și analiza siguranței autovehiculelor și a secu-

rității în transporturile rutiere este o activitate extrem de importantă și

deosebit de actuală, alături de investigarea accidentelor de circulație

rutieră, pentru dezvoltarea de contramăsuri. De altfel, transportul rutier

este considerat un factor dinamic şi determinant asupra evoluţiei econo-

mice şi de influenţare şi optimizare a activităţii umane, și care se numără

printre principalele mijloace tehnice de amplificare şi accelerare a comu-

nicării interumane, de comprimare a distanţelor şi timpului, între starea

iniţială şi starea finală a unei activităţi.

Dezvoltarea continuă a metodelor experimentale, de modelare

numerică și simulare computerizată, pentru cercetarea dinamicii

autovehiculelor și a accidentelor de circulație rutieră, respectiv pentru

identificarea posibilităților de sporire a siguranței autovehiculelor în

transporturi rutiere, se regăsește în preocupările prioritare ale activității

științifice, reflectată prin rezultatele obținute în acest sens și publi-

cate/diseminate în diferite reviste de specialitate și manifestări știin-

țifice naționale și internaționale. De exemplu, ținând seama de faptul că

accidentele de circulaţie rutieră sunt foarte diversificate ca tip şi parti-

cularităţi, lucrările publicate s-au dorit a fi un suport în soluţionarea

reconstituirii etapelor principale din cadrul producerii acestora, prin

adaptarea şi dezvoltarea algoritmilor de lucru surprinşi în fiecare din

tematicile abordate, respectiv prin utilizarea/dezvoltarea modelelor de

calcul numeric, bazate pe modele fizice care caracterizează tipul de

impact, putând identifica și influenţa reciprocă a parametrilor care

intervin în diferite situaţii de accident rutier. În același context, se poate

menționa importanța studiilor și publicațiilor, cu specific în dinamica

autovehiculelor și în siguranța autovehiculelor.

Metodele experimentale abordate redau situaţiile frecvent întâl-

nite în traficul rutier şi comportamentul autovehiculelor în exploatare. În

cadrul determinărilor experimentale, valorile parametrilor variaţi s-au

ales astfel încât să caracterizeze cazuri reale, frecvent întâlnite, de ex-

ploatare a autovehiculelor în procesul rulării lor, ținând seama de factorii

care influențează deplasarea acestora.

173

Modelarea numerică și simularea computerizată sunt metode

eficiente și necostisitoare de cercetare a efectului variațiilor parame-

trilor de influență asupra proceselor dinamice ale autovehiculelor în

timpul deplasării lor. Modelele numerice dezvoltate pot servi la

proiectarea optimă a autovehiculelor, putând fi integrate în programe de

modelare și simulare etc. Softurile specializate permit realizarea unor

modelări/simulări în mod eficient și fără costuri, iar prezentarea grafică

a rezultatelor creează o imagine clară asupra rezultatelor obținute.

Simulările computerizate permit observarea și înregistrarea simultană a

mai multor parametri urmăriți, precum și posibilitatea de modificare a

condițiilor de efectuare a simulării (modificarea condițiilor de mediu,

schimbarea parametrilor constructivi ai autovehiculului, alegerea

procedurii de testare, interpretare simultană a mai multor rezultate sub

formă grafică, exportarea datelor pentru prelucrări ulterioare etc.). Prin

simulare computerizată se pot evalua anumiți parametri dinamici ai

autovehiculelor care ar fi greu de determinat experimental sau ar

necesita aparatură complexă de specialitate. Simularea computerizată

permite modificarea unui număr mare de parametri în vederea unei

bune asocieri a fenomenului real de exploatare a autovehiculelor și

furnizează rezultate care, prin modul lor de variaţie, pot fi atribuite

comportamentului dinamic real al acestora, făcând posibil studiul asupra

comportamentului autovehiculelor, în diferite situaţii de exploatare, cu

costuri reduse, simularea fiind esenţială în cazul autovehiculelor aflate în

stadiul de proiect, dar şi pentru cele existente, în vederea posibilităţilor

de optimizare ale performanţelor acestora. Astfel, este necesar ca

programele de simulare să aibă la bază modele matematice cât mai

complexe, iar rezultatele simulărilor să indice cât mai precis compor-

tamentul real al autovehiculelor.

Utilizarea analizei computerizate, prin avantajele pe care le oferă

(modelarea diferitelor condiţii de lucru, luarea simultană în considerare

a cât mai multor factori de influență, reducerea timpilor de lucru,

aplicabilitatea largă în domeniile de interes etc.) devine un instrument

util şi necesar specialiştilor care îşi desfăşoară activitatea în cadrul

dinamicii autovehiculelor, reconstituirii accidentelor rutiere şi dezvol-

tării sistemelor de siguranță ale autovehiculelor, putând fi un instrument

de încredere utilizat de către specialişti.

174

REFERINŢE

[1]

Ahlstrom, V.; Longo, K., Human Factors Design Standard (HF-STD-001). Atlantic

City International Airport, NJ: Federal Aviation Administration William J.

Hughes Technical Center, 2003 (amended/updated 2009), http://hf.tc.faa.gov/

hfds/download-hfds/.

[2]

[3]

Andreescu, C., Dinamica autovehiculelor pe roţi, Vol. 1. Bucureşti, Editura

Politehnica Press, 2010.

Barabás, I.; Todoruţ, A., Chassis Dynamometer and Road Test Performances of

Biodiesel-Diesel Fuel-Bioethanol Blend. În: SAE2010, Powertrains Fuels &

Lubricants Meeting, October 25, 2010, doi: 10.4271/2010-01-2139.

Batista, M., A Simple Throw Model for Frontal Vehicle-Pedestrian Collisions.

Promet - Traffic&Transportation, Vol. 20, 2008, No. 6, 357-368, http://www.

fpz.unizg.hr/traffic/index.php/PROMTT/article/viewFile/1020/867.

Bogdanović, L.; Batista, M., The Throw Model for Vehicle/Pedestrian Collisions

including Road Gradient. Proceedings, 8^thInternational Conference on Traffic

Science (ICTS 2004), Nova Gorica, Slovenija, 11.-12. November 2004, http://s3.

amazonaws.com/zanran_storage/www.fpp.edu/ContentPages/43384709.pdf.

Brach, Raymond M.; Brach, R. Matthew, Vehicle Accident Analysis and

Reconstruction Methods, Second Edition. Warrendale, SAE International, 2011.

Chou, C.C., Fundamental Principles for Vehicle / Occupant System Analysis.

http://www.autosteel.org/AM/Template.cfm?Section=Safety_Book&TEMPLAT

E=/CM/ContentDisplay.cfm&CONTENTID=28390.

[4]

[5]

[6]

[7]

[8]

Cordoș, N.; Todoruţ, A.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, The study of the overtaking

process in the situation where from the opposite direction another vehicle is

approaching. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied

Mathematics, Mechanics, and Engineering, Vol. 57, Issue IV, November, 2014, pp.

527-536,

Editura

U.T.PRESS,

ISSN

1221-5872,

http://www.atna-

mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/495 .

[9]

Cordoș, N.; Todoruţ, A.; Burdea, M.D.; Bălcău, Monica, Comparative study on the

dynamic axle loads and on the dynamic wheels loads of different classes cars. Cluj-

Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics, and

Engineering, Vol.60, Issue III, September, 2017, pp. 377-388, Editura U.T.PRESS,

ISSN

1221-5872,

http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/

view/903 , http://apps.webofknowledge. com -WOS:000416962000007.

[10] Cordoș, N.; Todoruţ, A.; Barabás, I. Evaluation of the tire pressure influence on

the lateral forces that occur between tire and road. IOP Publishing, 2017, IOP

Conference Series: Materials Science and Engineering, Volume 252, ISSN: 1757-

8981, Conference 1, CAR-2017, International Congress of Automotive and

Transport Engineering - Mobility Engineering and Environment, Pitesti,

Romania, 8-10 November 2017, Editors: Clenci, A.; Tabacu, Şt.,

doi:10.1088/1757-899X/252/1/012011, http://apps.webofknowledge. com -

WOS:000419817200011.

[11] Cordoș, N.; Todoruţ, A., Influences of the Suspensions Characteristics on the

Vehicle Stability. In: Burnete N., Varga B. (eds) Proceedings of the 4th

International Congress of Automotive and Transport Engineering (AMMA

2018), pp. 808-813. AMMA 2018. Proceedings in Automotive Engineering.

175

2019, DOI: https://doi.org/10.1007/978-3-319-94409-8_94, First Online: 30

September 2018, Print ISBN 978-3-319-94408-1, Series Print ISSN 2524-7778,

Online ISBN 978-3-319-94409-8, Series Online ISSN 2524-7786.

[12] Cordoș, N.; Todoruţ, A.; Iclodean, C.; Barabás, I. Influence of the Dynamic Vehicle

Load on the Power Losses Required to Overcoming the Rolling Resistance. In:

Dumitru, I., Covaciu, D., Racila, L., Rosca, A. (Editors), Proceedings of the 30^th

SIAR International Congress of Automotive and Transport Engineering -

“Science and Management of Automotive and Transportation Engineering - 4^th

edition”, 23-25 October, 2019, Craiova, Romania,

©

Springer Nature

Switzerland AG 2020, pp. 195-202, 2020. SMAT 2019, Springer, ISBN 978-3-

030-32563-3, ISBN 978-3-030-32564-0 (eBook), https://doi.org/10.1007/978-

3-030-32564-0_23 .

[13] Cristea, D., Abordarea accidentelor rutiere. Piteşti, Editura Universităţii din

Piteşti, 2009.

[14] Diaconu, Elena; Dicu, M.; Răcănel, Carmen, Căi de comunicaţii rutiere - principii

de proiectare. București, Editura Conspress, 2006.

[15] Durluţ, C.; Ionescu, H., Îndrumar pentru expertize tehnice auto. Bucureşti, Oficiul

de Informare Documentară pentru Aprovizionarea Tehnico-Materială şi

Controlul Gospodăririi Fondurilor Fixe, 1986.

[16] Fittanto, D.A.; Senalik, A., Passenger Vehicle Steady-State Directional Stability

Analysis Utilizing EDVSM and SIMON. WP#-3, 2004, Available from Internet:

http://www.edccorp.com/library/HveWpPdfs/WP2004-3.pdf.

[17] Franck, H.; Franck, D., Mathematical Methods for Accident Reconstruction: A

Forensic Engineering Perspective. Boca Raton, CRC Press, Taylor & Francis

Group, 2010.

[18] Gaiginschi, R.; Filip, I., Expertiza tehnică a accidentelor rutiere, București,

Editura Tehnică, 2002.

[19] Gaiginschi, R.; Drosescu, R.; Rakoși, E.; Sachelarie, A.; Filip, I.; Pintilei, M.,

Siguranţa circulaţiei rutiere, Vol. I. București, Editura Tehnică, 2004.

[20] Gaiginschi, R.; Drosescu, R.; Gaiginschi, Lidia; Sachelarie, A.; Filip, I.; Pintilei, M.,

Siguranţa circulaţiei rutiere, Vol. II, București, Editura Tehnică, 2006.

[21] Gaiginschi, R., Reconstrucția și expertiza accidentelor rutiere. București, Editura

Tehnică, 2009.

[22] Hesseling, R.J., Active Restraint Sistems - Feedback Control of Occupant Motion.

PhD thesis. Technische Universiteit Eindhoven, 2004.

[23] Huston, L.R., Principles of biomechanics. CRC Press, Taylor & Francis Group,

2009.

[24] Karnopp, D., Vehicle Stability. California, United States of America: Marcel

Dekker, Inc., 2004.

[25] Lepădatu, M.; Sándor, G., Conducerea preventivă, Miercurea-Ciuc, Editura

Institutul de formare profesională în transport rutier IFPTR, 2008, Ediţia 2010.

[26] Nistor, N.; Stoleru, M., Expertiza tehnică a accidentului de circulaţie. Bucureşti,

Editura Militară, 1987.

[27] Ohene, Frederick A.; Ardekani, Siamak A., Minimum Passing Sight Distance for

Completing or Aborting the Passing Maneuver. ITE Journal, July 1988, pp. 29-33.

http://www.ite.org/membersonly/ itejournal/pdf/JGA88A29.pdf .

176

[28] Otte, D., Technical Parameters for Determination of Impact Speed for Motorcycle

Accidents and the Importance of Relative Speed on Injury Severity. SAE Technical

Paper 2006-01-1562, 2006, doi:10.4271/2006-01-1562.

[29] Otte, D., Use of Throw Distances of Pedestrians and Bicyclists as Part of a

Scientific Accident Reconstruction Method. SAE Technical Paper 2004-01-1216,

2004, doi:10.4271/2004-01-1216.

[30] Rich, A.S., Estimating Vault Distance and Speed after Motorcycle or Bicycle

Ejection. NJAAR, The Newsletter for Accident Reconstructionists, Vol. 3 No. 2,

1997, http://www.tarorigin.com/art/Arich/.

[31] Searle, J. and Searle, A., The Trajectories of Pedestrians, Motorcycles,

Motorcyclists, etc., Following a Road Accident. SAE Technical Paper 831622,

1983, doi:10.4271/831622.

[32] Searle, J., The Physics of Throw Distance in Accident Reconstruction. SAE

Technical Paper 930659, 1993, doi:10.4271/930659.

[33] Stevenson, T.J., Simulation of Vehicle-Pedestrian Interaction. Thesis for the

Degree of Doctor of Philosophy in Engineering in the University of Canterbury,

2006, http://ir.canterbury.ac.nz/handle/10092/1180.

[34] Struble, Donald E., Automotive Accident Reconstruction: Practices and Principles

(Ground Vehicle Engineering Series). CRC Press, Taylor & Francis Group, LLC,

2014.

[35] Todoruţ, A., Bazele dinamicii autovehiculelor: Algoritmi de calcul, teste, aplicaţii.

Cluj-Napoca, Editura Sincron, 2005.

[36] Todoruţ, A., Cercetări privind utilizarea uleiurilor de floarea soarelui ca şi

combustibili pentru motoarele Diesel. Cluj-Napoca, Teză de doctorat, UTC-N,

2006.

[37] Todoruţ, A.; Barabás, I.; Brânzaş, P., Comparative evaluation of the alternative

fueled D-2402.000 diesel engine with sunflower oil based and diesel fuel

theoretically and experimentally determined main parameters. În: International

Congress Automotive, Environment and Farm Machinery AMMA2007, Cluj-

Napoca 11-13 Octombrie. Paper Identification Number: AMMA-2007523. Acta

Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics and Mechanics, nr. 50, Vol. V,

pp. 325-328, Editura U.T.PRESS, 2007, ISSN 1221-5872.

[38] Todoruţ, A., Dinamica accidentelor de circulaţie. Cluj-Napoca, Editura U.T.PRESS,

2008.

[39] Todoruţ, A.; Barabás, I.; Cordoș, N., Posibilităţi de evaluare ai parametrilor

capacităţii de demarare a autovehiculelor - Possibility of Evaluation of the

Automotive Start Up Capacity Parameters. În: Ştiinţă şi Inginerie, Vol. 22, pp.

421-430. Bucureşti, Editura AGIR, 2012, ISSN 2067-7138, e-ISSN 2359-828X.

[40] Todoruţ, A.; Barabás, I.; Cordoș, N., Modelarea reţinerii pasagerului de către

centura de siguranţă - The passenger holding modelation by the seatbelt. În:

Ştiinţă şi Inginerie, Vol. 22, pp. 431-440. Bucureşti, Editura AGIR, 2012, ISSN

2067-7138, e-ISSN 2359-828X.

[41] Todoruţ, I.-A.; Barabás, I.; Burnete, N., Siguranţa autovehiculelor şi securitatea în

transporturi rutiere. Cluj-Napoca, Editura U.T.PRESS, 2012.

[42] Todoruţ, I.-A.; Barabás, I.; Cordoș, N.; Moldovanu, D.; Bălcău, Monica, The

evaluation of kinematic measures within the process of overtaking motor vehicles.

În: 3^rdAMMA International Congress “Automotive, Motor, Mobility, Ambient” -

AMMA 2013, 17-19 October 2013. Paper: AMMA2013_412, Published: Acta

177

Technica Napocensis, Series Environmental Engineering

&

Sustainable

Development Entrepreneurship, Special Edition AMMA 2013, Volume 3, Issue 1,

Special Edition (January - March 2014), pp. 29-44, ISSN: 2284-743X; ISSN-L:

2284-743X, U.T.PRESS, Cluj-Napoca, http://imadd.utcluj.ro/eesde/welcome_

files/Special%20Edition%20AMMA_2013_1.pdf.

[43] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Bălcău, Monica, Algorithm for Designing the Saw

Diagram for Vehicles. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied

Mathematics, Mechanics, and Engineering, Vol. 57, Issue II, June, 2014, pp. 307-

312, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872, http://www.atna-mam.utcluj.ro/

index.php/Acta/article/view/30.

[44] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, Possibility of Evaluation the

Pre-Collisions Speed and Space Crossing by Vehicle within Process of Braking.

Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics,

and Engineering, Vol. 57, Issue III, September, 2014, pp. 385-392, Editura

U.T.PRESS, ISSN 1221-5872, http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/

article/view/394.

[45] Todoruţ, A.; Cordoș, N., Possibility of an self propelled tractor fueld alternative

with diesel and biodiesel based on used sunflower oil. În: Agriculture Science and

Practice Journal, Vol 93-94, No. 1-2 (2015), pp. 138-146, ISSN 1221-5317,

Edited by the University of Agricultural Sciences and Veterinary Medicine, Cluj-

Napoca, Romania, http://journals.usamvcluj.ro/index.php/agricultura/article/

view/11263 .

[46] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, The evaluation of kinematic

measures which characterize the vehicle-pedestrian accidents. Cluj-Napoca, Acta

Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics, and Engineering,

Vol. 58, Issue I, March, 2015, pp. 31-40, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872,

http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/513 ,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000387964500005.

[47] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Burdea, M.D.; Bălcău, Monica, The evaluation of normal

load redistribution on the static axles and on the wheels, when the vehicle is in

motion. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics,

Mechanics, and Engineering, Vol. 58, Issue III, September, 2015, pp. 349-360,

Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872, http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.

php/Acta/article/view/695, http://apps.webofknowledge.com -WOS:0004224

06600006.

[48] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, Aspects regarding the

numerical modelling of pedestrian-vehicle accidents when both parties have

continuous visibility of each other in traffic. Cluj-Napoca, Acta Technica

Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics, and Engineering, Vol. 58,

Issue IV, November, 2015, pp. 537-546, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872,

http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/724,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000387966300007.

[49] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, Aspects regarding the

numerical modeling of traffic incidents between motorcycles and passenger cars.

Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics,

and Engineering, Vol. 59, Issue II, June, 2016, pp. 169-180, Editura U.T.PRESS,

ISSN 1221-5872, http://atna-mam.utcluj.ro/ index.php/Acta/article/view/768,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000387967100002.

178

[50] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Mureșan, R.D.; Bălcău, Monica, Comparative

study on the dynamic behaviour in cornering from different classes of passenger

cars, by experimental and simulation methods. Cluj-Napoca, Acta Technica

Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics, and Engineering, Vol. 59,

Issue III, September, 2016, pp. 285-296, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872,

http://atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/790,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000387967500008.

[51] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica; Miheţ, S., Studies on the

Braking Behaviour of the Vehicles Using Numerical Models and Computerized

Simulation. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics,

Mechanics, and Engineering, Vol. 59, Issue IV, November, 2016, pp. 369-378,

Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872, http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.

php/Acta/article/view/805, http://apps.webofknowledge.com -WOS:0004169

57100005.

[52] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Miheţ, S., Evaluation by Experimental

Methods of the Parameters that Influence the Behavior of Various Passenger Cars

Classes in the Braking Process. Springer International Publishing Switzerland

2017, A. Chiru and N. Ispas (eds.), CONAT 2016 International Congress of

Automotive and Transport Engineering, DOI: 10.1007/978-3-319-45447-4_8,

ISBN: 978-3-319-45446-7 (Print), 978-3-319-45447-4 (eBook), pp 75-82,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000390821400008.

[53] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Barabás, I.; Bălcău, Monica, Algorithm for Plotting the

Power and Traction Characteristics of the Motor Vehicles. Cluj-Napoca, Acta

Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics, Mechanics, and Engineering,

Vol. 60, Issue I, March, 2017, pp. 83-90, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872,

http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/837,

http://apps.webofknowledge.com -WOS:000416959000013.

[54] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Marian, A.; Bălcău, Monica, Evaluation of the Transversal

Stability Parameters for the Vehicles with Two Wheels Locate in Parallel, Segway

Type. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis, Series: Applied Mathematics,

Mechanics, and Engineering, Vol. 60, Issue II, June, 2017, pp. 205-216, Editura

U.T.PRESS, ISSN 1221-5872, http://www.atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/

article/view/874 , http://apps.webofknowledge.com -WOS:000416960900007.

[55] Todoruţ, A.; Cordoş, N., Modele fizico-matematice în dinamica accidentelor de

circulaţie rutieră. Cluj-Napoca, Editura U.T.PRESS, 2017.

[56] Todoruţ, A.; Cordoș, N.; Bălcău, Monica, Ways to Evaluate the Transversal

Stability Parameters of the Vehicles. Cluj-Napoca, Acta Technica Napocensis,

Series: Applied Mathematics, Mechanics, and Engineering, Vol. 61, Issue III,

September, 2018, pp. 323-332, Editura U.T.PRESS, ISSN 1221-5872,

https://atna-mam.utcluj.ro/index.php/Acta/article/view/1010/937,

http://apps. webofknowledge.com -WOS:000468025900006.

[57] Todoruţ, A.; Cordoș, N., Evaluation of the Vehicle Sideslip Angle According to

Different Road Conditions. In: Burnete N., Varga B. (eds) Proceedings of the 4th

International Congress of Automotive and Transport Engineering (AMMA

2018), pp. 814-819. AMMA 2018. Proceedings in Automotive Engineering.

2019, DOI: https://doi.org/10.1007/978-3-319-94409-8_95, First Online: 30

179

September 2018, Print ISBN 978-3-319-94408-1, Series Print ISSN 2524-7778,

Online ISBN 978-3-319-94409-8, Series Online ISSN 2524-7786.

[58] Untaru, M.; Poțîncu, Gh.; Stoicescu, A.; Pereş, Gh.; Tabacu, I., Dinamica

autovehiculelor pe roți. București, Editura Didactică și Pedagogică, 1981.

[59] Untaru, M.; Câmpian, V.; Ionescu, E.; Pereş, Gh.; Ciolan, Gh.; Todor, I.; Filip,

Natalia; Câmpian, O., Dinamica autovehiculelor. Braşov, Universitatea

Transilvania din Braşov, Sectorul Reprografie U02, 1988.

[60] Van Kirk, Donald J., Vehicular accident investigation and reconstruction. CRC

Press LLC, 2001.

[61] ***, A policy on geometric design of highways and streets. American Association

of State Highway and Transportation Officials (AASHTO), Washington DC,

1984-2011.

[62] ***, Bosch Automotive Handbook, 6^thEdition. Robert Bosch Gmb, 2004,

Plochingen, Automotive Equipment Business Sector, Department Product

Marketing Diagnostics & Test Equipment (AA/PDT5), Distribution Bentley

Publishers 1734 Massachusetts Avenue Cambridge, MA 02138, USA.

[63] ***, Bureau of Local Roads and Streets Manual, Chapter 28 - Sight distance.

http://www.dot.state. il.us/blr/ manuals/Chapter%2028.pdf.

[64] ***, Cars specifications, http://carsspecifications.com/auto/volkswagen/polo/

polo-6n1-1-7-sdi.htm.

[65] ***, Catalogue de produits, Universal Tractor UTB. Elaboré par: Département

Documentation Service Usine "Tractorul" - Brașov.

[66] ***, IPG Automotive GmbH, CarMaker Programmer’s Guide, Version 2.1.11.

[67] ***, ISO 3888-1: 1999. Passenger cars - Test track for a severe lane-change

manoeuvre - Part 1: Double lane-change.

[68] ***, ISO 4138: 2004, Passenger cars - Steady-state circular driving behavior -

Open-loop test methods. Revised by ISO 4138:2012.

[69] ***,

Specificații

tehnice.

http://www.motoflash.ro/moto/compare.

[70] ***, Passing Sight Distance Criteria. NCHRP (National Cooperative Highway

Researchprogram) Report 605, Transportation Research Board, Washington,

D.C., 2008. http://onlinepubs.trb.org/onlinepubs/nchrp/nchrp_rpt_605.pdf.

[71] ***, Passing Sight Distance. http://baystateroads.eot.state.ma.us/tech_note_

uploads/4a804fdc98eeebb254b5187912f2b0ee.pdf .

[72] ***, SAE J2181_201109, 2011, Steady-State Circular Test Procedure for Trucks

and Buses.

[73] ***, SAE J266, 1996, Steady-State Directional Control Test Procedures for

Passenger Cars and Light Trucks. SAE Surface Vehicle Recommended Practice.

180

LISTA FIGURILOR

Fig. 2.1. Transmiterea mișcării de la motor la roțile motoare ale autovehiculului .........31

Fig. 2.2. Diagrama v = f(n) (fierăstrău) a autovehiculului, pentru situația în care

ultima treaptă k din cutia de viteze este considerată priză directă .......................................34

Fig. 2.3. Diagrama v = f(n) (fierăstrău) a autovehiculului, pentru situația în care

ultima treaptă k din cutia de viteze este considerată suprapriza, iar priza directă

se consideră a fi realizata în penultima treapta (k-1) ..................................................................35

Fig. 2.4. Schema forțelor, momentelor și reacțiunilor ce acționează asupra

autoturismului aflat în mișcare ..............................................................................................................37

Fig. 2.5. Triunghiul vitezelor, deplasarea cu vânt lateral ............................................................38

Fig. 2.6. Caracteristica puterilor pentru situația diferitelor naturi și stări ale

drumului și o anumită înclinare longitudinală a acestuia ..........................................................41

Fig. 2.7. Caracteristica puterilor pentru situația diferitelor înclinări longitudinale

ale drumului și o anumită natură și stare a acestuia ....................................................................41

Fig. 2.8. Caracteristica de tracțiune pentru situația diferitelor naturi și stări ale

drumului și o anumită înclinare longitudinală a acestuia ..........................................................42

Fig. 2.9. Caracteristica de tracțiune pentru situația diferitelor înclinări

longitudinale ale drumului și o anumită natură și stare a acestuia .......................................42

Fig. 2.10. Variația puterii la roată în funcție viteza de deplasare. a - pentru toate

treptele de viteze (I…V, de la stânga la dreapta) cu reductor; b - pentru treapta I

de viteze, cu reductor; c - pentru toate treptele de viteze (I…V, de la stânga la

dreapta) fără reductor; d - pentru treapta I de viteze, fără reductor ....................................45

Fig. 2.11. Variația forței la roată în funcție viteza de deplasare. a - pentru toate

treptele de viteze (I…V, de la stânga la dreapta) cu reductor; b - pentru treapta I

de viteze, cu reductor; c - pentru toate treptele de viteze (I…V, de la stânga la

dreapta) fără reductor; d - pentru treapta I de viteze, fără reductor ....................................46

Fig. 2.12. Modul de încărcare al autoturismului .............................................................................50

Fig. 2.13. Coordonatele orizontale ale centrului de masă (C_g) al autoturismului ............50

Fig. 2.14. Poziția centrului de greutate pentru cele șase cazurile de încărcare ................51

Fig. 2.15. Descărcarea/încărcarea punții față/spate.....................................................................52

Fig. 2.16. Modificarea încărcării dinamice la cele două punți față de cazul 1 de

încărcare...........................................................................................................................................................52

Fig. 2.17. Modificarea forței maxime de aderență față de cazul 1 de încărcare................53

Fig. 2.18. Schema forțelor, momentelor și reacțiunilor care acționează asupra

autoturismului cu două punți în timpul frânării.............................................................................53

Fig. 2.19. Încărcarea/descărcarea punții față/spate, în cazul frânării..................................54

Fig. 2.20. Modificarea încărcării dinamice la cele două punți, în cazul frânării,

față de cazul 1 de încărcare ......................................................................................................................54

Fig. 2.21. Modificarea forței maxime de aderență la frânare față de cazul 1 de

încărcare...........................................................................................................................................................54

181

Fig. 2.22. Forțele și momentele care acționează asupra autoturismului la

deplasarea în viraj ....................................................................................................................................... 55

Fig. 2.23. Forțele și momentele care acționează asupra autoturismului la

deplasarea în viraj pe un drum cu înclinare transversală ......................................................... 55

Fig. 2.24. Variația încărcărilor dinamice în funcție de viteza autoturismului,

în cazul diferitelor raze ale curbei, pentru cazul 1 de încărcare ............................................. 56

Fig. 2.25. Variația încărcărilor dinamice în funcție de viteza autoturismului,

în cazul diferitelor unghiuri de înclinare transversală a drumului, pentru cazul 1

de încărcare .................................................................................................................................................... 56

Fig. 2.26. Variația încărcărilor dinamice în funcție de raza curbei, în cazul

diferitelor viteze de deplasare ale autoturismului, pentru cazul 1 de încărcare............. 57

Fig. 2.27. Variația încărcărilor dinamice în funcție de raza curbei, în cazul

diferitelor unghiuri de înclinare transversală a drumului, pentru cazul 1 de

încărcare .......................................................................................................................................................... 57

Fig. 2.28. Descărcarea/încărcarea dinamică la roțile din dreapta/stânga în viraj ......... 57

Fig. 2.29. Modificarea încărcărilor dinamice, în plan transversal, față de cazul 1

de încărcare .................................................................................................................................................... 57

Fig. 2.30. Curbele acceleraţiei autovehiculului în funcţie de viteza de deplasare a

acestuia, a = f(v)............................................................................................................................................ 60

Fig. 2.31. Determinarea grafică a duratei totale de demarare a autovehiculului ............ 61

Fig. 2.32. Curba variaţiei duratei de demarare a autovehiculului, în funcţie de

viteza de deplasare a acestuia. a - priza directă în treapta k; b - priza directă în

treapta (k-1)................................................................................................................................................... 62

Fig. 2.33. Determinarea grafică a spaţiului total de demarare a autovehiculului............ 63

Fig. 2.34. Spaţiul total de demarare a autovehiculului, în funcţie de viteza de

deplasare a acestuia. a - priza directă în treapta k; b - priza directă în treapta (k-1) ... 64

Fig. 2.35. Corespondența dintre modul de încărcare și masa distribuită pe punți

(Seat Ibiza și Smart Forfour - clasa mică, B; Citroën C4 - clasa compact, C).

L1 - neîncărcat; L2 - încărcat (100 kg în portbagaj); L3 - încărcat (200 kg în

portbagaj)........................................................................................................................................................ 66

Fig. 2.36. Amenajarea traseului. ............................................................................................................ 67

Fig. 2.37. Influența încărcării suplimentare asupra distanței de oprire a

autoturismelor, în cazul echipării cu anvelope de vară, suprafață de rulare uscată...... 68

Fig. 2.38. Variaţia distanţei de oprire în funcţie de presiunea de umflare, în cazul

autoturismului Citroën C4 neîncărcat, echipat cu anvelope de vară, suprafață

de rulare uscată............................................................................................................................................. 68

Fig. 2.39. Variaţia distanţei de frânare în funcţie de încărcarea autoturismului

Citroën C4, în cazul echipării cu anvelope de vară, pe suprafață de rulare uscată,

rspectiv umedă.............................................................................................................................................. 69

Fig. 2.40. Variaţia distanţei de frânare în funcţie de încărcarea autoturismului

Citroën C4, în cazul echipării cu anvelope de iarnă, pe suprafață de rulare uscată,

respectiv umedă ........................................................................................................................................... 69

182

Fig. 2.41. Variaţia distanţei de frânare în funcţie de starea suprafeței de rulare

pentru pneuri de vară/iarnă, în cazul autoturismului Citroën C4 neîncărcat...................69

Fig. 2.42. Influenţa sistemului abs asupra distanţei de frânare, în cazul

autoturismului Citroën C4 neîncărcat, echipat cu anvelope de vară.....................................69

Fig. 2.43. Forţa de frânare pe punţi în funcţie de încărcarea autoturismelor.

L1 - neîncărcat; L2 - încărcat (100 kg în portbagaj)......................................................................70

Fig. 2.44. Forţa de frânare pe punţi în funcţie de presiunea din pneuri, în cazul

autoturismului Citroën C4 ........................................................................................................................70

Fig. 2.45. Combaterea derapajului lateral prin acţiunea aderenței transversale.............73

Fig. 2.46. Asigurarea stabilităţii autovehiculului în curbă prin supraînălţare...................74

Fig. 2.47. Asigurarea stabilității autovehiculului în curbă, în cazul profilului

transversal cu două versante plane (circulația și pe deverul negativ) .................................75

Fig. 2.48. Variația unghiului limită de înclinare transversală a drumului la

derapare şi răsturnare, în funcție de raza de viraj și viteza de deplasare a

autovehiculului, în cazul diferitelor drumuri considerate .........................................................76

Fig. 2.49. Fazele măsurătorilor experimentale: Modul de măsurare al unghiului

de rotaţie al volanului (a) și determinarea unghiurilor de bracare ale roţilor

directoare cu ajutorul platourilor rotative (b) ................................................................................80

Fig. 2.50. Valoarea unghiurilor de bracare ale roţilor directoare în funcţie de

unghiul de rotaţie al volanului, pentru rotirea la stânga, respectiv la dreapta:

în cazul autoturismului Citroën C4 (a); în cazul autoturismului Smart Forfour (b);

în cazul autoturismului Seat Ibiza (c); în cazul autoturismului BMW 320d (d) ...............82

Fig. 2.51. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, în cazul autoturismului Citroën: pentru anvelope de vară în cazul

suprafeţei de rulare umede/uscate (a) și pentru anvelope de vară/iarnă în cazul

suprafeţei de rulare umede (b)...............................................................................................................84

Fig. 2.52. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru anvelope de vară în cazul diferitelor presiuni de umflare ale

roților: pentru autoturismul Citroën C4 (a);pentru autoturismul Smart Forfour (b);

pentru autoturismul Seat Ibiza (c) și pentru autoturismul BMW 320d (d) .......................84

Fig. 2.53. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru diferite repartizări ale masei pe punţile autoturismului: Citroën

C4 (a);Smart Forfour (b); Seat Ibiza (c) și BMW 320d (d) .........................................................85

Fig. 2.54. Variaţia unghiului de deviere laterală a pneului în funcție de viteza de

deplasare, pentru autoturisme de clase diferite, aflate în stare neîncărcată .....................85

Fig. 2.55. Caracteristicile de subvirare pentru autoturismul Seat Ibiza, în cazul

diferitelor repartizări ale masei pe punţile acestuia: gradul de creştere al vitezei

unghiulare de giraţie în funcție de viteza de deplasare (a); gradul de creştere al

acceleraţiei laterale în funcție de viteza de deplasare (b); variaţia unghiului de

rotaţie al volanului în funcţie de acceleraţia laterală (c) și variaţia unghiului de

deviere laterală în funcţie de acceleraţia laterală (d)...................................................................86

Fig. 2.56. Interfața grafică din programul de simulare IPG CarMaker...................................87

183

Fig. 2.57. Sistemul de axe din programul IPG CarMaker............................................................. 87

Fig. 2.58. Evoluția forței laterale a anvelopelor pentru toate roțile, la diferite

presiuni de umflare a anvelopelor ....................................................................................................... 88

Fig. 2.59. Forța laterală a roții pentru roata față dreaptă........................................................... 88

Fig. 2.60. Variația forțelor laterale (a, b) și a unghiului de alunecare laterală (c, d)

în timpul deplasării pe traseu................................................................................................................. 89

Fig. 2.61. Variația forțelor laterale (a, b), a vitezei mișcării de ruliu (c, d) și a

vitezei mișcării de girație (e, f), în timpul deplasării de-a lungul traseului ....................... 91

Fig. 2.62. Variația puterii pierdute din cauza rezistenței la rulare în funcție de

viteza autoturismului ................................................................................................................................. 93

Fig. 2.63. Variația puterii consumate datorită rezistenței la rulare....................................... 93

Fig. 2.64. Variația accelerației verticale ............................................................................................. 93

Fig. 3.1. Fazele unui eveniment rutier................................................................................................. 95

Fig. 3.2. Fazele procesului de frânare.................................................................................................. 98

Fig. 3.3. Schema procesului de frânare............................................................................................... 98

Fig. 3.4. Dispunerea urmelor de frânare discontinue și considerarea vitezelor

autovehiculului, la începutul şi sfârşitul fiecărei urme de frânare ..................................... 100

Fig. 3.5. Schema de lucru a modelului numeric pentru evaluarea vitezelor

antecoliziune, după urme de frânare ............................................................................................... 101

Fig. 3.6. Variația vitezei initiale a autovehiculului în funcție de timpul de

întârzieri la frânare, pentru diferite situații de înclinare longitudinală a drumului... 102

Fig. 3.7. Variația spațiului total de oprire, corespunzător diferitelor stări ale

conducătorului auto și situații de înclinare longitudinală a drumului,

în funcție de viteza inițială a autovehicului................................................................................... 102

Fig. 3.8. Variaţia distanţei de oprire în funcţie de starea conducătorului auto

și înclinarea longitudinală a drumului, luând ca bază de comparaţie cazul

unui comportament normal al conducătorului auto în situaţiile care reclamă

un pericol iminent (starea B)............................................................................................................... 103

Fig. 3.9. Schița unui accident soldat cu lovirea unui pieton ................................................... 105

Fig. 3.10. Schema generală pentru reconstituirea accidentelor cu pietoni ..................... 105

Fig. 3.11a. Varianta (a) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w)

și a distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.............. 110

Fig. 3.11b. Varianta (b) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w)

și a distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.............. 111

Fig. 3.11c. Varianta (c) de surprindere a variației vitezei autovehiculului (w)

și a distanțelor parcurse de autovehicul (S₁) și pieton (S₂) în funcție de timp.............. 111

Fig. 3.12. Schema generală de impact autovehicul-pieton...................................................... 113

Fig. 3.13. Variația timpului scurs din momentul începerii proiectării pietonului

(bărbat/femeie 50%) până la căderea pe sol, în funcție de viteza de impact,

pentru situația unei înclinări longitudinale a drumului constantă și diferite

înclinări ale traiectoriei (_).................................................................................................................. 117

184

Fig. 3.14. Variația distanței parcurse de pieton (bărbat/femeie 50%) din

momentul începerii proiectării până la căderea pe sol, în funcție de viteza

de impact, pentru situația unei înclinări longitudinale a drumului constantă

(_) și diferite înclinări ale traiectoriei (_)....................................................................................118

Fig. 3.15. Variația distanței parcurse de pieton din momentul începerii

proiectării până la căderea pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări

ale traiectoriei lui (_) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_i),

luând ca bază de comparaţie pietonul bărbat 50%, respectiv femeie 50%.....................119

Fig. 3.16. Variția vitezei rezultante cu care incepe să se deplaseze corpul

pietonului după căderea pe sol, în funcție de viteza de impact, pentru situația

unei înclinări longitudinale a drumului constantă (_) și diferite înclinări ale

traiectoriei (_) ............................................................................................................................................119

Fig. 3.17. Diferența vitezelor (v_p0r-v_po), pentru situația diferitelor înclinări ale

traiectoriei pietonului (_) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_).............120

Fig. 3.18. Distanța pe care alunecă corpul pietonului (bărbat/femeie 50%) pe

carosabil, pentru situația unei înclinări constante a traiectoriei pietonului (_)

și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_)....................................................................120

Fig. 3.19. Distanța de proiectare a pietonului (bărbat 50%) din momentul

contactului inițial până la oprirea pe carosabil, pentru situația diferitelor înclinări

ale traiectoriei pietonului (_) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_).....121

Fig. 3.20. Schema coliziunii laterale dintre motocicletă şi autoturism ..............................122

Fig. 3.21. Dependența dintre distanța parcursă de motociclist din momentul

începerii proiectării până la căderea pe sol (S_pa) și distanța de alunecare a

i,j,u

acestuia pe terenul pe care a fost proiectat (S_s), pentru unghiul (δ₀₁) de

u

înclinare a traiectoriei lui.......................................................................................................................128

Fig. 3.22. Variația distanței parcurse de motociclist din momentul începerii

proiectării până la căderea pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări ale

traiectoriei lui (δ₀_2,3,4), luând ca bază de comparaţie motociclistul bărbat 50%,

respectiv femeie 50%, ținând seama și de influența spațiului (S_s_1…5) de

alunecare a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat ..........................................................129

Fig. 3.23. Variația distanței parcurse de motociclist de la începerea proiectării

până la oprirea pe sol (S_p) în funcție de unghiul (δ₀) de înclinare a traiectoriei

i,j,3

i

lui, la spațiul (S_s₃) de alunecare a acestuia pe terenul pe care a fost proiectat .............129

Fig. 3.24. Distanța totală de proiectare a motociclistului (S_p), la diferite

i,j,u

înclinări (δ₀) ale traiectoriei lui și diferite distanțe de alunecare (S_s_u) ...........................130

i

Fig. 3.25. Variația vitezei inițiale a motociclistului (v_0m

) în funcție de distanța

1,j,u

parcursă de motociclist de la începerea proiectării până la oprirea pe sol (S_p

),

1,j,u

la unghiul (δ₀₁) de înclinare a traiectoriei lui și diferite distanțe de

alunecare (S_s_u) ...........................................................................................................................................130

185

Fig. 3.26. Viteza inițială a motociclistului (bărbat 50%, respectiv femeie 50%),

pentru situația diferitelor distanțe totale de proiectare (S_p, S_p), la diferite

i,2,u i,4,u

înclinări (δ₀) ale traiectoriei lui și toate distanțele (S_s_u) de alunecare............................ 131

i

Fig. 3.27. Viteza inițială a motociclistului (bărbat 50%, respectiv femeie 50%),

pentru situația diferitelor distanțe totale de proiectare (S_p

, S_p

), la diferite

i,2,u

i,4,u

distanțe (S_s) de alunecare și toate înclinările (δ₀) ale traiectoriei lui............................ 131

u

i

Fig. 4.1. Pozițiile autovehiculelor în cadrul etapelor consecutive ale procesului

depăşirii......................................................................................................................................................... 136

Fig. 4.2. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană

(varianta A de depășire) ........................................................................................................................ 141

Fig. 4.3. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană pentru depăşirea

cu viteză constantă (varianta B de depășire) ............................................................................... 141

Fig. 4.4. Distanţa de siguranţă la desprinderea din coloană pentru depăşirea

uniform accelerată (variantele C şi D de depășire).................................................................... 141

Fig. 4.5. Distanţa de siguranţă la revenirea pe banda iniţială................................................ 145

Fig. 4.6. Distanţele aferente etapelor depășirii în raport cu duratele

corespunzătoare lor, pentru situația în care din sens opus se apropie

un autovehicul (3)..................................................................................................................................... 148

Fig. 4.7. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie

de timpul de percepţie-reacţie (t_pr) al ansamblului conducător-autovehicul

care efectuează depăşirea, pentru diferite variante de depăşire și diferite

naturi și stări de drum ............................................................................................................................ 151

Fig. 4.8. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie de

starea conducătorului auto, luând ca bază de comparaţie deplasarea

autovehiculelor pe nsr1 și cazul unui comportament normal al conducătorului

auto în situaţiile care reclamă un pericol iminent (starea b) ................................................ 151

Fig. 4.9. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie

de viteza de deplasare (v₁) a autovehiculului care depășește, pe drumul nsr1,

în cazul unui comportament normal al conducătorului auto în situaţiile care

reclamă un pericol iminent (starea b) ............................................................................................. 153

Fig. 4.10. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în funcţie

de viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi starea

conducătorului auto................................................................................................................................. 153

Fig. 4.11. Variaţia distanţei S_icorespunzătoare etapei inițiale de depășire în

funcţie de durata parcurgerii traseului de desprindere din coloană şi natura și

starea drumului ......................................................................................................................................... 154

Fig. 4.12. Variaţia distanţei S_icorespunzătoare etapei inițiale de depășire în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi natura și

starea drumului ......................................................................................................................................... 154

186

Fig. 4.13. Rezultate comparative referitoare la distanţele S_ips1și S_ips2

,

(S_ips1↔ S_ips2), în funcţie de natura și starea drumului, varianta de depășire și

starea conducătorului auto ...................................................................................................................155

Fig. 4.14. Variaţia distanţei S_pcorespunzătoare etapei deplasării paralele în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi natura și

starea drumului..........................................................................................................................................155

Fig. 4.15. Variaţia distanţei S_rcorespunzătoare etapei finale de depășire în

funcţie de durata parcurgerii traseului de revenire pe banda iniţială şi natura

și starea drumului......................................................................................................................................155

Fig. 4.16. Variaţia distanţei S_rcorespunzătoare etapei finale de depășire în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi natura și

starea drumului..........................................................................................................................................155

Fig. 4.17. Variaţia distanţei totale de depășire S_dîn funcţie de viteza de

deplasare a autovehiculului care depășește şi natura și starea drumului .......................156

Fig. 4.18. Variaţia distanţei de siguranţă S_{4,(5)-rel.(4.20)}, necesară la revenirea în

coloană, în funcţie de durata parcurgerii traseului de revenire în coloană.....................156

Fig. 4.19. Variaţia distanţei de siguranţă S_{4,(5)-rel.(4.20)}, necesară la revenirea în

coloană, în funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depăşește v_1p,(1r)....156

Fig. 4.20. Rezultate comparative referitoare la distanţa de siguranţă la revenirea

în coloană a autovehiculului care efectuează depășirea (S_{4,(5)-rel.(4.20)}↔ S_{4,(5)-rel.(4.18)}),

în funcţie de natura și starea drumului, varianta de depășire și starea

conducătorului auto .................................................................................................................................156

Fig. 4.21. Modelul fizic al unui dummy reţinut de o centură de siguranţă .......................158

Fig. 4.22. Timpii de decelerare ai pieptului în modelul ideal .................................................158

Fig. 4.23. Deplasarea totală a pasagerului (_p) în funcţie de viteza autovehiculului

(v₀), la diferite forţe maxime de strângere ale centurii de siguranţă (F_c_max) .................161

Fig. 4.24. Distanţa minimă necesară (_v) în funcţie de viteza autovehiculului (v₀),

la diferite forţe maxime de strângere ale centurii de siguranţă (F_c_max) ...........................161

Fig. 4.25. Deplasarea pasagerului în funcţie de timp, la diferite viteze de impact........161

Fig. 4.26. Deplasarea pasagerului în funcţie de deceleraţia pieptului, la diferite

viteze de impact..........................................................................................................................................162

Fig. 4.27. Variaţia RCD, _p1, _p2şi _p3în funcţie de viteza de impact a

autovehiculului...........................................................................................................................................162

LISTA TABELELOR

Tabelul 1.1. Conducere proiecte de diplomă și lucrări de disertație (2006-2019).........17

Tabelul 1.2. Citări ale lucrărilor proprii, în lucrări ale altor autori publicate în

reviste ISI și BDI (2010 - prezent).........................................................................................................23

187

Tabelul 2.1. Rezultate comparative cu privire la parametrii de performanță ai

motorului, obţinute cu combustibilii pe bază de ulei de floarea soarelui

uzat faţă de motorină ................................................................................................................................. 44

Tabelul 2.2. Valorile coeficienţilor de sarcină , la turaţia 1500 rot/min .......................... 44

Tabelul 2.3. Rezultate comparative, obţinute analitic faţă de cele

determinate experimental, în cazul combustibililor pe bază de ulei de

floarea soarelui uzat şi motorină .......................................................................................................... 44

Tabelul 2.4. Rezultate comparative cu privire la posibilitățile de tracțiune

ale tractorului luat în studiu, obţinute cu combustibilii pe bază de ulei de

floarea soarelui uzat faţă de motorină................................................................................................ 47

Tabelul 2.5. Rezultatele obţinute pe standul dinamometric..................................................... 48

Tabelul 2.6. Rezultatele privind performanţele autoturismului testat ................................ 48

Tabelul 2.7. Date referitoare la parametrii autoturismelor luate în studio ....................... 66

Tabelul 2.8. Corespondenţa dintre modul de încărcare şi masa repartizată

pe punţi............................................................................................................................................................. 83

Tabelul 3.1. Variația timpului scurs din momentul începerii proiectării pietonului

până la căderea lui pe sol, în %, pentru situația diferitelor înclinări ale traiectoriei

lui (_i) și diferite înclinări longitudinale ale drumului (_i), luând ca bază de

comparaţie pietonul bărbat 50%, respectiv femeie 50% ....................................................... 118

Tabelul 3.2. Variația vitezei inițiale a motociclistului v_0m, în %, în funcție de

distanța totală de proiectare a acestuia S_p

i,j,u

pentru situația diferitelor înclinări

ale traiectoriei lui (δ₀) și diferitelor distanțe de alunecare (S_s_u), luând ca bază

i

de comparaţie motociclistul bărbat 50%, respectiv femeie 50%........................................ 132

Tabelul 4.1. Notații utilizate în funcție de starea conducătorului auto și

varianta de depășire ................................................................................................................................ 138

Tabelul 4.2. Notații utilizate în funcție de natura și starea drumului și

varianta de depășire ................................................................................................................................ 139

Tabelul 4.3. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în

funcţie de varianta de depășire și timpul de percepţie-reacţie (t_pr) al

ansamblului conducător-autovehicul care efectuează depăşirea,

pe drumul nsr1, în cazul stării b conducătorului auto.............................................................. 152

Tabelul 4.4. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în

funcţie de varianta de depășire și viteza de deplasare (v₁) a autovehiculului

care depășește, pe drumul nsr1, în cazul stării b a conducătorului auto.......................... 153

Tabelul 4.5. Variaţia distanţei de siguranţă la desprinderea din coloană în

funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului care depășește şi starea

conducătorului auto, luând ca bază de comparaţie cazul unui comportament

normal al conducătorului auto în situaţiile care reclamă un pericol iminent, cu

deplasare pe nsr1 (b-a; b-b,nsr1; b-c,d,nsr1)................................................................................ 154

GPS1.RO Monitorizare GPS Auto România

GPS1.RO SiteMap