Upload
catalin-carstoiu
View
575
Download
63
Embed Size (px)
DESCRIPTION
Sisteme de siguranta pasiva la autovehicule
Citation preview
1
1 SIGURANŢA PASIVĂ A AUTOVEHICULELOR
1.1 Generalităţi
Siguranţa circulaţiei şi automobilul au fost mult timp doi parteneri dificil de împăcat. În
perioada copilăriei automobilului, proiectanţii şi inginerii au acordat o atenţie redusă
pericolelor apărute odată cu noua “aventură”. Sistemele de direcţie, frânare şi
suspensie au evoluat, devenind eficace, dar aceste progrese s-au datorat nevoii de
îmbunătăţire a noului şi revoluţionarului mijloc de transport, fără a se ţine cont de
vreun principiu de siguranţă în adevăratul sens al cuvântului.
Siguranţa pasivă poate fi definită prin reducerea consecinţelor accidentelor, şi poate fi
împărţită în:
• Siguranţa exterioară, acest termen acoperind toate măsurile de reducere a
severităţii vătămărilor în cazul coliziunii dintre autovehicule şi pietoni, biciclişti sau
motociclişti. Factorii care influenţează siguranţa exterioară sunt forma
autovehiculului şi comportamentul la deformare a caroseriei;
• Siguranţa interioară, prin aceasta urmărindu-se minimizarea forţelor şi acceleraţiilor
care acţionează asupra ocupanţilor unui autovehicul în eventualitatea unui accident.
Dintre factorii care influenţează siguranţa interioară se pot aminti:
• Deformarea caroseriei autovehiculului;
• Sistemele de reţinere a pasagerilor şi bagajelor;
• Interiorul autovehiculului, prin zonele posibil de a fi lovite de pasageri;
• Sistemul de direcţie;
• Modul de fixare a parbrizului;
• Protecţia împotriva incendiilor;
• Penetrarea prin parbriz a diferitelor componente din construcţia autovehiculului.
În anul 1930 statisticile privind victimele “armei mortale” erau indiscutabil nefavorabile.
Numărul victimelor la 100.000 de mile parcurse de automobile a ajuns în USA la 15,6
persoane în comparaţie cu 3,5 în anul 1980 şi 1,8 în prezent. Cifrele sunt într-o continuă
2
scădere, dar ar trebui să fie mult mai mici pentru ca societatea să privească transportul
rutier ca fiind sigur.
Cel mai bun şi sigur mod de a supravieţui unui accident este de a nu-l avea. Cu toate că
pregătirea şi instruirea conducătorului auto sunt cele mai ieftine şi ideale căi de creştere
a siguranţei rutiere efective, din păcate nici una dintre ele nu este cu adevărat eficace şi
obiectivul de creare a unui mediu rutier mai sigur a revenit tehnologiei.
O primă soluţie este aceea de a proiecta autovehicule şi infrastructuri rutiere care sunt
suficient de competitive în sensul prevenirii apariţiei unui accident. Pericolele sunt
evitate prin utilizarea unei întregi game de tehnologii, de la frânarea ABS şi anvelopele
radiale (în curs de dezvoltare frânarea automată pentru evitarea obstacolelor) până la
diverse materiale pentru învelişul asfaltic şi controlul computerizat al traficului urban.
A doua soluţie este de a construi autovehicule care să protejeze ocupanţii în caz de
accidente. Această soluţie defineşte conceptul de Securitate Pasivă oferită de
autoturism pasagerilor în caz de accident.
Cele două aspecte ale siguranţei rutiere coexistă, fiind complementare unul celuilalt,
rămânând totuşi independente unul de celălalt. Astăzi, companiile producătoare de
autovehicule se confruntă cu reglementări legislative tot mai stricte în privinţa
numeroaselor aspecte ale siguranţei pasive a autovehiculelor. Siguranţa pasagerilor
unui autovehicul şi a pietonilor a condus la necesitatea înţelegerii efectelor accidentului
asupra oamenilor, fiinţe complexe în întregul lor, dar care se subdivid în bărbaţi, femei
şi copii, având diferite caracteristici biologice şi fizice. Din datele statistice rezultă că un
procent de peste 60% din totalul accidentelor îl reprezintă coliziunile frontale. O
clasificare a tipurilor de teste, reglementate legislativ, este prezentată în tabelul 1.1.
Coliziunile laterale deţin un procent de 30% din totalul numărului de accidente. Peste
26% din totalul deceselor în urma accidentelor rutiere şi peste 17% din totalul
vătămărilor grave au loc în cazul coliziunilor laterale. O clasificare a testelor de coliziune
laterală la care sunt supuse autovehiculele în laboratoarele de securitate pasivă sunt
prezentate în tabelul 1.2.
Începând cu anii 1930, proiectanţii de autovehicule au început să acorde atenţie
producerii unor autovehicule capabile să asigure o protecţie mai bună pasagerilor în
cazul accidentelor. Abia după al doilea război mondial cursa pentru Securitatea Pasivă a
început să intre în atenţia constructorilor de automobile. Între 1953 şi 1955
3
Laboratoarele Aeronautice Cornell au realizat studii detaliate ale accidentelor auto.
Fizicienii, doctorii şi inginerii au lucrat împreună, înregistrând şi analizând cauzele şi
efectele vătămărilor provocate în accidente.
A devenit clar că impactul cu volanul şi planşa de bord sunt cauzele cel mai frecvent
întâlnite în cazul vătămărilor grave, iar ejectarea din vehicul o cauza majoră a
deceselor. În prezent îmbinarea ştiinţelor medicale cu ingineria a condus la proiectarea,
dezvoltarea şi producerea de interioare şi structuri de autovehicule care oferă o
protecţie deosebită ocupanţilor habitaclului.
General Motors, ca şi alte companii din SUA şi Europa, au realizat importanţa studiului
aprofundat în domeniul siguranţei pasive a automobilului şi, între 1956 şi 1958,
departamentele de cercetare în domeniul ingineriei auto au iniţiat şi dezvoltat programe
care s-au concentrat asupra proiectării unui interior auto “sigur”. În 1959, s-au publicat
rezultatele cercetării lor, prezentându-se un vehicul de concepţie nouă, cu multe
elemente de siguranţă. Aproape 20 dintre acestea sunt acum produse standardizate,
incluzând coloana de direcţie deformabilă, geamurile dublu securizate şi planşa de bord
din materiale spongioase. Multe dintre aceste elemente au fost introduse în producţia
de serie începând cu anul 1960. General Motors a testat de asemenea în 1959 un
airbag sub forma unui panou de bord gonflabil.
În 1960 General Motors a proiectat prima instalaţie de tractare pentru autovehiculele
supuse la coliziune, aceasta fiind instalată la Centrul Medical al Universităţii Wayne.
Pentru prima dată compania putea simula şi măsura dinamica şi impactul unui ocupant
al autovehiculului. În acea perioada se derula Programul Spaţial Mercury şi acesta a
furnizat date despre supravieţuirea omului supus unor deceleraţii foarte mari.
4
T
abel
ul 1
. 1
Ja
poni
a Reg
ulam
ente
de
si
gura
nţă
japo
neze
, Ar
ticol
ul 1
8 pa
ragr
aful
2
USA
FM
VSS
208
Eu
ropa
ECE/
96/7
9 Can
ada
CM
VSS
208
Aus
tral
ia A
DR 6
9/00
Cat
egor
ia d
e ap
licar
e;
Dat
a ap
licăr
ii
Aut
omob
ile
cu
tipur
i di
ferit
e de
ca
pote
. Apr
. 94
– c
ontin
uat
cu v
ehic
ule
noi
Ian.
96
– ca
pota
de
tip c
omer
cial
;
Aut
omob
ile:
Sept
. 86
–
Cam
ioan
e (>
3.5
t):
Sep
t. 9
4 -
M1
(≤
2,5
t):
Nou
tip
oc
t.
98
-,
aplic
are
din
Oct
. 20
03
Aut
omob
ile:
Ian.
98
–
(HIC
es
te
aplic
abil
după
sep
t 98
) Cam
ioan
e:
Ian.
98
–
(HIC
/ de
plas
area
to
race
es
te
aplic
abilă
du
pă s
ept
98)
Nou
tip
Iul
. 95
-,
cont
inua
t ia
n 96
–
cu b
arie
ra m
obilă
Tipu
l col
iziu
nii
Col
iziu
ne f
ront
ală
Col
iziu
ne f
ront
ală
/ Col
iziu
ne d
ecal
ată
ungh
iula
r cu
30°
Col
iziu
ne d
ecal
ată
40%
Col
iziu
ne fro
ntal
ă
Col
iziu
ne fro
ntal
ă
Vite
za d
e im
pact
50
km
/h
30 M
PH (
48,3
km
/h)
56 k
m/h
48
km
/h
48 k
m/h
Gre
utat
ea
auto
vehi
culu
lui t
esta
t
Gre
utat
ea a
utov
ehic
ul n
eînc
ărca
t +
2
man
echi
ne
– su
pra
– gr
eută
ţile
aşte
ptat
e
Gre
utat
ea a
utov
ehic
ul n
eînc
ărca
t +
2
man
echi
ne +
gre
utat
ea b
agaj
elor
G
reut
atea
aut
oveh
icul
neî
ncăr
cat
+ 2
m
anec
hine
G
reut
atea
aut
oveh
icul
neî
ncăr
cat
+ 2
m
anec
hine
+ g
reut
atea
bag
ajel
or
Gre
utat
ea a
utov
ehic
ul n
eînc
ărca
t +
2
man
echi
ne +
gre
utat
ea b
agaj
elor
Con
diţii
de
re
ţiner
e pe
ntru
cen
turi
Spec
ifica
te
Nes
peci
ficat
e Sp
ecifi
cate
Sp
ecifi
cate
Sp
ecifi
cate
Man
echi
ne u
tiliz
ate
Hyb
rid
II s
au H
ybrid
III
Hyb
rid
III
Hyb
rid
III
Hyb
rid
III
Hyb
rid
III
Cap
H
IC (
36 m
sec)
< 1
000
HIC
(36
mse
c) ≤
100
0 H
IC (
HPC
) ≤
100
0 Acc
eler
aţia
≤ 8
0 G
pe
o pe
rioa
dă d
e 3
mse
c
Acc
eler
aţia
≤
80
G
(V
ârfu
l va
lorii
) Cer
eri
alte
rnat
ive
sunt
sp
ecifi
cate
pe
ntru
airba
guri in
stal
ate
în s
caun
e *H
IC (
15 m
sec)
≤ 7
00
HIC
(36
mse
c) ≤
100
0 În
ca
z de
ne
cont
act
sunt
ap
licab
ile
cerinţ
e al
tern
ativ
e *H
IC (
15 m
sec)
≤ 7
00
*Ext
ensi
a gâ
tulu
i ≤ 3
,3 k
N
Gât
N
espe
cific
ate
(Num
ai p
entr
u te
ste
pe s
anie
) M
omen
tul
de c
ompr
esiu
ne l
ater
al ≤
19
0 N
m
Mom
entu
l de
ext
ensi
e di
n la
tera
l ≤
57
Nm
Fo
rţa
de e
xten
sie
≤ 3
,3 k
N
Încă
rcar
ea d
e co
mpr
esiu
ne ≤
4,0
kN
În
cărc
area
de
forf
ecar
e ≤
3,1
kN
Încă
rcar
ea ≤
3,3
kN
(0
mse
c),
2,9
kN
(35
mse
c), 1,
1 kN
(60
mse
c)
Forţ
a de
for
feca
re ≤
3,1
kN
(0
mse
c),
1,5
kN
(25-
35
mse
c),
1,1
kN
(45
mse
c)
Mom
entu
l de
ex
tens
ie la
tera
l ≤
57
N
m
Nes
peci
ficat
e N
espe
cific
ate
Tora
ce
Acc
eler
aţia
≤ 6
0 G
Acc
eler
aţia
≤ 6
0 G
D
epla
sare
a ≤
3 in
ches
(76
,2 m
m)
Vite
za l
a to
race
≤ 1
,0 m
/s (
V*C
–
Vis
cous
Crite
rion)
D
epla
sare
a ≤
50
mm
Dep
lasa
rea
≤ 5
0 m
m (
Aut
otur
ism
e)
Dep
lasa
rea
≤ 6
0 m
m (
Cam
ioan
e)
Dec
eler
aţia
≤ 6
0 G
D
epla
sare
a ≤
3 in
ches
(76
,2 m
m)
Fem
ur
1000
daN
sau
mai
puţ
in
2250
Lbs
(10
00 d
aN)
sau
mai
puţ
in
Încă
rcar
ea ≤
9,0
7 kN
(0
mse
c),
7,56
kN
(10
mse
c)
1000
daN
sau
mai
puţ
in
1000
daN
sau
mai
puţ
in
Gen
unch
i N
espe
cific
ate
Nes
peci
ficat
e Alu
neca
rea
spre
îna
inte
a înc
heie
turii
ge
nunc
hiul
ui ≤
15
mm
N
espe
cific
ate
Nes
peci
ficat
e
Crite
rii
de
vătă
mar
e
Gam
bă
Nes
peci
ficat
e N
espe
cific
ate
TCFC
≤
8
kN
(Crite
riul
de
pe
rfor
man
ţă a
l com
pres
iei t
ibie
i)
Inde
xul
tibie
i ≤
1 (
= M
/Mc+
F/Fc
)<
Fc =
35.
9 kN
- F
orţa
de
com
pres
iune
cr
itică
; M
c =
225
Nm
-
Mom
entu
l de
îndo
ire
criti
c
Nes
peci
ficat
e N
espe
cific
ate
5
Ta
belu
l 1.2
Ja
poni
a Reg
ulam
ente
de
sigu
ranţ
ă ja
pone
ze,
Art
icol
ul 1
8 pa
ragr
aful
3
USA
FM
VSS
214
Eu
ropa
ECE/
96/2
7
Cat
egor
ia d
e ap
licar
e;
Dat
a ap
licăr
ii Aut
omob
ile,
cam
ioan
e (S
RP
< 7
00 m
m);
Nou
tip
O
ct. 98
– c
ontin
uat
cu v
ehic
ule
noi S
ept.
200
0 Aut
omob
ile:
Sept
. 93
– 1
0%, se
pt. 96
– 1
00%
Cam
ioan
e Se
pt. 98
-
M1,
N1
(R p
oint
< 7
00 m
m)
N
ou t
ip o
ct.
98 -
, ap
licar
e di
n O
ct. 20
03
Tipu
l col
iziu
nii
Col
iziu
ne la
tera
lă la
90˚
Ung
hi d
e 27
˚ în
clin
are
pe s
anie
col
iziu
ne n
orm
ală
Coliz
iune
late
rală
la 9
0˚
Vite
za d
e im
pact
50
km
/h
33,5
MPH
(54
km
/h)
50 k
m/h
Gre
utat
ea
auto
vehi
culu
lui t
esta
t G
reut
atea
au
tove
hicu
l ne
încă
rcat
+
10
0 kg
(
1 m
anec
hin
şi in
stru
men
tele
de
test
are)
G
reut
atea
aut
oveh
icul
neî
ncăr
cat
+ 2
man
echi
ne +
gr
euta
tea
baga
jelo
r G
reut
atea
au
tove
hicu
l ne
încă
rcat
+
10
0 kg
(
1 m
anec
hin
şi in
stru
men
tele
de
test
are)
Man
echi
ne u
tiliz
ate
Euro
sid
1 SI
D
Euro
sid
1 Cap
H
IC (
HPC
) <
100
0 H
IC (
36 m
sec)
< 1
000
HIC
(H
PC)
< 1
000
Tora
ce
RD
C <
42
mm
Crite
riul d
e pe
rfor
man
ţă a
l dep
lasă
rii t
orac
elui
TTI
< 8
5 G
(Aut
omob
ile 4
D)
TTI
< 9
0 G
(Aut
omob
ile 2
D)
TTI
< 8
5 G
(au
toca
mio
ane)
Viet
za
la
tora
ce
≤
1,0
m/s
(V
*C
– Vis
cous
Cr
iterio
n)
RD
C <
42
mm
, 5
G
Pelv
is
RSP
F <
6 k
N
Crite
riul d
e pe
rfor
man
ţă a
l for
ţei p
e pe
lvis
Acc
eler
aţia
late
rală
< 1
30 G
RSP
F <
6 k
N
Crite
rii
de
vătă
mar
e
Abd
omen
APF
< 2
.5 k
N
Crite
riul d
e pe
rfor
man
ţă a
l for
ţei p
e ab
dom
en
Nes
peci
ficat
e AP
F <
2.5
kN
6
Prima serie de teste utilizând cadavre îmbrăcate a avut loc în anul 1963. Forţele de
deceleraţie au fost măsurate pentru a se putea determina toleranţa umană. S-a
descoperit că pot fi tolerate 340 Kgf dacă forţa este concentrată, sau 950 Kgf dacă forţa
este dispersată spre volan. Aceste date au fost esenţiale pentru ingineri. S-au
determinat astfel parametrii pentru construcţia sistemelor de amortizare, dar
materialele şi componentele trebuiau alese cu grijă, pentru a asigura o absorbţie de
energie eficientă.
Începând cu anul 1967 , automobilele fabricate de General Motors foloseau geamuri
rezistente la şocuri. Aceasta este una dintre cele mai semnificative contribuţii la
Securitatea Pasivă a automobilului. Soluţia a contribuit la îmbunătăţirea procentului de
supravieţuire pentru conducător şi pasageri, şi a redus de asemenea vătămările
provocate pietonilor la lovirea acestora. Dacă un pieton este lovit de un autovehicul,
pericolele sunt evidente, iar parbrizul este una din cele mai “favorabile” zone cu care
acesta poate intra în contact .
Impactul dintre vehicul şi pieton este în prezent o problemă foarte importantă a
Securităţii Pasive. Date culese din întreaga lume indică faptul că în accidentele rutiere
sunt ucişi mult mai mulţi pietoni decât pasageri ai vehiculelor implicate. Un pieton lovit
cu o viteză de 60 km/h este foarte probabil sa fie ucis, indiferent de soluţiile de
siguranţă incorporate în autovehicul. Separarea pietonilor de trafic prin infrastructuri
stradale este cea mai mare contribuţie în domeniul siguranţei pietonilor, tehnologia
având un cuvânt important de spus în acest domeniu. În prezent companiile
constructoare de autoturisme, perfecţionează echipamente care să permită evitarea
coliziunii, pe bază de radar sau ultrasunete, care să frâneze autovehiculul la apariţia
pericolului de a lovi un obstacol, inclusiv un pieton. Prevenirea coliziunii precum şi
munca în domeniul Securităţii Pasive se materializează la General Motors prin adaptarea
a peste 100 de tehnologii, inclusiv sisteme electronice create cu scopul de a stopa
modalităţile de conducere agresivă.
Datorită centurilor de siguranţă şi airbagurilor, s-a produs o modificare în domeniul
severităţii vătămărilor provocate în caz de accident. Numărul acestora s-au redus şi în
prezent se lucrează la a doua generaţie de airbaguri pentru a se reduce orice efect
colateral care ar putea să apară, cum ar fi contuziile sau zgârieturile.
7
S-au luat în considerare şi airbagurile adiţionale, inclusiv pentru uşi. O problemă o
constituie airbagurile pentru pasagerii scaunelor din spate şi ca întotdeauna pentru o
tehnologie nouă, raportul cost/beneficiu trebuie luat în considerare. Se pare că o
“centura gonflabilă” pentru pasagerii din spate reprezintă o soluţie mai bună decât un
airbag. Airbagul pentru pasagerii scaunelor din spate va trebui aproape sigur să fie
instalat în spătarele scaunelor faţă. Din cauză că acestea sunt ajustabile, un sistem
compensatoriu este necesar, pentru a se păstra unghiul spătarului corect, impunându-
se astfel, complexitate tehnologică şi costuri sporite.
În plus faţă de toate aspectele menţionate s-au luat în considerare o întărire a structurii
vehiculului şi modificări mecanice în funcţionalitatea centurii de siguranţă. Scaunul
automobilului a devenit unul dintre cele mai importante elemente în ecuaţia securităţii
pasive. Se prevăd schimbări majore în proiectarea scaunelor pentru a reduce vătămările
corporale în caz de accident. De asemenea se ştie că în accidentele foarte dure, în cazul
în care scaunul cedează , ocupantul poate fi “ejectat” deşi este asigurat cu centura de
siguranţă.
Mulţi producători acordă o atenţie deosebită centurilor de siguranţă cu pretensionare,
care la orice şoc lipesc efectiv pasagerul de scaun. Totuşi, apar dificultăţi în folosirea
acestui sistem, nereuşindu-se să se obţină rezultate pozitive în conformitatea cu testele
federale de siguranţă FMVSS.
Fiecare constructor de autovehicule are propria sa filosofie în privinţa ingineriei
securităţii pasive, folosind un anumit tip de structura de şasiu, cu o deformare specifică
proiectată. Aceasta dictează ce trebuie făcut în interiorul habitaclului pentru siguranţă.
Unii constructori adoptă o structură foarte tare a şasiului şi o caracteristică de
deformaţie mărită pentru partea frontală.
Proiectarea şi producerea de manechine pentru coliziuni, care permit producătorului
realizarea unor vehicule mai sigure a devenit o mică industrie, însă de înalt nivel
tehnologic. Principalii producători mondiali sunt First Technology, o campanie britanică,
care are o sucursală, inclusiv o fabrică, în Plymouth şi Robert Denton Inc. din USA.
Manechine complete şi părţi de rezervă se livrează în aproximativ 500 de unităţi pe an.
Sunt disponibile şase dimensiuni ale manechinelor - toate variante de Hybrid III -
manechine copii în diferite faze pentru testarea scaunelor destinate lor, manechine
pieton şi manechine pentru coliziunile laterale în diferite variante. Iniţial, copiii
8
manechin au avut tendinţa de a nu fi decât un “sac de fasole”, dar First Technology a
dezvoltat un model foarte instrumentat CRABI (Child Restraint and Air-Bag Interaction
dummy), acest manechin simulând un copil în vârstă de 6 luni. În acest moment un
manechin Hybrid IV (THOR) este în cercetare şi dezvoltare în cadrul unui contract al
Departamentului Transporturilor USA şi Universitatea din Michigan.
Cu toate că au devenit foarte sofisticaţi, manechinele nu reuşesc să simuleze în
întregime corpul uman. Elementele esenţiale includ greutatea şi centrul de greutate. Nu
a putut fi proiectat nimic care să simuleze creierul, însă pot fi măsurate acceleraţiile
liniare şi unghiulare. Statistici despre leziunile cerebrale posibile pot fi extrapolate din
rezultatele testelor. First Technology lucrează pentru a dezvolta manechine cu oase din
fibră de carbon sau Kevlar (CRABI are deja oase din material plastic), datorită faptului
că aceste materiale sunt capabile sa simuleze mai bine răspunsul la forţe de zdrobire şi
ar putea respecta mai bine raportul greutate/densitate. O cutie toracică din materiale
compozite poate fi o aplicaţie particulară a acestei tehnologii. Manechine cu mai multe
canale vor fi utilizaţi, chiar dacă vor fi mai sofisticaţi. O altă direcţie de dezvoltare este
cea a “ manechinilor oblici ” folosiţi în teste de răsturnări şi coliziune laterală. Nu trebuie
însă uitat, că există o diferenţă între biofidelitatea şi durabilitatea unui manechin.
Vorbind la modul general, în prezent, cu cât este mai biofidel un manechin, cu atât el
devine mai puţin fiabil. În mod normal viaţa medie a unui set de coaste este de
aproximativ 30 de teste NHTSA. Materialele compozite ar trebui să mărească
durabilitatea o dată cu menţinerea biofidelităţii.
Coliziunea simulată pe computer este acum un element cheie în proiectarea auto, iar
companiile consideră că aceasta şi testarea fizică sunt complementare. Simularea
scurtează programele de cercetare şi economiseşte fonduri, dar testele fizice sunt
aproape totdeauna necesare. Testele fizice sunt numeroase şi variate, dar tipic este un
test al impactului cu toracele efectuat pentru a simula un impact la 24 Km/h. Forţa de
rezistenţă a cutiei toracice este măsurată înmulţind acceleraţia blocului de test cu masa
sa. Un traductor măsoară comprimarea coastelor. First Technology şi Robert Denton
văd companiile constructoare de autovehicule devenind foarte interesate în dezvoltarea
şi integrarea unui scaun pentru copil precum şi în folosirea unor manechine pietoni.
9
2 CADRELE ŞI CAROSERIILE AUTOVEHICULELOR
2.1 Caroseriile autovehiculelor. Rolul, condiţiile impuse şi clasificarea
caroseriilor
Caroseria reprezintă partea superioară a automobilului (suprastructura) şi este
amenajată pentru transportul persoanelor şi al bunurilor şi pentru montarea diferitelor
utilaje şi instalaţii pentru efectuarea de diferite lucrări sau pentru prestarea de servicii.
La construcţiile mai vechi de autoturisme şi autobuze şi la autocamioanele actuale,
caroseria constituie o parte distinctă şi se montează pe cadru prin elemente elastice, din
această cauză fiind denumită neportantă. La autoturismele, microbuzele şi autobuzele
moderne, caroseria poate fi semiportantă, când preia parţial sarcinile exterioare (în
acest caz podeaua este fixată rigid de cadru prin şuruburi, nituri sau sudură), şi
portantă, când preia toate forţele provenite din mişcarea automobilului (în acest caz
cadrul nu mai este întâlnit ca element distinct).
Caroseria unui automobil trebuie să satisfacă următoarele cerinţe:
• să aibă o formă cât mai aerodinamică;
• să fie cât mai uşoară şi cât mai rezistentă;
• să prezinte o vizibilitate maximă pentru conducătorul auto, în scopul măririi
siguranţei de circulaţie;
• să fie confortabilă.
Clasificarea caroseriilor automobilelor se face după mai multe criterii, cele mai
importante fiind: forma, destinaţia şi datele tehnice impuse.
Criteriul principal de clasificare a caroseriilor este destinaţia acestora, care coincide cu
destinaţia automobilului, impune forma, datele tehnice şi modul de construcţie. Având
în vedere acest lucru, caroseriile se clasifică în:
• caroserii de autoturisme;
• caroserii de microbuze, caroserii de autobuze;
• caroserii de autocamioane;
• caroserii cu destinaţie specială.
10
Din punctul de vedere al siguranţei pasive, a structurilor de impact şi protecţie a
cabinei, caroseriile trebuie să fie astfel proiectate astfel încât să permită o reducere a
potenţialului forţei de impact concentrate prin dispersarea şi absorbţia energiei de
impact pe o suprafaţă mărită a părţii frontale. Diferenţa dintre un exemplu de structură
clasică ce concentrează energia de impact şi una modernă ce distribuie efortul în toată
structura din faţa cabinei pasagerilor este prezentată în Figura 2-1. Datorită formei
poligonale a cadrului frontal, în cazul unui impact, forţele se distribuie uniform asupra
cabinei, sus prin pragurile şi suporturile laterale, respectiv stâlpii frontali, iar jos prin
cadrul podelei sau lonjeroane. În aceste condiţii deformările celulei pasagerilor sunt mai
reduse. În plus, gradul de agresivitate cu care structura respectivă acţionează asupra
celuilalt potenţial vehicul implicat în coliziune este diminuat.
Figura 2-1 Exemplu de preluare a deformaţiilor în mod concentrat şi distribuit
Foarte puţine caroserii prezintă la ora actuală sisteme de consolidare (în principiu bare
transversale), la nivelul dispozitivului de blocare al capotei, iar un număr relativ redus
sunt dotate cu sisteme verticale speciale pentru consolidare între tronsonul frontal,
inferior şi superior de distribuire (partajare) a forţelor de impact.
2.2 Cadrul şi şasiul autovehiculelor. Rol şi caracteristici
Cadrul este suportul tuturor organelor autovehiculului. Denumirea de “şasiu”, care se
foloseşte uneori, se referă la întreg ansamblul (înţelegând prin aceasta cadrul, organele
mecanice, suspensia, trenurile de rulare şi direcţia).
Cadrul clasic se compune în principal din două lonjeroane dispuse pe lungimea
autovehiculului, reunite printr-un număr variabil de traverse sudate electric sau nituite
de acestea.
11
Constructorii de automobile trebuie să aibă în vedere ca un cadru proiectat să fie bine
ranforsat, suficient de rigid, cu o greutate minimă, de construcţie simplă, care să
permită o montare uşoară a diferitelor organe auxiliare şi a caroseriei. Preţul de cost
trebuie să fie cât mai redus, iar părţile componente să fie montate cât mai jos, astfel
încât să coboare centrul de greutate al autovehiculului pentru o bună stabilitate de
exploatare.
Forma cadrului este determinată în mare parte de modul de dispunere a diferitelor
organe, inclusiv a motorului, de felul suspensiei şi de poziţia punţii motoare. Pentru
bracarea roţilor de direcţie, cadrul se va îngusta progresiv la partea din faţă. Cadrele
autovehiculelor pot fi clasificate după cum urmează:
• Cadru cu lonjeroane;
• Cadru cu tub central;
• Cadru platformă;
• Cadru combinat.
La construcţia acestora sunt utilizate diferite tipuri de profiluri constructive; U deschis, U
închis, tubular şi eliptic. Lonjeroanele legate prin traverse sunt executate din oţel de
profil U sau sunt ambutisate din tablă de oţel cu înălţimea profilului variabilă, funcţie de
solicitări.
La unele construcţii sunt utilizate lonjeroane cu secţiune constantă pe toată lungimea,
dar se va avea în vedere că lonjeroanele cu secţiune variabilă au o greutate mai redusă.
Tendinţa actuală în construcţia de maşini este de a folosi profiluri de secţiune închisă,
deoarece prezintă o rigiditate mai mare la torsiune. Pentru a mări rigiditatea cadrului, în
locurile de îmbinare a lonjeronului cu traversa se prevăd guseuri sau diagonale din
tablă de oţel. Uneori, pentru consolidarea locală a cadrului se utilizează profiluri
suplimentare care se sudează de lonjeroane.
Profilul unui lonjeron frontal determină în mare măsură comportamentul şi modul său
de deformare în urma unor solicitări la compresiune cum sunt cele provocate de
coliziuni. Structura lonjeronului este astfel proiectată încât să asigure o deformare
diferită de-a lungul axei sale longitudinale, mult mai intensă în partea frontală la nivelul
joncţiunii cu bara de protecţie şi mai redusă la baza sa, în locul de fixare al cabinei
pasagerilor. După modul de variaţie a secţiunii transversale a lonjeroanelor, acestea pot
12
fi cu formă unică pe toată lungimea sa, sau cu dublă secţiune, în acest din urmă caz
putând sau nu să existe o zonă intermediară de schimbare a profilului. Profilul de tip
patrulater manifestă o comportare anizotropă de-a lungul celor două direcţii,
longitudinală şi transversală, în ceea ce priveşte manifestarea tendinţei de îndoire a
lonjeronului expus unei coliziuni frontale, aceasta manifestându-se cu predilecţie pe axa
„Oy”. Depăşirea acestor limitări se face utilizând lonjeroane cu profiluri care permit o
distribuţie axială mult mai uniformă a eforturilor, printre acestea amintind pe cel
hexagonal, octogonal sau circular. Comportamentul barelor având secţiuni de tip
patrulater, hexagonală, octogonală, circulară sau multilobată la un efort de
compresiune de diverse intensităţi medii este prezentat în figura 2.2
Sursa Gaiginschi R., Filip, I., s.a.
Figura 2-2 Deformarea cadrelor cu diverse secţiuni in funcţie forţa de compresiune
Oricare ar fi modul de realizare, cadrele prezintă diverse traverse de prindere sau de
rezistenţă, care permit montarea caroseriei pe cadru prin asamblare cu şuruburi, sau
prin sudare de cadru. De asemenea cadrul este prevăzut cu diverse suporturi de
prindere a motorului.
Rigiditatea unui cadru este calitatea sa esenţială. Pentru menţinerea caroseriei într-o
stare foarte bună cadrul trebuie să nu sufere deformaţii în timpul exploatării, iar pe de
altă parte, echilibrarea motorului necesită ca punctele sale de sprijin să fie imobile şi
mai ales să nu fie dispuse în zone ale cadrului care permit transmiterea vibraţiilor.
Cadrul clasic, cu lonjeroane şi traverse este utilizat de preferinţă în cazul
autocamioanelor, autoutilitarelor, a autoturismelor mari sau de teren şi la autoturismele
13
de curse, care au caroserie sumară. În cazul autoturismelor, se adoptă frecvent soluţii
mai simple, deşi nu se pierde nimic din rigiditate şi rezistenţă. Aceste soluţii pot fi de
următoarele tipuri: şasiul de tip grindă, caroseria monococă, caroseria autoportantă (cu
şasiu integrat), infrastructura de tip platformă, pe care se sudează caroseria.
2.2.1 Construcţia cadrelor
Cadrele clasice
Forma lonjeroanelor şi a cadrului este condiţionată de probleme de rezistenţă
(lonjeroane mărite la mijloc), de bracarea roţilor faţă (îngustarea distanţei dintre
lonjeroane) şi de dezbaterea punţilor (deplasări pe verticală, în special ale punţii spate).
Lonjeroanele pot fi profiluri în I (la autocamioane), sau grinzi din tablă de oţel
ambutisată în formă de U, pentru vehiculele mai uşoare. Frecvent, pentru autoturisme,
lonjeroanele din tablă profilată se înlocuiesc cu tuburi de secţiune dreptunghiulară.
Lonjeronul este format din două elemente, dintre care unul este un simplu capac,
asamblat prin sudură electrică, sau, mai rar, prin nituire Figura 2-3.
Figura 2-3 Tipuri de lonjeroane bloc
Traversele sunt fabricate după aceeaşi tehnică precum lonjeroanele. Aceste cadre se
numesc cadre tubulare. Ele oferă o rigiditate şi o rezistenţă mult superioare faţă de
cadrele clasice, la aceeaşi masă de material, dar prezintă inconvenientul de a nu
permite utilizarea asamblărilor filetate pentru fixarea diverselor organe pe şasiu. Pentru
aceasta se foloseşte sudura oxi-acetilenică sau electrică, mai ales pentru fixarea
caroseriei pe şasiu. Anumite cadre tubulare prezintă diferite decupări care permit
utilizarea asamblărilor filetate pentru fixarea diferitor organe ale autovehiculului.
Autobuzele moderne de transport rutier şi de turism au cadru distinct, cu lonjeroane
curbate deasupra celor două punţi, asigurând aşezarea cât mai joasă a platformei,
14
pentru un centru de greutate coborât, uşurând totodată urcarea pasagerilor. Curbura în
plan vertical conduce, de asemenea, la îmbunătăţirea stabilităţii autovehiculului, prin
coborârea centrului de greutate.
În timpul proiectării structurilor de rezistenţă a caroseriilor se utilizează de obicei două
considerente majore:
• De absorbţie a energiei cinetice a autovehiculului şi rezistenţă;
• De a putea susţine procesele din timpul accidentelor şi de a menţine integritatea
pentru compartimentul pasagerilor.
În ceea ce priveşte absorbţia energiei, din practică s-au stabilit două moduri de solicitări
apărute: deformarea axială şi încovoierea. Deformarea axială poate fi atinsă numai în
cazul structurilor care absorb energie în timpul unui impact frontal sau din spate, la un
unghi de maxim 5÷10 grade faţă de axa longitudinală a autovehiculului. Ca atare
majoritatea componentelor unui autovehicul vor suferi solicitări complexe de deformare
axială şi încovoiere. Moduri mai complexe de solicitare, incluzând aici şi torsiunea, pot
să apară în funcţie de configuraţia impactului.
Sursa Du Bois, P., ş.a., Vehicle Crashworthiness and Occupant Protection
Figura 2-4 Deformarea axială a unui tub cu pereţi subţiri
Deformările axiale, absorb cel mai mult energie, dar sunt si cel mai greu de realizat în
cadrul structurilor datorită instabilităţilor care apar. Încovoierile, care implică apariţia
unor mecanisme de tip balama, preiau mult mai puţină energie în cazul coliziunilor. În
timpul crashului chiar şi structurile proiectate să se deformeze axial se vor distruge prin
încovoiere, dacă nu sunt urmate reguli stricte pentru mărirea stabilităţii si rezistenţei la
încărcări unghiulare.
15
Sursa Du Bois, P., ş.a., Vehicle Crashworthiness and Occupant Protection
Figura 2-5 Mod de deformare prin încovoiere
Flambajul unei componente din structura de rezistenţă a autovehiculelor poate fi local,
dacă deformările (cutele) au caracter local şi general, dacă întreaga componentă se
deformează într-un mod condiţionat, printr-un mecanism în care apar articulaţiile
plastice. În timpul procesului de deformare apar zone unde tensiunile apărute în
material depăşesc limita de curgere cσ . Aceste zone au fost denumite articulaţii
plastice, iar pe parcursul formării unui pliu în material apar trei articulaţii plastice în
punctele „A”, „B” şi „C”.
Figura 2-6 Mecanismul de apariţie a articulaţiilor plastice
În teoria tuburilor cu pereţi subţiri s-au dezvoltat diverse modele în care se utilizează
plasticitatea cinematică. Astfel în [31] expresia pentru sarcina medie în cazul
accidentelor a rezultat din bilanţul energetic, ţinând cont de deformaţie este dată de
16
3/13/127.38 −⋅⋅⋅= tCMF om (2-1)
Unde avem
Mo – momentul plastic;
4
2
00
tM ⋅= σ (2-2)
uσσ ⋅÷= )95.09.0(0 (2-3)
uσ - rezistenţa la tracţiune a materialului;
t – grosimea peretelui tubului cu pereţi subţiri;
( )4
dbC
+= (2-4)
„b” şi „d” - laturile unui profil cu pereţi subţiri având formă rectangulară.
S-au dezvoltat şi metode cvasi-analitice care pornesc de la premisa ca barele de tip
cutie cu pereţi subţiri, compuse din elemente de tip placa şi supuse la compresiune
axiala, vor flamba local când efortul critic este atins. Flambajul local iniţiază procesul
care duce la o eventuală deformare şi ulterior la plierea tubului. Rezistenţa la
deformaţie a secţiunii este în strânsă legătura cu raportul grosime/lăţime „t/b” şi cu
proprietăţile materialului. Pentru rapoarte „t/b” foarte mici (t/b=0.0085-0.016),
reprezentând aşa zisele secţiuni “non-compacte”, modul de deformare al unei secţiuni
va fi influenţat predominant de geometrie, din moment ce rezistenta la flambaj local
este considerată sub limita de curgere a materialului. În Figura 2-7, se prezintă un
exemplu privind modul de deformaţie a secţiunilor “non-compacte”, acesta fiind
caracterizat prin mari cute neregulate care reprezintă reminiscenţe ale plierii. Aceste
cute dau naştere la instabilitatea modului de îndoire, flambaj global. Pentru rapoarte
„t/b” mari, caracterizând secţiuni de tip “compact” la care rezistenţa elastică la flambaj
depăşeşte limita de curgere a materialului, este de aşteptat ca proprietăţile de
rezistenta ale materialului să influenţeze modul de deformare şi în consecinţă,
stabilitatea post-flambajului. Modul de deformare din acest caz, arătat în Figura 2-8, va
17
Figura 2-7 Mod de pliere a unui tub cu pereţi subţiri având raportul „t/b” mic [31]
fii foarte stabil chiar şi în prezenta unor imperfecţiuni considerabile de geometrie sau de
încărcare. Deoarece “compactitatea” unei bare comprimate axial afectează stabilitatea
deformaţiei, este important să se stabilească când o secţiune devine “non-compactă” şi
ajunge să se distrugă.
Figura 2-8 Mod de pliere a unui tub cu pereţi subţiri având raportul „t/b” mare [31]
Potivit lui Mahmood şi Paluszny [31], pragul raportului „t/b” este dat ca:
( ) 2/12148.0
−⋅⋅<
Eb
t y νσ
(2-5)
Unde „E” este modulul de elasticitatea al lui Young şi „ν ” coeficientul lui Poisson.
Energia necesară pentru formarea unui pliu, ţinând cont de Sursa Tabacu, St. Impactul
automobilelor
Figura 2-9 este formată din două componente. Una dintre acestea este dată de energia
necesară încovoierii materialului în timpul formării pliurilor, iar cea de a doua este
energia necesară întinderii materialului pe circumferinţa tubului.
18
Expresia energiei este astfel:
Sursa Tabacu, St. Impactul automobilelor
Figura 2-9 Componentele de încovoiere (sus) şi întindere (jos) ale tuburilor cu pereţi subţiri de secţiune circulară (a) şi patrat (b)
intLEE inc += (2-6)
( )ccc ltlRmRmE σπππ ⋅⋅⋅⋅++⋅⋅⋅+⋅⋅⋅= 222 222 (2-7)
Unde avem:
2
4
1tm cc ⋅⋅= σ - momentul plastic pentru formarea unui pliu pe unitatea de lungime;
cσ - limita de curgere a materialului;
t – grosimea peretelui tubului cu pereţi subţiri;
R – raza tubului cu pereţi subţiri;
l – lungimea unui pliu.
La autocamioane, cadrul se execută din lonjeroane legate între ele prin traverse.
Lonjeroanele sunt executate din profil U cu înălţimea variabilă, funcţie de valoarea
momentului încovoietor. Pentru rigidizarea traverselor se prevăd diagonale din ţeavă
rectangulară. Pe traversa din spate cadrul are montat dispozitivul de remorcare iar,
pentru protejarea caroseriei, la partea din faţă se montează o bară de protecţie, Figura
2-10. Pentru reducerea forţelor care se transmit caroseriei autovehiculului cu care are
loc coliziunea, în special în cazul ciocnirii cu un autoturism, când diferenţa de mase
dintre vehicule este semnificativă, barele de protecţie la autocamioanele contemporane
sunt fixate pe lonjeroanele cadrului prin intermediul unor absorbanţi de energie. Aceştia
au rolul de a disipa un procent din energia de impact în structura absorbantă, care
19
poate fi, vezi Figura 2-10, de tip telescopic. Pentru evitarea efectului de „împănare”, în
cazul coliziunii din spate dintre autovehicule, standardul ECE 42 indică obligativitatea ca
toate autocamioanele şi autoutilitarele să fie echipate la partea din spate cu bare
suplimentare de protecţie (antiîmpănare) poziţionate la o înălţime de 445 mm faţă de
sol.
Figura 2-10 Bara de protecţie montată prin elemente absorbante de energie pe cadru
Poziţionarea barei paraşoc spate faţă de nivelul solului se va face ţinând cont de gradul
de încărcare a autovehiculului şi de regimul de deplasare, accelerare, mers uniform,
frânare. Situaţia cea mai dezavantajoasă de ciocnire spate, între un autoturism şi o
autoutilitară, este reprezentată de sarcina utilă nulă a autoutilitarei şi deplasarea în
regim de frânare. În acest caz mişcarea de tangaj şi absenţa sarcinii pe puntea spate
vor duce la mărirea distanţei dintre bara paraşoc spate a autoutilitarei şi sol, existând
pericolul ca autoturismul care vine din spate să se „împăneze”. Putem concluziona că
asigurarea unei capacităţi mari de trecere sau o majorare a poziţiei caroseriei faţă de
sol trebuie să fie combinată cu asigurarea unor dispozitive de protecţie contra
împănării, care să satisfacă securitatea tuturor participanţilor la trafic. În vederea
consolidării lonjeroanelor, respectiv pentru rigiditatea cadrului, se utilizează traverse în
formă de „X”, executate ca grinzi de egală rezistenţă cu zăbrelele. Pentru a permite
bracarea roţilor de direcţie, lonjeroanele laterale se curbează în planul orizontal, şi se
fixează cu traverse obişnuite şi cu traverse diagonale.
20
La autoturismele cu suspensie independentă a roţilor se foloseşte un cadru cu tub
central, care serveşte simultan şi pentru închiderea arborelui longitudinal. Comparativ
cu cadrul cu lonjeroane acesta este mai rigid, mai uşor şi creează roţilor o mare
mobilitate.
Îmbinările cadrului sunt făcute prin nituire iar, mai nou, prin sudare în capete după
procedeul prin rezistenţă în stare solidă, prin puncte sau prin cusătură în relief. Pentru
toate procedeele trebuie îndeplinite condiţiile fundamentale în vederea obţinerii unor
suduri de calitate.
Astfel, la sudarea în capete trebuie executată o încălzire uniformă a capetelor celor
două piese de îmbinat. Pentru sudarea în relief se cere o curăţare îngrijită a
suprafeţelor. Nedecaparea sau neînlăturarea depunerilor pe ridicături modifică
rezistenţa lor de contact şi, astfel, curentul se repartizează uniform asupra ridicăturilor.
Ridicăturile nu trebuie să fie aplatizate înainte, dar dacă aplatizarea are totuşi loc
înainte de formarea nucleului topit, atunci încălzirea locală încetează şi sudura nu se
mai produce. De fapt, după aplatizarea ridicăturii, plăcile se ating pe toată suprafaţa lor
şi curentul trece de la părţile încălzite, spre părţile mai reci deoarece rezistenţa elastică
a acestora este mai mică. Faţă de forţa de apăsare, ridicăturile trebuie să fie destul de
rezistente şi aceasta se obţine prin alegerea unor forme potrivite care trebuie realizate
cu mare exactitate. O serie de particularităţi ale sudării prin puncte sunt determinate de
însuşi caracterul acestui procedeu şi nu depind decât în mică măsură de felul
materialului. La sudarea prin puncte a cadrelor şi caroseriilor auto munca manuală a
fost înlocuită de robotizarea operaţiilor. Construcţiile cadrelor sunt utilizate în general la
autocamioane şi autospeciale, însă la autobuzele şi autoturismele cu caroserii metalice
închise, caroseria preia parţial sau integral funcţia de element de rezistenţă a cadrului.
Acest tip de caroserie este numită convenţional caroserie semiportantă sau caroserie
portantă.
La unele autobuze cadrul este consolidat prin elementele caroseriei, întregul ansamblu
formând un tub de dimensiuni mari cu secţiune dreptunghiulară, rezistent la solicitările
dinamice la care este supus autovehiculul.
Anumite cadre prezintă doar întărituri în „X” pentru mărirea rigidităţii, sau sunt
constituite din lonjeroane şi traverse tubulare.
21
În Figura 2-11 este prezentat un cadru în „X” cu secţiune centrală dreptunghiulară.
Lonjeroanele cadrului pot fi de secţiune tubulară sau dreptunghiulară. În partea
anterioară se utilizează traverse masive care servesc drept suport pentru elementele
suspensiei punţii faţă şi a motorului.
Figura 2-11 Cadru în X
Suporturi transversale sunt sudate pe lonjeroane pentru a servi drept bază de prindere
a caroseriei. Curbura în plan vertical a şasiului se poate utiliza atât în dreptul punţii
spate (pentru a permite montarea punţii, dar şi pentru a permite comprimarea arcurilor
suspensiei), cât şi în dreptul punţii faţă, coborându-se astfel centrul de masă al
cadrului. Evaluarea capacităţii structurilor de autovehicule de a disipa energia de impact
prezintă o mare importanţă. Astfel fiecare element al unei structuri trebuie să aibă un
rol bine definit şi o anumită capacitate de disipare a energiei. Astfel, prin analize
structurale, în funcţie de unghiul de înclinare a lonjeroanelor pot avea loc deformaţii
prin încovoiere sau prin comprimare axială. Unghiul de înclinare longitudinală a
lonjeronului, la care tendinţa de deformare devine de comprimare axială, dintr-o
tendinţă de deformare prin încovoiere, se numeşte unghi critic. Ca exemplu, o
modificare de numai un grad a unghiului de înclinare longitudinală a lonjeronului are ca
efect o modificare a energiei necesară deformaţiei acestuia cu 60%, în timp ce durata
de deformare a structurii se dublează. În practică este de evitat pe cât posibil
fenomenul de deformare prin compresiune axială, deoarece acesta implică rigidităţi
mare a părţii frontale, adică un nivel ridicat al acceleraţiilor care în final se transmit
pasagerilor autovehiculului.
22
Cadrul de tip dreptunghiular
La acest tip de cadru, Figura 2-12, lipseşte porţiunea centrală de întărire, dar se
utilizează traverse pentru obţinerea rigidităţii necesare.
Figura 2-12 Cadru dreptunghiular
Lonjeroanele sunt de asemenea de secţiune dreptunghiulară. Cadrele dreptunghiulare
sunt întâlnite în construcţia autocamioanelor actuale. Prin montarea pe acestea a
grupului motopropulsor, sistemului de frânare şi direcţie, precum şi a cabinelor se obţin
aşa numitele „şasiuri autopropulsate”.
Cadrul cu întărituri.
Acest tip de şasiu, Figura 2-13, se utilizează mai ales la unele tipuri de autoturisme
break sau coupe, unde este necesară o rigiditate de torsiune mai mare. Se remarcă
curburile în plan vertical pentru fixarea elementelor suspensiei şi care au rolul de a
coborî centrul de masă. Curbarea în plan vertical a lonjeroanelor are ca efect
micşorarea rigidităţii părţii frontale a cadrului în cazul unor coliziuni.
23
Figura 2-13 Cadru cu întărituri
2.2.2 Construcţii speciale
Printre construcţiile speciale, care se apropie prin formă şi concepţie de cadrele clasice,
se găseşte şasiul de tip grindă, care se asociază în mod frecvent cu suspensia cu roţi
independente şi lipsa punţii rigide, dar care necesită caroserie independentă.
Cadrul platformă este compus din două lonjeroane şi traverse legate între ele prin
panouri de tablă ambutisată, cu nervuri pentru mărirea rigidităţii.
Cadrul combinat are în partea centrală un tub iar, la cele două capete lonjeroane. acest
tip de cadru este foarte rar utilizat în construcţia de autovehicule rutiere. În dreptul
punţilor lonjeroanele sunt curbate în sus pentru a permite montarea suspensiei fără a
ridica prea sus caroseria.
Fiecare lonjeron are o mare rigiditate longitudinală, legăturile transversale dintre cele
două lonjeroane permiţând o oarecare elasticitate a cadrului, care pate suporta o
torsionare fără deformaţii majore.
Pentru realizarea unor autovehicule uşoare, odată cu apariţia tracţiunii pe puntea faţă,
s-a răspândit ideea unor caroserii monococă, sau a unor subansambluri de tip
platformă, pe care se sudează ulterior caroseria. Această soluţie conferă ansamblului
şasiu – caroserie, care formează un tot omogen, o rigiditate mult mărită şi o
deformabilitate scăzută, la o greutate minimă. Soluţia complică în mod considerabil
demontarea elementelor caroseriei, în vederea reparării în caz de accident.
Caroseriile autoportante prezintă doar o podea foarte robustă, pe care se montează
caroseria propriu-zisă, deosebit de rigidă, din tablă armată, prin diferite metode.
Organele mecanice se ataşează de caroseria astfel rezultată.
24
Soluţia denumită Dyna Panhard utilizează ca infrastructură o platformă pe care se
montează ulterior prin sudură caroseria şi punţile. Firme precum Fiat şi unele firme
americane pleacă de la un cadru simplu, pe traversele şi lonjeroanele căruia se
construieşte caroseria, soluţia numindu-se şasiu integrat în caroserie. Toate elementele
metalice, care formează caroseria reprezintă şi suport pentru elementele direcţiei,
sistemului de frânare şi de suspensie. Aceste elemente sunt sudate într-unul singur,
creându-se astfel o singură componentă din piese metalice sudate.
Figura 2-14 Infrastructură de tip platformă
Panourile podelei şi ansamblul lonjeroanelor, care includ şi ansamblul pragurilor, conţin
elemente de prindere şi sprijin pentru grupul motopropulsor, transmisie şi suspensie.
Lonjeroanele, ca şi diferite traverse sunt de secţiune dreptunghiulară, distribuind
sarcinile pe suprafeţe mari ale structurii.
Analizând cadrul autoturismelor în variante modernizate acesta este un tip platformă,
lonjeroanele fiind solidarizate între ele prin fâşii de tablă cu nervuri. Grinda transversală
este de tip cheson, în partea din faţă, pentru a realiza o rezistenţă suplimentară
necesară susţinerii motorului. La preluarea eforturilor participă în mare măsură şi
caroseria, care este semiportantă.
Constructorii de autoturisme sport utilizează adesea în construcţiile lor cadre tubulare
spaţiale din care este realizată o structură de tip „cuşcă de păsări”. Pe această structură
construită din ţevi se montează apoi punţile directoare şi motoare, motorul şi
transmisia, Figura 2-15.
Absenţa cadrului clasic nu este specifică numai autoturismelor. De asemenea, se
construiesc în special autocare alcătuite din fâşii de tablă asamblate prin sudură şi
caracterizate prin absenţa completă a lonjeroanelor şi traverselor dintr-o singură
25
bucată. Ansamblul este construit dintr-o structură de zăbrele formată din tuburi de
secţiune dreptunghiulară, făcute din tablă subţire, de care se sudează plăcile care
formează podeaua, montanţii caroseriei, consolele şi braţele de prindere a organelor
mecanice.
Figura 2-15 Cadru tubular spaţial folosit ca platformă de bază pentru autoturisme Lotus
Toate asamblările se fac prin sudură electrică prin puncte, cu excepţia consolelor şi a
braţelor de prindere, care sunt sudate electric cu arc. Diferitele tuburi sunt încastrate şi
apoi sudate.
2.3 Caroseriile autoturismelor
În general caroseriile reprezintă suprastructura autovehiculelor, fiind amenajate pentru
transportul persoanelor, a încărcăturii sau pentru instalarea diverselor utilaje
tehnologice.
La autovehiculele moderne sunt prevăzute caroserii cu forme cât mai aerodinamice,
rezistente la impact, cu o vizibilitate maximă pentru conducătorul auto în vederea
măririi siguranţei în circulaţie, cu un grad ridicat de confort.
Caroseriile se clasifică după următoarele criterii:
• caroserii neportante, la care eforturile sunt preluate exclusiv de cadru (şasiu). în
acest caz cadrul fiind separat, iar caroseria este fixată elastic de acesta;
26
• caroserii semiportante, care preiau parţial eforturile datorate forţelor care apar la
deplasarea autovehiculului. La acest tip de caroserie podeaua este fixată rigid de
cadru prin kiplinguri (şuruburi pentru lemn - Holzschraube sau Holzşurub), nituri
sau prin sudură, dacă este metalică;
• caroseriile autoportante preiau forţele produse în mişcarea autovehiculului în
cazul în care cadrul este suprimat.
Având în vedere că viteza de deplasare a autovehiculelor pe drumurile publice a
crescut considerabil, o parte semnificativă din puterea motorului se consumă pentru
învingerea rezistenţei din partea aerului. Datorită acestui fapt forma caroseriilor
moderne tinde spre cea mai optimă formă aerodinamică. La autoturismele cu viteze de
peste 150 km/h, se impun măsuri speciale de îmbunătăţire a formei caroseriilor.
În timpul deplasării autovehiculul este supus acţiunii laterale a vântului, care determină
modificarea, în sens negativ, a stabilităţii longitudinale. Pentru aceasta este necesar ca
profilul caroseriei să fie proiectat cu o suprafaţă laterală mare înspre partea posterioară,
astfel ca centrul de presiune al acestei suprafeţe să fie deplasat spre spate. Suprafaţa
laterală nu trebuie să mărească înălţimea autovehiculului, în acest sens se vor prevedea
ampenaje laterale şi se va mări lăţimea caroseriei pentru obţinerea stabilităţii optime la
deplasarea autovehiculului.
În afară de aceste considerente, la modernizarea caroseriilor de autovehicule se vor
avea în vedere:
• Realizarea unui habitaclu suficient de mare, confortabil, panoramic şi rezistent;
• vizibilitate bună, în scopul asigurării unei securităţi sporite prin adaptarea unui
parbriz curbat;
• accesibilitate uşoară la organele de comandă şi de control ale autovehiculului;
• linia şi ţinuta de drum, cu aspectul exterior cât mai modern şi plăcut.
După formă, caroseriile se clasifică în: închise, deschise, transformabile şi speciale.
Caroseriile închise sunt de tipul:
• coach, cu două uşi şi patru geamuri laterale, cu două sau şase locuri, cu
spătarele scaunelor din faţă rabatabile pentru a se asigura accesul la bancheta
din spate;
27
• sedan, cu patru uşi şi patru sau şase locuri, cu două rânduri de scaune şi
geamuri laterale;
• limuzină, cu patru uşi, şase sau opt locuri, dona rânduri de scaune permanente şi
cu strapotine (scaune suplimentare între ele), la unele construcţii cu geam între
locurile din faţă şi spate;
• coach hardtop, asemănător caroseriei coach, cu deosebirea că nu are montanţi
ficşi pentru geamuri laterale;
• sedan hardtop, similar caroseriei sedan, cu deosebirea că nu are montanţi ficşi
pentru geamuri laterale;
• cupeu, format sport, cu doua uşi şi două până la şase locuri, dimensiunile
interioareîn special în zona locurilor din spate sunt mai mici decât la coach.
Caroseriile deschise sunt de tipul:
• roadster, cu plafon decapotabil, geamuri laterale amovibile cu două uşi şi 2-3
locuri, pe un rând de scaune;
• cabriolet cu două uşi, capotă pliabilă, două locuri şi două geamuri laterale - alte
modele similare au patru până la şase locuri şi patru geamuri laterale cu spaţii
mari amenajate pentru bagaje;
• cabriolet – roadster, respectiv spider, este o variantă a roadsterului – spider.
Este asemănător caroseriei cabriolet, având o linie sport modernă;
• hardtop tip cupeu sau cabriolet cu capota rigidă detaşabilă;
• roadster faeton cu minim patru locuri, uneori având până la şapte locuri, cu
patru uşi şi patru geamuri laterale amovibile.
Caroseriile transformabile sunt de tipul:
• cabrio - cupeu cu plafon pliabil însă cu rame fixe, amenajat pentru două - cinci
locuri confortabile;
• autostaţion cu trei sau cinci uşi, două sau patru uşi laterale şi una în spate, cu
cinci până la nouă locuri, banchete cu spătare rabatabile pentru a crea spaţiu
suplimentar pentru încărcarea bagajelor voluminoase;
• berlină decapotabilă cu două uşi, două rânduri de scaune şi patru - şase locuri.
28
Caroseriile speciale de următoarele tipuri:
• microturisme cu una - două uşi şi unu până la trei locuri, cu motor de capacitate
cilindrică foarte mică;
• combi - station vagon cu două sau patru uşi lateral, uneori şi una în spate, cu
două sau trei rânduri de scaune pentru transportul a şase - opt persoane. Poate
fi amenajat şi pentru transport marfă.
• de curse, în general fără uşi, destinat exclusiv pentru participarea la competiţii
sportive.
Figura 2-16 Principalele forme de caroserii de autoutrisme a - sedan; b - break-combi; c - cabriolet; d - faux-cabriolet; e - limuzină de lux; f - limuzină-cabriolet; g - cupeu; h - roadster; i
- torpedo; f - coupe de ville; k - laundoulet.
Cercetările recente au pus bazele realizării unor caroserii din fibre de carbon armat şi
fibre de sticlă în amestec cu răşini epoxidice. Materialele compozite sunt încă utilizate
pe scară restrânsă pentru producerea motoarelor ceramice cu structuri armate
deoarece sunt friabile la vibraţii (se fărâmiţează la destructurare) şi foarte sfărâmicioase
29
la forţe de flambare şi torsiune. Prin utilizarea materialelor compozite se realizează
însemnate economii de metal şi materiale convenţionale, deficitare pe piaţa mondială,
iar rezistenţa mecanică a acestora depăşeşte de patru - cinci ori pe cea a materialelor
clasice.
În acest context întreţinerea şi tehnologia de reparaţie a acestor tipuri de caroserii este
simplificată. Recondiţionarea anumitor organe este realizabile în limitele admisibile după
o tehnologie convenţională, iar în cazul celor ireparabile se recomandă înlocuirea cu
seturi sau repere de rezervă.
Se recomandă constructorilor să livreze - la cerea beneficiarilor - seturi complete de
repere sau module singulare, cele mai expuse în cazul accidentelor frecvente de
circulaţie, în vederea reducerii duratei de imobilizare a autovehiculelor în reparaţii
curente.
Din aceste considerente, se remarcă: sensibilitatea caroseriilor autoportante în
exploatare la circulaţia rutieră pe diferite categorii şi stări de drumuri cu suprasarcină,
materializată prin ruperea unor elemente ale carcasei caroseriei foarte frecvent în zona
punţii din faţă la punctele de racordare a ansamblului punţii cu cadrul caroseriei, in
special pe partea stângă a autovehiculului, unde sunt însumate şi solicitările datorate
sistemului de direcţie, cât şi influenţa de acţionare a amortizoarelor acestuia.
Pentru repararea carcasei caroseriei se fac următoarele recomandări tehnologice şi de
organizare:
• la executarea sudurilor carcasei caroseriei se va folosi sudarea în mediu de gaz
protector sau sudarea electrică cu curent continuu cu electrozi dimensionaţi
corespunzător materialelor utilizate şi grosimii pofilelor sudate;
• dacă se constată demente rupte, componente ale caroseriei, acestea se vor
înlocui, evitându-se sudarea;
• pentru a nu schimba distribuţia eforturilor pe ansamblul carcasei, se vor respecta
riguros dimensiunile şi poziţia iniţială a elementelor componente.
Din punct de vedere al realizării structurii de rezistenţă a caroseriilor destinate
autoturismelor, de-a lungul timpului s-au experimentat diferite concepte arhitecturale.
Două dintre acestea sunt prezentate pe scurt cu avantajele şi dezavantajele pe care le
implică în tabelul 2.1. Se observă avantajele oferite de conceptele „orizontal” şi
30
„vertical” în ceea ce priveşte capacitatea de disipare a energiei, masa construcţiei,
intensitatea de transmitere a şocurilor înspre celula de supravieţuire şi nu în ultimul
rând costurile de fabricaţie.
Tabelul 2.1 Conceptul în
2 plane Conceptul în
3 plane Conceptul orizontal
Conceptul vertical
Intensitatea de transmitere la
celulă + + ++ +
Masa + 0 0 0 Compatibilitate + ++ ++ + Capacitatea de
disipare a energiei
+ ++ ++ +
Costuri constructive
++ ++ 0 0
La conceptul orizontal zonele întărite ale structurii autoturismelor sunt amplasate în
planşeu, la nivelul tunelului central, precum şi în structurile din praguri şi uşi. Se
remarcă dirijarea eforturilor preluate de lonjeroane înspre exterior şi tunel, poziţiile în
care sunt amplasate scaunele pentru pasageri fiind protejate prin ranforsări în formă de
furcă.
Figura 2-17 Conceptul orizontal
31
La conceptul vertical forţele de impact sunt dirijate prin structura panourilor laterale,
ferind astfel habitaclul de posibile intruziuni. Se remarcă modalitatea de dirijare a
eforturilor, prin bifurcarea elementelor de rezistenţă, atât prin stâlpii A cât şi la nivelul
planşeului. Structura prezintă întărituri pe toţi stâlpii laterali.
În cazul unui impact frontal, forţele dezvoltate acţionează şi se disipă asupra şi prin
structura caroseriei, în principal pe trei căi: două laterale ce includ cadrele metalice
frontale inferioare şi superioare, respectiv una centrală ce include motorul, transmisia şi
eventual cadrul motorului. Dacă impactul este suficient de puternic şi decelerarea
vehiculului suficient de mare, disiparea şi absorbţia energiei se face în toate aceste trei
direcţii.
Figura 2-18 Conceptul vertical
Cercetările experimentale au demonstrat că pe traiectele laterale se disipă între 40% şi
70% din energia de impact, restul fiind preluată de zona centrală.
Cadrele metalice frontale sunt proiectate pentru a putea fi deformate în mod progresiv
de un impact frontal, astfel încât să absoarbă energia în etape pentru a reduce
deformarea şi afectarea structurii cabinei. În acest sens ele pot fi prevăzute cu
elemente geometrice care să localizeze deformaţiile precum canale transversale
înguste, caneluri, şanţuri, crestături sau zone înguste uşor înfundate în structura
cadrului. Alte soluţii prevăd încorporarea unor materiale speciale cu proprietăţi bune de
deformare plastică şi absorbţie a energiei de deformare în structura vehiculului pentru a
forma aşa-numitele volume de deformare. Orice modificare a caroseriei prin
32
introducerea acestor elemente deformabile absorbante nu trebuie să modifice
semnificativ costul şi complexitatea, nici să altereze rigiditatea structurală a vehiculului.
O altă zonă importantă privită prin perspectiva siguranţei compartimentului pasagerilor
este cea situată la intersecţia dintre bara superioară de suport a aripei, jugul peretelui
panoului de bord şi stâlpul vertical frontal al cabinei. Doi factori importanţi ce afectează
compatibilitatea la impact între diversele structuri frontale de protecţie a cabinei sunt
valoarea rigidităţii structurii de rezistenţă a caroseriei şi rezistenţa mecanică a cabinei.
Primul factor determină nivelul de energie absorbită, respectiv deceleraţia rezultată din
impactul cu un alt vehicul. În principiu, vehiculele mai grele au o structură mai rigidă
comparativ cu cele mai uşoare care sunt astfel supra-deformate. Deoarece energia
absorbită poate fi considerată egală cu integrala forţei de impact în funcţie de distanţa
de deformare, rezultă că pentru a absorbi această energie şi a menţine o distanţă de
deformare relativ constantă, singura soluţie constă în mărirea rigidităţii în raport cu
masa vehiculului. Ca urmare, structura cabinei unei maşini mai uşoare şi implicit mai
puţin rigide va avea mai mult de suferit, iar pasagerii vor fi mai serios afectaţi.
Rezistenţa mecanică a cabinei pasagerilor este la rândul ei influenţată puternic de căile
prin care solicitările din impact se transmit spre cadrul cabinei. Aşa cum se poate
observa din Figura 2-19 acestea sunt reprezentate de: cadrele (lonjeroanele) frontale
inferioare l, cadrul de susţinere a motorului 2, cadrele frontale superioare 5 (acestea
sunt numite cadre de susţinere a aripii frontale, structura panoului (planşeului) de bord
consolidată la partea superioară de jugul planşeului 7, pragurile laterale 6, respectiv
cadrul metalic de susţinere (şasiul) în cazul caroseriilor care nu sunt de tip monocorp
(autoportante). Unele dintre aceste componente pot fi opţionale, de exemplu cadrul de
susţinere a motorului (colivia motorului). Bara de protecţie faţă 3 este activă pentru
viteze reduse de coliziune, sub 15 km/h, însă elementele de fixare pe cele două
lonjeroane joacă un rol foarte important în comportamentul întregii structuri şi în
propagarea forţelor la impact. Există o varietate de mijloace de ataşare a barei de
protecţie. Pentru a mări capacitatea barei de absorbire a energiei în coliziuni, aceasta se
montează de partea frontală a lonjeroanelor prin intermediul unor elemente deformabile
4. Varianta de caroserie cu zăbrele se utilizează în special la autoturismele sport şi se
remarcă printr-o rigiditate mare şi o greutate mică. Scheletul caroseriei se acoperă în
unele situaţii cu folii din material plastic, asigurându-se prin aceasta o greutate redusă
şi un coeficient aerodinamic acceptabil.
33
Figura 2-19 Structura frontală de protecţie a pasagerilor unui autoturism
Caroseria de tip cheson este utilizată, în general, la majoritatea autoturismelor.
Îmbinarea elementelor componente se face prin sudare. Pentru asigurarea unei
rigidităţi suficiente, pe tabla din care se realizează unele elemente componente ale
caroseriei se practică diverse nervuri prin ambutisare. Nervuri de diferite forme se
execută în special pe tabla din care se realizează învelişul interior al motorului şi
podeaua (planşeul) caroseriei. Sunt cazuri în care, pentru a realiza construcţii cu o
rigiditate mare, partea din faţă a caroseriei se execută cu un schelet cu zăbrele, iar
partea din spate tip cheson. În Figura 2-20 este reprezentată schema unei caroserii
combinate.
La autoturismele mici şi mijlocii, se folosesc caroserii de tip cadru – grindă. Acesta este
un fel de cheson, ce înlocuieşte cadrul obişnuit. Pe cheson sunt fixate prin sudură
elementele componente ale caroseriei, rezultând un bloc cu rigiditate mare în toate
direcţiile.
Figura 2-20 Schema constructivă a unei caroserii combinate
34
La caroseriile autoportante cadrul de înlocuit este constituit din partea anterioară a
cadrului clasic (care consolidează partea de caroserie) pe care se montează motorul,
suspensia şi bara de protecţie din faţă. Câteva caracteristici constructive privind
dimensiunile şi modul de amplasare a structurii frontale şi de rezistenţă a
autoturismelor sunt prezentate sintetic în tabelul 2.2.
Tabelul 2.2.
Tip. Autoturism
(an fabricaţie)
Înălţime bară
paraşoc (minmax)
Înălţime muchie frontală capotă
Înălţimea lonjeron
Secţiunea lonjeronulu
i (lxh)
Ecartament
lonjeroane
Înălţimea pragurilor (minmax)
Fiesta (88) 380/530 690 370 50/100 800 230/290 Passat (84) 390/550 730 410 90/80 1000 230/325 Passat (95) 365/540 715 400 80/100 1000 220/310 Ascona (85) 380/520 730 360 75/110 800 240/300 Nissan Sunny
(85) 440/600 750 430 60/100 900 240/300
Polo (96) 390/530 690 400 55/110 700 210/290 Sierra (88) 360/470 680 400 60/95 850 260/345 Mazda 323
(85) 380/515 700 320 80/130 1000 210/280
Fiat Punto (94) 385/575 695 500 100/90 1100 210/310 Astra (92) 410/520 700 430 70/100 800 220/290 Escort (94) 440/540 680 400 60/110 910 210/290 Vectra (91) 360/500 685 380 75/170 850 240/300 Golf 3 (93) 350/535 740 400 70/110 1110 215/310 Corsa (94) 380/530 700 310 80/120 950 225/310 Renault 19
(93) 350/495 675 380 35/130 950 210/300
La unele autovehicule cu caroserie autoportantă se montează numai traversa din faţă şi
spate pentru fixarea elementelor suspensiei, sau grinzi longitudinale pentru montarea
barelor de torsiune longitudinale şi transversale.
Corpul caroseriei este compus din structura inferioară, structura superioară, Figura 2-22
şi elementele amovibile, Figura 2-21. Structura inferioară se compune din: Planşeul
spate asamblat – 1, planşeul central asamblat – 2, traversa planşeului – 3, traversa
inferioară faţă – 4, lonjeronul faţă complet – 5,6,7, ranforsarea planşeului faţă – 8,
elemente de rigidizare a planşeului - 9,18, element de închidere a părţii inferioare a
caroseriei – 10, traversa planşeului spate – 11, traversa spate stânga – 12, lonjeron
spate stânga asamblat – 13, element de sprijin pentru arcul suspensiei – 14, traversa
planşeului spate asamblată – 15, traversa spate asamblată – 16, tunelul planşeului –
17.
35
Figura 2-21 Elementele amovibile ale caroseriei
Figura 2-22 Elementele componente ale planşeului şi suprastructurii caroseriei
36
Elementele componente ale suprastructurii caroseriei sunt: traversa superioară faţă – 1,
perete lateral – 2, tabla port far – 3, aripa interioară – 4, dublura stâlpului faţă – 5,
stâlpul faţă asamblat – 6, pragul lateral caroseriei – 7, stâlpul central asamblat – 8,
panoul aripii spate – 9, pasajul inferior al roţii – 10, fusta spate – 11, dublura ramei
caroseriei – 12, traversa spate a pavilionului – 13, pavilionul – 14, grinda elementului de
încălzire a habitaclului – 16, tablier – 17.
Partea superioară a caroseriei se realizează prin sudarea elementelor componente.
Elementele amovibile ale caroseriei sunt capota faţă, hayonul, uşile şi aripa faţă.
Caroseria autoportantă a unor autoturisme din clasa mijlocie are platforma întărită.
Construcţia unei astfel de caroserii este prezentată în Figura 2-23. Se remarcă
construcţia planşeului sub forma unei structuri duble, asemănătoare cu structurile
utilizate în construcţia aripilor de avion. Prin astfel de măsuri constructive se asigură o
mai bună protecţie a spaţiului destinat pasagerilor.
Figura 2-23 Caroserie autoportantă cu platformă întărită
La unele autoturisme, pentru a asigura o mai bună izolare fonică, între piesele
caroseriei se introduc elemente elastice din cauciuc şi material plastic.
Aranjarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în
vederea asigurării confortului şi siguranţei pasagerilor. Construcţia caroseriilor
autoturismelor depinde în mare măsură şi de amplasarea organelor transmisiei şi a
37
portbagajului. Cabina pentru pasageri este amplasată în totdeauna la mijloc, pentru ca
aceştia să fie cât mai bine protejaţi. În general, problemele constructive care se pun în
prezent constructorilor de autoturisme sunt determinate de măsurile ce trebuie luate
pentru a asigura cât mai bine pasagerii contra accidentării. „Celula de securitate" se
obţine prin următoarele măsuri: rigidizarea construcţiei fără reducerea vizibilităţii,
utilizarea unei tapiserii de grosime mare pe tavan şi pereţii laterali, montarea unor
mânere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fără proeminenţe, tapisarea butucului
volanului, a parasolarelor şi a torpedoului, utilizarea coloanei de direcţie telescopice şi a
unui volan uşor deformabil în direcţie axială, montarea parbrizului astfel încât la
deformarea caroseriei geamul să sară în afară.
În vederea creşterii securităţii pasagerilor, pe lângă sistemele de siguranţă recente,
autoturismele se echipează cu centuri de siguranţă.
Figura 2-24 Centura de siguranţă cu fixare în trei puncte
Acestea sunt realizate în diferite variante, cea mai mare răspândire având-o centura cu
fixarea în trei puncte. Modul de fixare al celor trei puncte de prindere pe caroserie şi
procentul din sarcina pe care o preiau cele trei puncte de prindere a centurilor de
siguranţă în caz de coliziune este prezentat în Figura 2-24. Mai multe detalii despre
sistemele de siguranţă a pasagerilor sunt prezentate în capitolele următoare.
2.4 Caroseriile autobuzelor
La autobuzele moderne, caroseriile sunt autoportante şi ca urmare cadrul face parte
integrată din construcţia caroseriei. Caroseriile autobuzelor trebuie să aibă rigiditate
38
mare la încovoiere şi torsiune. Acest lucru se realizează utilizând construcţii cu zăbrele
din tuburi sau diferite profiluri din oţel laminat. Carcasa caroseriei este îmbrăcată la
exterior cu panouri din tablă cu grosimea de 0,75—1,0 mm, iar partea interioară şi
plafonul se acoperă cu plăci fibrolemnoase melaminate. Interiorul caroseriilor se
izolează fonic şi termic cu panouri din pâslă, covoare bituminoase şi spumă
poliuretanică.
Podeaua caroseriilor autobuzelor se realizează din tablă acoperită cu un covor din
material plastic sau din lemn ignifugat.
Figura 2-25 Caroserii de autobuz de diferite forme
39
După formă şi destinaţie, Figura 2-25, se deosebesc caroserii pentru: autobuze urbane,
cu mai multe uşi (a); autobuze interurbane, cu una sau două uşi pe partea dreaptă şi
una pe partea stângă pentru accesul conducătorului (b); autobuze de turism, cu confort
special (c); autobuze deschise pentru agrement (d); autobuze etajate (e); autobuze
articulate de mare capacitate (f).
Sarcinile de pe podea se transmit portanţilor prin traverse. 0 atenţie deosebită va fi
acordată asigurării rigidităţii în locurile de dispunere a uşilor şi ferestrelor. Caroseriile
autoportante protejează mai bine pasagerii în cazul accidentelor.
Construcţia unei caroserii de autobuz cu zăbrele este reprezentată în Figura 2-26, iar a
unui autobuz cu caroserie autoportantă tip cheson în Figura 2-27.
Figura 2-26 Caroserie autoportantă de tip grindă cu zăbrele pentru autobuz
40
Figura 2-27 Construcţia unui autobuz cu caroserie de tip cheson
Caroseriile tip cheson pot fi realizate în două variante: cu pereţii interiori şi exteriori din
tablă de oţel sau numai cu pereţii interiori portanţi din tablă de oţel. La a doua variantă,
în caz de deteriorare, peretele exterior poate fi înlocuit cu uşurinţă, deoarece nu este
nituit sau sudat de scheletul caroseriei.
Organizarea interioară a autobuzelor depinde de destinaţia lor. Autobuzele interurbane
şi turistice trebuie să fie prevăzute cu instalaţii corespunzătoare pentru a asigura
confortul pasagerilor. Aceste instalaţii trebuie să asigure o bună condiţionare a aerului
din salonul destinat pasagerilor.
Condiţiile tehnice care se expun în continuare se aplică numai la vehiculele cu un singur etaj,
destinate să transporte cel puţin 16 persoane aşezate pe scaune sau în picioare, în afara
conducătorului auto şi a personalului însoţitor. Extinderea suprafeţelor vitrate de pe
părţile laterale slăbeşte rezistenţa caroseriei autobuzelor şi prin aceasta poate afecta
protecţia călătorilor în situaţia răsturnărilor sau coliziunilor laterale. Avându-se în vedere
gravitatea unor accidente produse în asemenea situaţii, s-au elaborat normative care
impun producătorilor păstrarea unei rezistenţe standard, acceptabilă din punct de vedere
al protecţiei călătorilor.
Protecţia călătorilor se apreciază prin „spaţiul de supravieţuire", care trebuie să se
menţină după efectuarea unor încercări speciale.
41
Spaţiul de supravieţuire din compartimentul pasagerilor se defineşte prin volumul care
se obţine prin translaţia unui plan transversal vertical începând din punctul R al scaunului
aşezat cel mai în spate până la punctul R al scaunului situat cel mai în faţă. Planul
transversal vertical este delimitat ca în Figura 2-28 (în interiorul liniilor haşurate); se
consideră că punctele R sunt dispuse la 500 mm deasupra podelei salonului, la 300 mm
faţă de peretele lateral şi la 100 mm faţă de vârful care delimitează partea de sus a planului
transversal vertical menţionat.
Rezistenţa caroseriei se evaluează pe baza modificărilor suferite de spaţiul de
supravieţuire după una din încercările:
încercare la răsturnare a întregului vehicul, echipat ca şi în timpul exploatării normale;
încercare de răsturnare a unei secţiuni sau mai multor secţiuni reprezentative din
caroseria vehiculului;
încercare de lovire cu un pendul special a unei secţiuni sau mai multor secţiuni din
caroseria vehiculului.
Dacă se poate proba rezistenţa şi prin calcul, se acceptă şi o asemenea metodică.
Sursa Radu Gaiginschi, Iulian Filip, Expertiza tehnică a accidentelor rutiere
Figura 2-28 Schema pentru determinarea spaţiului de supravieţuire în plan transversal (a) şi longitudinal (b)
42
Pentru încercarea de răsturnare a vehiculului complet, acesta trebuie pregătit în
prealabil. Scaunele vehiculului trebuie reglate la înălţimea cea mai mare, iar spătarele
lor amplasate în poziţie verticală. Toate uşile şi geamurile trebuie să fie închise iar
anvelopele trebuie umflate la presiunea indicată de producător; sistemul de suspensie
trebuie să asigure aceeaşi gardă la sol ca şi în timpul unei exploatări normale.
Autovehiculul se amplasează pe o platformă basculabilă aflată în poziţie orizontală la
începutul încercării. Pentru răsturnarea laterală a vehiculului, axa sa longitudinală trebuie
să fie paralelă cu axa de rotaţie a platformei. În apropierea axei de răsturnare trebuie
prevăzut un mic perete lateral necesar împiedicării alunecării anvelopelor pe direcţia de
răsturnare; de asemenea, trebuie blocată şi deplasarea vehiculului în plan longitudinal.
Răsturnarea se face pe un plan orizontal situat cu 800 mm sub nivelul platformei
basculabile, Figura 2-29.
Sursa Radu Gaiginschi, Iulian Filip, Expertiza tehnica a accidentelor rutiere
Figura 2-29 Schema dispozitivului de răsturnare a caroseriei autobuzelor
Platforma trebuie să fie suficient de rigidă sau punctele de acţionare asupra sa să fie
amplasate astfel ca axele vehiculului să fie ridicate simultan, fără a genera eforturi de
torsiune în caroserie. Viteza de rotaţie a platformei nu trebuie să depăşească
5°/secundă (0,087 rad/s).
Pe parcursul încercării se efectuează înregistrări video ultrarapide, iar după răsturnare
se fac măsurători care pun în evidenţă deformaţii exterioare şi interioare. Încercarea se
consideră satisfăcătoare dacă:
• se conservă valoarea volumului spaţiului de supravieţuire;
43
• nici una dintre componentele detaşabile ale vehiculului nu influenţează asupra
spaţiului de supravieţuire;
• nici o parte a spaţiului de supravieţuire să nu iasă în afara caroseriei deformate.
Încercarea de răsturnare a unei secţiuni din caroseria vehiculului se
efectuează după aceeaşi metodologie şi cu aceeaşi instalaţie ca şi pentru răsturnarea
vehiculului complet; se impun aceleaşi condiţii după răsturnare ca şi în cazul precedent.
Încercarea unei secţiuni din caroseria vehiculului cu ajutorul pendulului
urmăreşte îndeplinirea aceloraşi condiţii şi în plus, determinarea energiei absorbite de
impact. În principiu, un pendul cu lungimea braţului de 3500 mm este lansat de la o
înălţime care să asigure o viteză de impact cuprinsă între 3 şi 8 m/s. Masa corpului de
lovire trebuie aleasă astfel ca energia la începutul impactului să fie cea indicată de
producător. Planul de oscilaţie a pendulului trebuie să fie înclinat cu un unghi de 25˚ în
raport cu planul longitudinal median al secţiunii de caroserii care se încearcă.
2.5 Caroseriile autocamioanelor
Caroseriile pentru autocamioane se compun din cabina pentru conducător şi platforma
pentru transportul bunurilor. Cabinele sunt de tip închis, cu geamuri mobile. Ele sunt
prevăzute, în mod normal, cu două trei locuri, iar uneori cu şase – opt locuri. La
autocamioanele pentru transportul pe distanţe lungi, cabina este prevăzută cu un pat
pentru conducătorul auto de schimb. Cabina poate fi dispusă în spatele punţii din faţă
sau pe puntea din faţă (cabină avansată).
Cabinele obişnuite se execută dintr-un schelet metalic din tablă ambutisată, din
postament şi îmbrăcămintea exterioară îmbinate între ele prin sudare Figura 2-30.
La autocamioanele cu motorul aşezat în faţa cabinei, pericolul de accidentare a
conducătorului auto este mai mic şi, ca urmare, se poate realiza o construcţie de cabină
mai uşoară. Cabinele avansate trebuie să fie realizate cu rigiditate mărită pentru a spori
securitatea conducătorului, deoarece la aceste construcţii riscul de accidentare este mai
mare. Cabinele autocamioanelor trebuie să fie bine izolate termic şi fonic şi să aibă o
etanşare bună.
44
Figura 2-30 Tipuri de cabine pentru autocamioane
O atenţie sporită trebuie să fie acordată suspensiei cabinei, deoarece frecvenţa
oscilaţiilor suspensiei autocamionului se modifică cu încărcătura; la autovehiculul gol,
aceste frecvenţe devin dăunătoare pentru conducător. Menţinerea în limite strânse a
variaţiei frecvenţei oscilaţiilor suspensiei, funcţie de încărcătură, se asigură alegând
construcţia generală a autocamionului astfel încât variaţiile sarcinilor statice pe puntea
din faţă să fie cât mai reduse. În afară de aceasta, cabina se montează pe cadru cu
ajutorul tampoanelor de cauciuc sau al unei suspensii compuse din arcuri şi
amortizoare.
45
Amplasarea şi dimensiunile diverselor elemente constitutive ale postului de conducere
din cabina autocamioanelor sunt prevăzute în normative internaţionale.
Partea caroseriei destinată încărcăturii utile poate avea diferite forme în funcţie de
destinaţia autocamioanelor. Pentru transportul de bunuri se folosesc pe scară largă
autotrenurile, acestea au construcţia caroseriilor semiremorcilor şi remorcilor
asemănătoare cu cea a autocamioanelor.
46
3 ELEMENTE PRIVIND PROIECTAREA ŞI CALCULUL
CAROSERIILOR
3.1 Generalităţi
Proiectarea caroseriilor este o problemă deosebit de complexă şi presupune îmbinarea
în mod corespunzător a unui număr mare de factori. La proiectare, trebuie soluţionate
aspectele referitoare la ergonomia, arhitectura, rezistenţa, tehnologia şi organizarea
fabricaţiei şi siguranţa caroseriilor.
Proiectarea poate fi realizată după două sisteme de bază: sistemul secvenţial şi sistemul
complex. Sistemul secvenţial de proiectare se aplică de mai mult timp, iar cel complex a
început să fie utilizat în ultima vreme şi se bazează pe folosirea metodei elementului
finit şi a calculatoarelor electronice digitale.
Caroseria automobilului este supusă la încovoiere, datorită greutăţii proprii şi a sarcinii
utile, şi la torsiune, ca urmare a deplasării pe pante transversale sau peste denivelări
asimetrice. Aceste solicitări au un caracter dinamic, în special la demarare, frânare şi
deplasare cu viteze relativ mari pe drumuri CU denivelări. În afară de acestea, caroseriile
sunt supuse la vibraţii continue, care devin periculoase atunci când sunt atinse
regimurile de rezonanţă.
La deplasarea automobilelor peste denivelări simetrice, solicitările dinamice pot fi foarte
mari. Astfel, coeficientul dinamic de încărcare al caroseriei poate fi: 2,0 ... 2,5 pentru
autoturisme; 2.0 ... 2,5 pentru autobuze; 3,0 pentru autocamioane şi 3,5... 4,0 la
automobile speciale cu capacitate mare de trecere. Aceste sarcini dinamice mari solicită
caroseria la încovoiere.
În cazul denivelărilor nesimetrice, coeficienţii dinamici de încărcare ajung la valorile: 1,3
pentru autoturisme şi autobuze; 1,5 pentru autocamioane şi 1,8 pentru automobile
speciale cu capacitate mare de trecere. De aceste regimuri de încărcare trebuie să se
ţină seama la calculul de dimensionare şi verificare al caroseriei.
Caracteristica de rezistenţă a caroseriei autoportante este considerată rigiditatea la
torsiune. În acest scop, pentru compararea caroseriilor, se utilizează unghiul de răsucire
la 1 m lungime rezultat prin suspendarea completă a unei roţi. Unghiul relativ de
47
torsiune admis, pentru caroseriile autoturismelor şi autobuzelor, este de 3 - 10' la 1 m
lungime.
3.2 Tendinţe în realizarea autovehiculului „sigur”
Pentru a înţelege mai bine obiectivele spre care tind constructorii de automobile se
cuvine a face o scurtă incursiune în legislaţia existenţă în domeniul siguranţei pasive
interioare a automobilului.
Teste de coliziune se fac în SUA de către NHTSA (The National Highway Traffic Safety
Administration), precum şi în Europa prin asociaţia EURONCAP. Programul NCAP (New
Car Assesment Programme) a preluat o parte din procedurile de încercare stabilite de
FMVSS 208 şi are drept scop promovarea competiţiei între fabricanţii de autovehicule
prin proiectarea şi producere de autovehicule sigure. Programul trebuie să realizeze
teste de coliziune şi să prezinte rezultatele obţinute publicului, într-o manieră simplă şi
inteligibilă, astfel încât cumpărătorul să poată face o alegere cât mai corectă.
Structurile de rezistenţă ale automobilelor actuale au devenit adevărate opere de artă,
acest lucru fiind rezultatul concurenţei tot mai strânse dintre marii constructori de
automobile.
Pentru a mări energia de impact absorbită în cazul unui impact frontal necentrat este
necesară adoptarea unor soluţii ce permit deformarea plastică în anumite zone ale
ambelor cadre astfel încât, indiferent de cât de încărcat este unul dintre ele, preluarea
efortului să poată fi făcută şi de celălalt fără ruperea legăturilor transversale, Ansamblul
celor două cadre va fi astfel capabil să preia o încărcare specifică superioară celei
suportate de unul singur. Încărcarea specifică defineşte efortul de întindere pentru
deformara asociată, care o dată depăşit determină mărirea deformării respective. Prin
includerea în zona frontală a fiecărui lonjeron „l”, pe faţa sa interioară şi exterioară a
unor elemente iniţiatoare sau promotoare de deformare plastică 2 aşa cum sunt cele
din Figura 3-1, energia de impas este canalizată pentru deformarea zonelor respective
cu rezistenţă scăzută. Astfel, întreaga energie ar fi transmisă prin masa rigidă a barei
spre cabină. În cazul impactului frontal descentrat, forţa „F” determină comprimarea
plastică a cadrului „1” aflat pe partea impactului, iar prin intermediul barei de protecţie
3 întinderea suplimentară a cadrului „1’” situat de cealaltă parte a vehiculului. Îndoirea
cadrului „1” va absorbi o cantitate suplimentară din energia de impact (aproximativ 10
48
÷ 20%) reducând apreciabil sau eliminând complet forţa de penetrare a cabinei
pasagerilor.
Figura 3-1 Dirijarea energiei de impact prin elemente promotoare de deformaţie
Cele mai utilizate în acest scop sunt foile de oţel dure de tip TRIP (Transformation
Induced Plasticity) sau cele obţinute în dublă fază de martensită şi grafitare DP (Dual
Phase). Este semnificativ faptul că utilizarea unor astfel de oţeluri dure a permis şi o
reducere a masei automobilelor moderne cu mai multe sute de kilograme.
Atunci când tronsonul frontal deformabil este separat de cadrul frontal propriu-zis
formând tamponul barei de protecţie este necesar ca el să preia o bună parte din
energia de impact transmisă prin bara de protecţie. În acest caz structura sa trebuie
astfel gândită încât, pentru o anumită soluţie constructivă a cadrelor frontale, energia
absorbită din impact să fie maximă.
Fiecare caz de accident este unic. O temă privind măsurile care ar trebui să
îmbunătăţească siguranţa ocupanţilor în cazul coliziunilor frontale implică:
Reducerea intruziunilor;
Îmbunătăţirea sistemelor de reţinere, care ţin ocupanţii departe de contactul cu
suprafaţa automobilului;
Asigurarea că suprafeţele interioare ale autovehiculului sunt bine protejate cu materiale
absorbante ale şocului.
Amplasarea suprafeţelor cu potenţial mare de vătămare a pietonilor cât mai departe de
ocupanţi.
Un prag limită acceptabil al deceleraţiilor pe care le poate suporta corpul omenesc
obligă constructorii să realizeze autovehicule cu structuri frontale deformabile controlat
49
şi după anumite legi de variaţie a deceleraţiilor. Modelele matematice ale
autovehiculului au evoluat odată cu dezvoltarea sistemelor informatice şi de calcul,
ajungându-se astăzi la modele virtuale complexe, capabile să ţină seama de aproape
toate caracteristicile geometrice şi fizice ale materialelor.
3.2.1 Modele matematice simple ale impactului dintre autovehicule
Una dintre situaţiile cele mai simple constă într-o masă „M” aflată într-o mişcare de
translaţie „x” cu o viteză „v” şi un corp aflat în repaus de masă M0. Pentru masa
corpului în mişcare se va ţine cont de rigiditatea acesteia, reprezentată printr-un resort,
corpul în repaus fiind considerat rigid.
Figura 3-2 Model matematic simplu al coliziunii cu un perete nedeformabil
Din aplicarea teoremei impulsului pentru cele două corpuri înainte şi după impact se va
obţine:
( ) '0 vMMvM ⋅+=⋅ (3. 1)
Din bilanţul energetic pentru sistemul de corpuri energia cinetică iniţială a corpului de
masă „M” se transformă în energie cinetică a sistemului de corpuri cuplate şi o energie
de deformaţie a corpului de masă „M”. Astfel se va obţine:
( )defE
vMMvM+
⋅+=
⋅22
2'0
2
(3. 2)
( )22
2'0
2 vMMvMEdef
⋅+−
⋅= (3. 3)
Din relaţia 3.1 se obţine viteza după impact:
0
'
MM
vMv
+⋅
=
50
Şi înlocuind viteza după impact în relaţia 3.3 avem
( )( )
+−⋅
⋅=
⋅+
⋅+
−⋅=
0
2
22
0
202
12
22
MM
MvME
vMM
MMMv
ME
def
def
(3. 4)
Ţinând cont de ipoteza iniţială în care am precizat existenţa unei rigidităţi pentru masa
„M” a sistemului de corpuri putem scrie că energia de deformaţie este date de:
2
2xkEdef
⋅= (3. 5)
Din ecuaţiile 2.4 şi 2.5 se va obţine deformaţia maximă a corpului de masă „M”:
+−⋅
⋅=
0
2
1MM
M
k
vMx (3. 6)
Dacă masa „M0” se consideră a fii mult mai mare decât masa „M”, adică se are în
vedere ciocnirea cu un perete nedeformabil, din 3.6 avem:
k
Mvx ⋅= (3. 7)
Sistemul ajunge la un singur grad de libertate şi are legea generală de mişcare a unei
mase „M” dată de:
0=⋅+⋅+⋅⋅⋅⋅
xkxcxM (3. 8)
unde: M - masa; c – coeficientul de amortizare al structurii; k – coeficientul de
rigiditate al structurii; x – deformaţia structurii. Aceasta admite soluţii de forma:
)sin(2)cos(1 tctcx ⋅⋅+⋅⋅= ωω (3. 9)
Unde avem:
M
k=ω (3. 10)
La momentul iniţial corpul „M” se află în repaus, deci condiţiile iniţiale sunt:
=
=⇒= ⋅
0
0
0vx
xxt (3. 11)
51
Se obţine astfel din 3.9 şi 3.11
=x )sin( tv
⋅⋅ ωω
(3. 12)
Timpul cât are loc impactul se determină cu relaţia:
k
Mtt ⋅=⇒=⋅
22
ππω (3. 13)
3.2.2 Modele matematice complexe ale automobilului
Dezvoltând modele ale autovehiculului cu mai multe mase, Figura 3-3, se pot face
analize complexe asupra factorilor care influenţează comportamentul structurilor de
rezistenţă a automobilului şi deci, implicit asupra omului.
Figura 3-3 Model multimasă al autovehiculului
Modelul matematic echivalent se poate obţine prin rezolvarea ecuaţiilor de tip Lagrange
0=∂∂
−
∂
∂⋅
ii
c
x
W
x
E
dt
d (3. 14)
Unde „Ec” reprezintă energia cinetică a sistemului de mase iar „W” energia potenţială de
deformare.
52
2
2
1
2
1
2
∑
∑
=
=
⋅
⋅
=
⋅=
n
j
jj
n
i
ii
c
xk
W
xM
E
(3. 15)
Modelul matematic echivalent are forma:
[ ] [ ] 0=⋅+
⋅⋅⋅
xkxM (3. 16)
Unde intre paranteze avem matricile maselor şi rigidităţilor iar între acolade vectorii
acceleraţiilor respectiv deformaţiilor. Sistemul de ecuaţii se rezolvă prin integrare
numerica, folosind metoda Runge-Kutta.
Din punct de vedere al analizei şi reconstituirii accidentelor de circulaţie este
avantajoasă utilizarea diagramelor experimentale pentru determinarea energiei disipate
şi a rigidităţilor structurilor, deoarece aceste date, de regulă nu sunt la dispoziţia
experţilor în domeniu. Aceasta cu atât mai mult cu cât interesul major constă în aflarea
energiei disipate şi a rigidităţii în funcţie de dependenţa vitezelor, acceleraţiilor şi
deformaţiilor, de timp.
Pentru calcularea mărimilor enumerate mai sus se parcurg următoarele etape:
Determinarea funcţiilor viteză-timp şi deformaţie-timp;
Calculul dependenţei viteză-deformaţie;
Determinarea energiei disipate in funcţie de deformaţie;
Calculul rigidităţii structurii.
Spre exemplu pentru un model cu două mase al automobilului şi un ocupant, Figura
3-4, din sistemul de ecuaţii (3.17), prin particularizare şi ţinând cont de interconexiunile
elementelor componente se obţine:
( )( ) ( ) ( )
( )
=−⋅−⋅+⋅
=−⋅−−⋅+⋅++⋅
=−⋅+⋅
⋅⋅
⋅⋅
⋅⋅
0
0
0
2122322
10021211111
10000
xxkxkxM
xxkxxkxkkxM
xxkxM
ds (3. 17)
53
Figura 3-4 Modelul cu două mase şi un ocupant al autoturismului
Unde: M0 – masa pasagerului; M1 - Masa caroseriei; M2 masa grupului motopropulsor;
x0 – deplasarea pasagerului; x1 – deformaţia caroseriei; x2 – deplasarea grupului
motopropulsor;
k0 – rigiditatea chingii centurii de siguranţă; k1s, k1d – rigiditatea pneului + pasajul roţii
faţă + aripa exterioară – pe partea stângă şi dreapta; k2 – rigiditatea lonjeroanelor; k3 –
rigiditatea radiatorului + bara de protecţie + traversa radiator.
Figura 3-5 Forţele care acţionează asupra maselor care compun sistemul
54
0 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.120
0.3
0.6
0.9
1.2
1.5
def1 t( )
def2 t( )
def0 t( )
t
0 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.125
0
5
10
15
20
V1 t( )
V2 t( )
V0 t( )
t
0 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12400
316.67
233.33
150
66.67
16.67
100
acc1 t( )
acc2 t( )
acc0 t( )
t
Figura 3-6 Deformaţiile, vitezele şi acceleraţiile obţinute prin simularea impactului frontal pe modele simplificate
55
Pornind de la acest model simplu prin modificarea valorilor constantelor de rigiditate
pentru diferitele subansambluri ale structurii frontale se vor obţine legile de deformaţie,
viteză şi acceleraţie ale maselor autovehiculului şi pietonului. Prin analiza diverselor
variante simulate, imaginea obţinută oferă informaţii despre modificările care trebuie
aduse părţii frontale a autovehiculelor, astfel încât nivelul deformaţiilor autovehiculului
şi cel al deceleraţiilor suferite de ocupanţi să ofere condiţii de supravieţuire în caz de
accident.
În realitate aceste modele simple se aplică doar în cazul reconstituirii accidentelor de
circulaţie prin metode energetice, unde pornind de la deformaţiile globale ale
autoturismului se determină viteza de impact, având informaţii prealabile despre
coeficienţii de rigiditate globali ai structurii frontale.
Aceşti coeficienţi de rigiditate vezi Tabelul 3.1, sunt daţi ca şi constante, neţinându-se
cont de faptul că structura autovehiculelor devine, prin construcţie, tot mai rigidă,
pornind de la bara paraşoc spre compartimentul pasagerilor.
Tabelul 3.1. Preluare după „Expertiza tehnică a accidentelor rutiere”, Radu Gaiginschi, Iulian Filip Tip
autoturism Coliziune Deformaţia Viteza de
impact Masa Coeficientul
de rigiditate [ - ] [ - ] [ m ] [ km/h ] [ kg ] [ kN/m ]
Dacia 1310 F 0,556 47,47 1194 671 Dacia 1310 S 0,454 46,99 1144 945 Dacia 1310
TL F 0,518 46,99 1171 743
Ford Mustang F 0,612 46,67 1592 714
Ford Escort 1990
F 0,480 46,51 1160 839
Honda Accord LX
F 0,551 47,31 979 557
Honda Civic F 0,342 38,30 696 672 Lada 1500 F 0,495 46,99 1234 858
Subaru Wagon
F 0,459 48,28 1072 915
Toyota Tercel F 0,454 47,31 1077 902
Toyota Corolla
F 0,500 46,83 1241 839
56
3.3 Determinări teoretice a energiei disipate şi a rigidităţii structurii
autoturismelor
În cadrul încercărilor la coliziune dintre un autoturism şi bariera rigidă, cu un grad de
acoperire de 100%, se pot determina cu o precizie acceptabilă unele caracteristici
specifice impactului, dintre care amintim:
• Viteza de coliziune;
• Energia cinetica iniţială;
• Energia de restituire;
• Acceleraţia instantanee din timpul coliziunii;
• Variaţia de viteză în urma impactului;
• Forţele de deformare;
• Deformaţiile structurii;
• Rigiditatea structurii.
Mărimile fizice amintite se obţin din diagramele a-v-s specifice coliziunii, determinate
experimental sau prin simulare. O altă metodă de a obţine diagrame de tip a-v-s oferă
simularea cu modele matematice multicorp, tratată în subcapitolele anterioare.
Pentru a face o corelare cu elementele constructive ale autovehiculelor se poate
determina, prin metode energetice, coeficientul de rigiditate al structurii păstrând o
dependenţă faţă de timp a acestuia. În conformitate cu structura frontală de rezistenţă
a automobilului rigiditatea elementelor caroseriei creşte treptat, începând de la bara
paraşoc spre parbriz, vezi Figura 3-7. Ecuaţiile bilanţului energetic sunt prezentate mai
jos
pctot EEE += (3. 18)
ictotip EEE −= (3. 19)
2
2
i
p
ix
Ek i
∆
∆⋅= (3. 20)
Unde: Etot – energia totală a sistemului; Ec – energia cinetică; Ep – energia potenţială; ki
– constanta de rigiditate pe intervale; xi – deformaţia structurii pe intervale.
57
Figura 3-7 Elementele structurii de rezistenţă faţă supuse deformării
Astfel pentru datele din Figura 3-8 corespunzătoare deformaţiei şi vitezei unui
autovehicul se vor calcula, pornind de la legea de conservare a energiei coeficienţii de
rigiditate ki pe fiecare interval de timp. Rezultatele sunt prezentate sintetic în tabelul
3.2.
Figura 3-8 Exemplu de diagrame înregistrate în urma impactului
58
Tabelul 3.2
i ti Xi vi Eci Epi Delta Epi Delta
Xi ki
- [s] [m] [m/s] [J] [J] [J] [m] [N/m] 0 0 0 15,867 159113 0 - - - 1 0,01 0,151 15,407 150021 9092 9092 0,151 797507 2 0,02 0,297 14,633 135327 23787 14695 0,146 1378740 3 0,03 0,433 13,559 116191 42922 19136 0,136 2069185 4 0,04 0,557 12,211 94237 64877 21954 0,124 2855670 5 0,05 0,666 10,624 71333 87780 22903 0,109 3855423 6 0,06 0,757 8,848 49477 109636 21856 0,091 5278589 7 0,07 0,83 6,943 30466 128648 19012 0,073 7135197 8 0,08 0,885 4,982 15686 143427 14779 0,055 9771420 9 0,09 0,921 3,048 5871 153242 9815 0,036 15146563 10 0,1 0,94 1,238 969 158145 4903 0,019 27162555 11 0,11 0,943 -0,34 73 159040 896 0,003 199015957
În continuare se propune o metodă de determinare a coeficientului de rigiditate a
structurii autovehiculului de masă M, care se deplasează cu viteza „v” şi suferă o
coliziune frontală cu un perete rigid, Figura 3-9. Specific acestuia este faptul că
elementele supuse deformării în urma impactului sunt legate în serie, deci coeficientul
de rigiditate al structurii frontale nu este constant, el variind după legi descrise de
polinoame de ordinul trei.
Figura 3-9 Modelul simplificat al autovehiculului compus din structuri cu coeficienţi de rigiditate diferiţi
Pe durata impactului, până la timpul t1 se deformează doar elementele de caroserie a
căror rigiditate este k1, în intervalul t1 – t2 se deformează elementele structurii care au
rigidităţile k2. După timpul ti-1, până la sfârşitul impactului ti se deformează elementele a
căror rigiditate este ki.
59
Pentru verificarea modelului s-a pornit de la analiza unor înregistrări grafice a
coliziunilor, Figura 3-8. Pe curbele de deformaţie, viteză şi acceleraţie ale unui
autovehicul cu masa de 1200 kg, care suferă o coliziune frontală cu o viteză de 15.9
m/s s-a realizat o digitizare a mărimilor măsurate, după care fiecare dintre aceste curbe
a fost descrisă printr-o lege polinomială cu gradul cuprins între trei şi şase.
Adesea în analiza accidentelor rutiere se are la dispoziţie numai diagrama de acceleraţie
a structurii autovehiculului în timpul coliziunii. Pornind de la diagrama de acceleraţie
prin utilizarea unor programe de digitizare se obţin în format electronic punctele
corespunzătoare diagramei. Pe aceste formate electronice se determină ecuaţiile
analitice ale polinoamelor de interpolare, de diferite grade. Prin două integrări succesive
a polinoamelor care descriu legea de variaţie a acceleraţiei se vor obţine viteza,
respectiv deformaţia acestuia în funcţie de timp.
∫
∫
⋅=
⋅−=
++⋅+⋅= −
t
nn
t
nn
n
nn
n
dttvtS
dttavtv
btbtbta
0
0
0
110
)()(
)()(
.....)(
(3. 21)
Unde: an(t) – curba de acceleraţie a structurii; b0...bn – coeficienţii polinomului care
descriu legea de variaţie a acceleraţiei; t – timpul de impact; v0 – viteza iniţială; vn(t) –
curba de variaţie a vitezei; Sn(t) – curba de deformare a structurii.
Pentru comparaţie, curbele rezultate au fost suprapuse peste curbele reale de viteză şi
deformaţie a autovehiculului. Ca elemente de control se vor urmări atât valorile
absolute ale rezultatelor cât şi alura curbelor, avându-se în vedere respectarea timpilor
la care viteza devine zero şi deformaţia este maximă.
Din analiză rezultă:
Cu creşterea gradului polinomului de aproximare a acceleraţiei, curbele de viteză,
respectiv deformaţie sunt mai apropiate de datele reale.
Curbele de viteză şi deformaţie obţinute în urma integrării dau erori sub 10% faţă de
valorile reale.
Se va face schimbarea variabilei, astfel încât se va obţine o lege de variaţie a vitezei în
funcţie de deformaţia autovehiculului )(SVV = şi se va aproxima şi aceasta printr-o
60
lege polinomială de gradul trei. Astfel rezultatul va fi coeficientul de rigiditate a structurii
în funcţie de deformaţie.
Mărimea deformaţiei în timpul coliziunii a fost împărţită în „i” intervale egale. Având
datele referitoare la variaţia vitezei autovehiculului în funcţie de deformaţia acestuia în
timpul impactului se poate determina energia cinetică a autovehiculului pe intervale.
2
2i
c
vmE
i
⋅= (3. 22)
1+−=∆
ii cic EEcE (3. 23)
1+−=∆ iii XXX (3.24)
( )
( )22
∑
∑∆
∆⋅=
i
i
i
c
i
X
E
ki
(3. 25)
Pe fiecare din intervalele „i” s-a determinat valoarea constantei de rigiditate „ki” cu
relaţia (3.25). Practic relaţia (3.23) descrie energia potenţială de deformaţie a
autovehiculului la fiecare iteraţie, iar (3.24) reprezintă deformaţia acestuia la fiecare
iteraţie „i”.
Sintetic, pentru un polinom de gradul 6 de aproximare a acceleraţiei autovehiculului,
paşii de calcul ai rigidităţii sunt prezentaţi în tabelul 3.3.
Reprezentarea grafică a variaţiei coeficientului de rigiditate a structurii deformate a
autovehiculului în funcţie de deformaţia acestuia, pentru diferite grade ale polinomului
de aproximare a curbei de acceleraţie este prezentată în Figura 3-10.
Tabelul 3.3. Def Vit Ec Delta Ec Delta Def Ki
[m] [m/s] [J] [J] [m] [N/m] 0 16,326 168452,2 0 0
0,1 15,046 143073,5 25378,69 -0,1 5075739 0,2 14,375 130596,9 12476,62 -0,1 1892766 0,3 14,042 124616,3 5980,528 -0,1 974130 0,4 13,778 119974,6 4641,711 -0,1 605969 0,5 13,315 112046,8 7927,845 -0,1 451243 0,6 12,382 96894,4 15152,39 -0,1 397543 0,7 10,71 72492,99 24401,41 -0,1 391670 0,8 8,029 40741,78 31751,21 -0,1 399095 0,9 4,071 10474,16 30267,62 -0,1 390069 1 -1,494 1410,647 9063,515 -0,1 334083
61
Coeficientii de rigiditate pentru diferite grade ale polinomului de aproximare a curbei de
acceleraţie
0
1000000
2000000
3000000
4000000
5000000
6000000
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2
Deformatia [m]
Co
efi
cie
ntu
l d
e r
igid
ita
te [
N/m
]
ki_acc_poly4
ki_acc_poly6
ki_acc_poly3
Figura 3-10 Valorile coeficienţilor de rigiditate când avem curba de deceleraţie a autovehiculului
3.4 Calculul şi construcţia barelor paraşoc
3.4.1 Generalităţi, soluţii constructive
Un rol important în diminuarea impactului frontal sau din spate o au structurile elastice
şi foarte rezistente ale barelor de protecţie, care împreună cu lonjeroanele preiau parţial
forţa de impact. Iniţial, bara de protecţie era utilizată doar pentru a reduce stricăciunile
rezultate în urma coliziunilor frontale. Cu timpul, gradul de protecţie asigurat prin bara
transversală a fost redus ca importanţă urmărindu-se mai mult aspectul estetic şi
aerodinamic adus autovehiculului. Ulterior s-a constatat că rigiditatea structurii barei de
protecţie sau a suporţilor săi constituie elementul esenţial de protecţie pietonilor,
deformarea trebuind să se realizeze într-un anumit mod, care să reducă forţa de impact
asupra acestora.
Sistemul barei de protecţie include o structură de susţinere şi consolidare de tip grindă
curbată (există şi varianta cu element de consolidare distinct faţă de bara de protecţie),
două elemente de fixare absorbante de şoc şi o mască elastică (fascia) obţinută prin
injecţie de mase termoplastice dure pe bază de policarbonat, poliuretan, polietilenă,
62
polipropilenă de densitate mare, cauciuc termoplastic sau alte materiale cu proprietăţi
asemănătoare.
Bara de protecţie face parte dintr-un ansamblu în care mai sunt incluse tampoanele pe
care se fixează, de cadrele frontale şi elementele de consolidare şi susţinere ale
radiatorului, respectiv blocurile de lumini a căror protecţie trebuie de asemenea să o
asigure. Montarea barei de protecţie se face printr-un număr variat de elemente care,
prin deformare să absoarbă energie cinetică de impact. în unele dintre aceste elemente
sunt incluse arcuri, bolţuri, goluri sau lichide speciale, ori mici sarcini explozive, care să
reacţioneze la comprimările datorite forţelor de impact şi să disipeze energia degajată.
Alte elemente de fixare utilizează componente sacrificate în cazul unui impact, acestea
fiind pulverizate sau turtite, fapt ce impune înlocuirea lor împreună cu bara de protecţie.
Ele sunt de regulă mai scumpe şi mai uşoare comparativ cu arcurile sau alte elemente
înlocuibile.
Figura 3-11 Ansamblu bară paraşoc cu elemente absorbante de energie de tip manşon. 1- armătura metalică a barei; 2 – scut din materiale termoplastice pentru susţinerea zonei
inferioare a barei; 3 – cadrul scutului; 4 – elemente ranforsare scut; 5 – manşon absorbant superior; 6 – manşon absorbant inferior; 7 – fascia barei; 8 – rampă de fixare a scutului; 10 –
elemente de fixare a armăturii de structura de rezistenţă a caroseriei
Pentru a fi eficient, sistemul descris în Figura 3-11 trebuie să permită impactul dintre
tibia pietonului şi regiunea „b” a măştii fiind astfel necesar ca această să se deformeze
mai uşor în zona „a”. Din acest motiv manşonul amortizor 5 este făcut dintr-un material
cu densitatea mai mică decât cea a materialului utilizat pentru amortizorul 6 iar zonele
„c” si „d” ale măştii situate în continuarea zonelor „a” şi „b” sunt plasate mai spre
interior.
Grinda transversală de consolidare poate fii fabricată din oţel, material compozit sau
fibre de carbon şi sticlă indurizate în masă de răşină. Trebuie avut în vedere că
fabricarea barei din tablă de oţel (prin ambutisare) cu rezistenţă mare la întindere şi
63
rupere îi scade proprietăţile de absorbţie a şocurilor de impact. În plus, cu cât rezistenţa
materialului este mai mare, capacitatea sa de modelare se reduce, procesul de
ambutisare devenind mai scump, viteza de execuţie mai redusă şi uzura echipamentului
mai accentuată.
Uneori între mască şi grinda de consolidare se plasează straturi de spumă din
polipropilenă pentru susţinerea măştii şi absorbţia suplimentară a şocurilor. Vehiculele
grele utilizează pentru susţinerea grindei transversale de protecţie tampoane hidraulice
absorbante de şoc. În funcţie de fabricant ea poate avea o suprafaţă exterioară finisată,
poate fi îmbrăcată într-o mască de plastic, sau poate fi protejată printr-un bloc de
spumă care susţine masca exterioară. Este evident că dimensiunile şi capacitatea de
absorbţie a şocului impuse barei de protecţie depind direct de masa autovehiculului.
Concluzionând se poate afirma că în proiectarea barei de protecţie aspectul esenţial
constă în structura care să absoarbă energia de impact la viteze scăzute, unde nu se
pune problema activării airbag-urilor şi de a transmite rapid informaţiile de impact la
accelerometre în cazul coliziunilor care au un potenţial de activare a dispozitivelor de
protecţie a pasagerilor.
De regulă, tamponul sau tronsonul frontal deformabil al cadrului sunt prevăzute cu
anumite decupări care controlează modalitatea de deformare în impact frontal.
Componenta deformabilă trebuie să asigure o caracteristică de absorbţie a energiei de
impact lină, continuă şi progresivă ca intensitate, Figura 3-12.
Figura 3-12 Decupări in structura barei care măresc gradul de absorbţie al energiei
Pentru ambele cadre frontale, inferioare şi superioare, deformarea continuă şi
progresivă necesară absorbirii gradate şi într-o măsură cât mai mare a energiei de
impact este asigurată printr-o serie de soluţii tehnologice care includ utilizarea unor
secţiuni cu profil variabil şi grosimi diferite ale pereţilor, ale unor metale cu durităţi
variabile, respectiv a tampoanelor din fibre impregnate în diverse răşini, precum şi a
unor elemente promotoare şi ajutătoare la deformarea într-un anumit sens a cadrelor.
64
Dacă se admite deformarea plastică a barei se recomandă secţiunile deschise pentru
suportul metalic. Oţelul din care se confecţionează acest suport să fie maleabil cu
palierul de curgere pronunţat. Pentru deformări elastice se recomandă suporturi din
metal cu secţiunea transversală închisă iar oţelurile să aibă limita de curgere σc ridicată.
3.4.2 Starea de solicitare a barelor paraşoc
Din cercetările efectuate, prin analiza filmărilor ultrarapide, s-a constatat că pendulul
este numai în două puncte în contact cu bara în timpul impactului. Distanţa între aceste
puncte este de 450 mm. În Figura 3-13 sunt reprezentate dimensiunile pendulului
impactor după regulamentul ECE 42.
Figura 3-13 Dimensiunile pendului conform cu regulamentul ECE 42
Dacă contactul dintre pendul şi bară are loc pe direcţia unei axe principale centrale de
inerţie Figura 3-14, atunci bara va fi solicitată la încovoiere simplă şi tracţiune (bara
dublu articulată).
65
Figura 3-14 Exemple de forţe aplicate pe bara paraşoc; a) forţa aplicată pe direcţia unei axe centrale de inerţie; b) forţa aplicată pe direcţia unei axe centrale care nu este şi axă principală
de inerţie; c) forţa aplicată pe o direcţie oarecare.
Dacă contactul dintre pendul şi bară are loc pe direcţia unei axe centrale, dar nu
principală de inerţie, atunci bara va fi solicitată la încovoiere oblică şi întindere sau
compresiune. În acest caz forţa „F” este aplicată pe direcţia axei OZ. Celelalte axe OZa,
OYa fiind axe principale de inerţie.
Dacă contactul dintre pendul şi bară are loc pe o direcţie oarecare care nu trece prin
centrul de greutate, atunci bara va fi solicitată pe lângă încovoiere oblică şi
compresiune (tracţiune) şi la torsiune. Forţa F este aplicată pe direcţia „D”. Axele OZ şi
OY fiind axe principale centrale de inerţie.
Reducerea forţei F într-un punct al unei axe centrale „D’ ” paralelă cu suportul forţei
„F”, determină un torsor de reducere format de forţa „F” şi momentul de torsiune „Mt”.
Se precizează că acest ultim caz, unde apare solicitarea suplimentară de torsiune, nu
este de preferat, deoarece apar tensiuni suplimentare şi mai ales deformaţii mari
datorită torsiunii. Punctul de aplicaţie al forţei „F” este impus, pe de o parte, prin
regulamente în care se precizează înălţimea de la sol la muchia de impact a pendulului
(445 mm conform ECE 42), iar pe de altă parte, de înălţimea la care bara este montată
pe autoturism.
Intensitatea forţei de impact „F” este proporţională cu greutatea autoturismului şi cu
viteza de impact a acestuia.
3.4.3 Stabilirea modelului de calcul
Montarea barei de protecţie se face printr-un număr variat de elemente care, prin
deformare să absoarbă energie cinetică de impact. în unele dintre aceste elemente sunt
66
incluse arcuri, bolţuri, goluri sau lichide speciale, ori mici sarcini explozive, care să
reacţioneze la comprimările datorite forţelor de impact şi să disipeze energia degajată.
Alte elemente de fixare utilizează componente sacrificate în cazul unui impact, acestea
fiind pulverizate sau turtite, fapt care impune înlocuirea lor împreună cu bara de
protecţie. Ele sunt de regulă mai scumpe şi mai uşoare comparativ cu arcurile sau alte
elemente înlocuibile.
Geometria secţiunii şi materialul din care este fabricată bara sunt esenţiale pentru
comportamentul acesteia în timpul impactului. Pe lângă oţel este folosit din ce în ce mai
mult aluminiul care pe lângă elasticitatea şi rigiditatea oţelului oferă o serie de avantaje
precum greutatea redusă şi ductilitatea remarcabilă.
Structurile bimetalice sunt de asemenea larg utilizate deoarece reduc gradientul
decelerării rezultate în impact eliminând astfel posibile declanşări parazite ale sistemului
airbag. Ele asigură o deformare progresivă cu deteriorări ale barei de protecţie mai
reduse în prima fază a impactului şi întârzierea momentului de producere a acestora.
Bara de protecţie este construită într-o formă arcuită nu numai din motive estetice ci şi
pentru a asigura un spaţiu suficient în spate pentru anumite echipamente precum
blocurile optice ale farurilor, radiatorul sau elicea ventilatorului de răcire. Un alt motiv
este acela că într-un impact frontal, structura arcuită şi elastică permite extremităţilor
barei să se deformeze în sens invers forţei de impact protejând astfel echipamentele
aflate în spatele ei.
Figura 3-15 Montajul barei paraşoc de caroserie prin suporturi şi armătură
În analiza de faţă se va analiza porţiunea de bară cuprinsă între cele două suporturi de
prindere. Modelul cel mai apropiat de realitate poate fi definit ca o bară curbă articulată
la ambele capete Figura 3-16.
67
Figura 3-16 Bara curbă dublu articulată
S-au determinat eforturile care iau naştere într-o astfel de bară şi s-a ajuns la concluzia
că, efectul forţei axiale poate fi neglijat, deoarece valoarea acesteia în secţiunea
periculoasă este mică în raport cu valoarea momentului încovoietor din aceeaşi
secţiune.
Analizând efortul care ia naştere în bara dreaptă simplu rezemată Figura 3-17, s-a
constatat că momentul încovoietor este foarte apropiat de cel determinat în cazul
precedent.
Figura 3-17 Bara simplu rezemată
Aşadar, barele paraşoc, având raza de curbură mare, pot fi încadrate în schema de
calcul clasică a unei bare simplu rezemată la capete şi încărcată cu forţele „F”, în
punctele de contact dintre pendul şi bară.
Figura 3-18 Schema de calcul redusă a barelor paraşoc
68
Considerând bara cu secţiune transversală constantă şi având în vedere simetria
rezemării şi încărcării se poate lua în studiu jumătate din bară, rezemată şi încărcată ca
în Figura 3-18.
Rezultatele obţinute pe această jumătate (momente încovoietoare, tensiuni, săgeţi,
rotiri) se vor transpune simetric pe jumătatea cealaltă.
3.4.4 Calculul de rezistenţă pentru bara din polipropilenă cu armătură de
metal în ipoteza deformării plastice
Pentru simplificare se va ţine cont de următoarele ipoteze de calcul:
Se va considera că numai partea metalică absoarbe energia de impact prin
deformare plastică, deoarece modulul de elasticitate al metalului este mult mai
mare decât al polipropilenei.
Partea exterioară din mase plastice nu va avea deformaţii remanente în urma
impactului şi va reveni la forma originală după încetarea acţiunii forţei de impact.
Doar 80% din energia pendulului este absorbită de deformarea plastică a barei.
Forţa care acţionează asupra barei, în timpul deformării plastice, se consideră
constantă, datorată comportării tipice a oţelului maleabil.
Suporturile, pe care se montează bara sunt foarte rigizi.
În timpul deformării plastice se va folosi forma expusă în Figura 3-18.
Bara metalică este proiectată să reziste la o deformare elastică cu o săgeată
maximă admisă de 10 mm, la un impact frontal cu un pendul, cu o sarcină de
vârf de maxim 25% din greutatea autoturismului.
Tensiunea maximă din bară se găseşte în fibrele extreme şi este egală cu
tensiunea de curgere a oţelului barei Figura 3-19.
);cos1()sin( θθθ −⋅+⋅⋅−−= rtgrxxy pt (3. 26)
pptt xrrxxx +⋅⋅
+⋅−−=180cos
1)sin(' πθ
θθ (3. 27)
)(2 'tt xxs −= (3 28)
y – deformarea maximă (săgeata maximă)
69
2xt - distanţa între suporţi
2xp – distanţa între punctele de contact ale pendulului
R – raza pendulului
Xt – lungimea barei după deformare
S – lungirea barei
Având distanţa dintre tiranţii de prindere ai barei pe autoturism (b) şi deformarea
maximă admisă fmax se poate calcula lungimea barei după impact.
max);( l∆ );(2max loll −=∆ );(2/1 ablo −= ;max 22olfl +=
Figura 3-19 Deformarea plastică a barei paraşoc
Figura 3-20 Variaţia tensiunii pe lăţimea secţiunii transversale
70
În conformitate cu Figura 3-20 unde Fi = (F/2), avem:
Figura 3-21 Schema de încărcare pentru calculul barei paraşoc
Energia pendulului:
2
2vmE p
⋅= (3. 29)
m – masa autoturismului;
v – viteza pendulului;
Energia absorbită de bara metalică (Eb)
pb EE ⋅= 8.0 (3. 30)
Forţa corespunzătoare tensiunii de curgere (Fy)
s
EF b
y = (3. 31)
S – lungirea plastică a barei de metal după impact
Suprafaţa secţiunii transversale (A)
y
yFA
σ= (3. 32)
σy – tensiunea de curgere a materialului
Momentul de inerţie necesar „I”
71
[ ] [ ]4323 2)(3296
mmbabaaEf
FI i −−+
⋅= (3. 33)
se bazează pe ecuaţia diferenţială aproximativă a fibrei medii aplicate numai pentru cele
două stări de solicitare la capătul B şi intermediar).
iz Md
vdEI −≅⋅
2
2
χ (3. 34)
„Mi” fiind momentul încovoietor într-o secţiune oarecare la o distanţă „x”
pentru prima starea de solicitare (forţa la capătul extrem B la distanţa b/2 Figura 3-21)
EI
bF
siEI
bF
EI
bF
V BB
2
1
3
3
1
222
4832
⋅=⋅−=⋅
⋅−= ϕ (3. 35)
Unde:
VB1 - Săgeata în punctul B dată numai de forţa F/2 aplicată la b/2
φB1 - Rotirea în punctul B dată numai de forţa F/2 aplicată la b/2
pentru a doua stare de solicitare
EI
aF
EI
aF
V3
3
22 482 ⋅−=
⋅−= (3. 36)
Săgeata în punctul B2 dată numai de forţa F/2 la distanţa a/2.
EI
aF
B
2
222
222
⋅==ϕϕ (3. 37)
Rotirea în punctul B2 dată de F/2 la distanţa a/2.
EI
aF
ab
EI
aFabVVB
2
3
22222
222
224822
⋅⋅
−+⋅=⋅
−+= ϕ (3. 38)
VB2 - Săgeata în punctul B2;
Prin suprapunerea efectelor se obţine săgeata şi rotirea la capătul extrem B:
−−+⋅⋅
=+= 32312 )(
2
3
48baaba
EI
FVVV BBB (3. 39)
Rotirea:
EI
aF
EI
bF
BBB
22
21
2222
22
⋅+
⋅=+= ϕϕϕ (3. 40)
72
Cum aceasta a fost pentru x = b/2 rezultă în cazul nostru expresia săgeţii „f”:
( )[ ]323 23296
baabaEI
Ff −−+⋅
⋅= (3. 41)
Fi – sarcina maximă în timpul impactului [N];
F – săgeata maximă impusă [mm];
E – modulul de elasticitate longitudinal al oţelului [MPa];
a – distanţa dintre punctele de contact ale pendulului cu bara;
b – distanţa între suporţii de montare.
Distanţa maximă de la axa neutră „e”:
)(
4
abF
Ie
i −⋅⋅⋅
=σ (3. 42)
Masa barei metalice „Mb”:
bbbb vLAM ⋅⋅= (3. 43)
Ab – suprafaţa secţiunii transversale;
Lb – lungimea barei de metal;
υ - densitatea materialului;
Masa părţii exterioare din polipropilenă „Mp”
pppp vLAM ⋅⋅= (3. 44)
Ap – aria secţiunii transversale a părţii exterioare din polipropilenă;
Lp - Lungimea barei din polipropilenă;
vp - densitatea polipropilenei.
Masa ansamblului barei:
pbs MMM += (3. 45)
3.4.5 Calculul simplificat al barelor paraşoc
Considerând caracteristica materialului barei liniară cu palier de curgere pronunţat şi
ştiind că energia absorbită de bară este egală cu aria de sub caracteristica barei, se
scrie expresia forţei de tracţiune:
maxl
EF b
∆=
(3. 46)
Suprafaţa minimă necesară secţiunii transversale a barei
73
[ ]2min mm
FA
cσ=
(3. 47)
F – este forţa de tracţiune determinată la punctul precedent [N];
σc – tensiunea de curgere a materialului ce se determină prin încercare la
tracţiune;
E – modulul de elasticitate în [MPa].
Tabelul 3.6. Caracteristicile de calcul pentru diferite materiale
Nr.
crt. Material
Tensiunea de
curgere (σc)
[MPa]
Tensiunea de
rupere (σc)
[MPa]
Alungirea la rupere
(δ)
[%]
Modulul de
elasticitate (E)
[MPa]
1 OL 37 230 370 26 2,1 · 105
2 OL 50 280 500 19 2,1 · 105
3 OLC 15 230 390 16 2,1 · 105
4 OLC 45 360 620 17 2,1 · 105
Forţa elastică maximă (Fe)
gmFe ⋅⋅= 25.0 [N],
în care:
m – masa autoturismului [Kg]
g – acceleraţia gravitaţională [m/s2]
Momentul de inerţie minim se poate determina cu relaţia 3.33.
Impusă fiind săgeata „f” şi forţa „Fe” pentru care într-o fibră extremă apare tensiunea
de curgere, se poate calcula momentul de inerţie minim necesar cu relaţia:
[ ])(32296
233min abaab
Ef
FI e −−−⋅
⋅= (3. 48)
χlma
bEFe ∆
⋅= (3. 49)
Fe - este forţa calculată în [N];
E – modulul de elasticitate longitudinal, în [Mpa];
f - săgeata elastică maximă impusă, în [mm];
a – distanţa între punctele de contact ale barei pe autoturism[mm];
b – distanţa între punctele de prindere ale barei pe autoturism în [mm];
74
Distanţa maximă admisă dintre axa neutră şi cea mai îndepărtată fibră „zmax” se poate
calcula admiţând că materialul are o comportare liniară până la limita de curgere. Cu
ajutorul relaţiei lui Navier se poate scrie:
[ ]mmabF
Iz
e
c
)(
4max −⋅
⋅⋅=
σ (3. 50)
în care:
σc – este tensiunea de curgere, în [MPa] iar celelalte mărimi au semnificaţia şi
unităţile de măsură prezentate mai sus.
3.5 Calculul de rezistenţă al caroseriilor utilizând metode clasice
Calculul caroseriei portante este foarte complex şi are la bază o serie de ipoteze
simplificatoare. Acest calcul diferă în funcţie de destinaţia şi forma caroseriei.
Figura 3-22 Schema caroseriei închise a unui autoturism, echivalată cu un paralelipiped format din elemente geometrice
În continuare se prezintă calculul caroseriei portante închise a unui autoturism, la
încovoiere şi răsucire. Schema caroseriei poate fi echivalată cu un paralelipiped, format
din elemente geometrice simple, Figura 3-22.
S-au indicat forţele exterioare care solicită caroseria la încovoiere (greutatea proprie a
pasagerilor Fz şi reacţiunile din partea roţilor Rfs, Rfd, Rss, Rsd) şi forţele de graniţă care
acţionează între elementele componente. Aceste forţe de graniţă se calculează cu
relaţiile:
75
Figura 3-23 Forţele de graniţă dintre elementele caroseriei autoturismului supus la încovoiere
215
2
224
1
113
2
1
;
;
;
;
XXK
h
aRXK
h
aRXK
RRK
RRK
ss
fs
sssd
fsfd
−=
==
==
==
==
(3.51)
Elementul de bază care preia încovoierea caroseriei de tip închis este rama A-B-C-D-E-F.
Elementele geometrice rezultate formează sisteme static nedeterminate, gradul de
nedeterminare „n” fiind în funcţie de tipul şi construcţia caroseriei. Rama peretelui
lateral al unei caroserii cu două uşi, de tipul sedan sau cupeu, cu un stâlp la mijloc de
rigiditate redusă în partea superioară este un sistem de trei ori static nedeterminat,
deoarece elementul finit reprezintă o ramă cu un singur contur, Figura 3-24, a. Cu toate
acestea de cele mai multe ori sistemul este de şase ori static nedeterminat,
corespunzător unei rame cu două contururi pentru caroseriile de tip sedan cu patru uşi,
Figura 3-24, b.
76
Figura 3-24 Forţele interioare pe pereţii laterali supuşi la încovoiere
Diferitele metode aproximative de rezolvare a acestor sisteme, cum ar fi, de exemplu,
metodele înlocuirii barelor care formează grinzile cu zăbrele printr-o repartizare a
tensiunilor proporţional cu rigidităţile zonelor superioară şi inferioară, sunt foarte
inexacte şi de aceea utilizarea lor nu este întotdeauna corectă. De aceea, pentru
determinarea mărimilor static nedeterminate, de cele mai multe ori se folosesc ecuaţiile
Maxwell-Mohr:
=+⋅++⋅+⋅
=+⋅++⋅+⋅
=+⋅++⋅+⋅
=+⋅++⋅+⋅
0...
0...
...................................................................
...................................................................
0...
0...
0,666,622,611,6
0,566,522,511,5
0,266,222,211,2
0,166,122,111,1
δδδδδδδδ
δδδδδδδδ
XXX
XXX
XXX
XXX
(3.52)
unde δi,j (i=1,2 ... 6; j=1,2 ... 6) sunt deformaţiile produse de forţele unitare aplicate în
locurile de acţionare ale necunoscutelor Xi (i=1,2 ... 6); primul indice se referă la locul
deformaţiei, iar al doilea la necunoscuta care provoacă deformaţia; δi,0 (i=1,2 ... 6) -
deformaţia pe direcţia Xi produsă de sarcinile exterioare, aplicate sistemului când nu
există Xi.
Coeficienţii δi,j se determină cu ajutorul relaţiei:
77
dxIE
mMdx
IE
mMdx
AG
tTkdx
AE
n)
lt
tt
l
ii
llji ∫∫∫∫ ⋅
⋅+
⋅
⋅+
⋅⋅⋅
+⋅⋅
=,δ (3.53)
unde: n, t, m, mt sunt forţa axială, forţa tăietoare, momentul încovoietor şi momentul
de răsucire produse de sarcina unitară într-o secţiune curentă; N, T, Mi, MT - forţa
axială, forţa tăietoare, momentul încovoietor şi momentul de răsucire din elementul
care se examinează. Rezolvând sistemul de ecuaţii (3.52) prin metode cunoscute, se
formulează algoritmul elementului finit al unei rame plane cu două contururi cu ajutorul
dimensiunilor şi încărcării automobilului dat, Figura 3-24, c, sub forma următoare:
=±±⋅±⋅±⋅⋅±⋅±⋅
=±±−
=±±−−⋅
02
10
02
1
2144332211
2142
2121
MMrKrKrFrKrK
TTKK
))KKF
z
z
(3.54)
unde r1, r2, r3, r4, r sunt distanţele de la forţele K1, K2, K3, K4, Fz la secţiunea
considerată.
Cu ajutorul algoritmului stabilit pot fi determinate solicitările produse de forţele şi
momentele interioare, Figura 3-24, d. De cele mai multe ori, elementul cel mai slab este
stâlpul din faţă din partea ferestrei, deoarece acesta este supus la solicitări complexe
încovoiere, compresiune şi deplasare, iar rigiditatea părţilor învecinate (golurile uşilor şi
parbrizului) este insuficientă.
Figura 3-25 Forţele de graniţă dintre elementele caroseriei închise a autoturismului supus la răsucire
78
Avantajul caroseriilor închise ale autoturismelor devine evident la solicitarea de răsucire
de câtre momentul MT şi reacţiunile din partea punţilor Rf şi Rs. În acest caz, toate
elementele finite sunt solicitate, Figura 3-25.
Forţele de graniţă dintre ele pot fi calculate din algoritmul care se obţine din condiţiile
de echilibru ale elementelor separate:
peretele despărţitor din faţă 01311 =⋅−⋅− bKhKM t
rama ferestrei din faţă 0531 =⋅−⋅ dKhK
acoperişul (capota) 071 =⋅−⋅ dKlK
rama ferestrei din spate 0441 =⋅−⋅ dKhK
peretele despărţitor din spate 02221 =−⋅+⋅ tMbKhK
podeaua 02161 =⋅−⋅−⋅−⋅ tp SXSXBKLK
peretele lateral 0'22
'11774422665533 =⋅±⋅±⋅±⋅±⋅±⋅±⋅±⋅ rKrKrKrKrKrKrKrK xx
Acest algoritm poate fi transpus într-o formă accesibilă calculatoarelor electronice
numerice şi rezolvarea lui este posibilă deoarece ecuaţia de forţe K2 – K6 se poate
exprima prin forţa K1.
Forţele tangenţiale specifice, iar după aceea eforturile unitare pot fi tratate sub forma
unei probleme plane, Figura 3-26.
Forţele specifice în peretele despărţitor din faţă, Figura 3-26, a, sunt analoge forţelor de
acelaşi tip, care acţionează asupra carcaselor închise.
Rama ferestrei din faţă, Figura 3-26, b, este deformată de forţele tangenţiale specifice:
.3
513
h
K
d
Kq == (3.55)
Aceste forţe determină la colţuri momentele încovoietoare:
.433
dhqM ) ⋅⋅= (3.56)
Luând în considerare aceste momente de valori mari, pot fi obţinute unghiurile de
rotire.
79
Figura 3-26 Schema de calcul a elementelor caroseriei închise a unui autoturism supuse la răsucire
Podeaua (planşeul - Figura 3-26, c) este supus deformării de forţa specifică:
.64
L
Kq = (3.57)
Plafonul (capota) este deformat de forţele specifice:
.16
d
Kq = (3.58)
Forţele specifice din celelalte elemente, cum ar fi peretele despărţitor din spate, rama
ferestrei din spate şi altele, sunt analoage elementelor corespunzătoare din partea din
faţă a caroseriei.
80
Figura 3-27 Forţele interioare pe peretele lateral al caroseriei unui autoturism supus la răsucire
Eforturile în pereţii laterali se determină la fel ca la încovoiere, utilizând sistemul de
ecuaţii Maxwell-Mohr, Figura 3-27. Folosind această metodă de calcul, se pot determina
eforturile unitare şi deformaţiile, corespunzătoare solicitărilor de încovoiere şi răsucire,
şi pentru caroseriile autoportante utilizate la autobuze, microbuze, autoutilitare şi
pentru cabinele autocamioanelor.
3.6 Deformaţiile de torsiune şi încovoiere ale lonjeroanelor
În cazul deplasării în viraj sau pe drum cu denivelări caroseria este supusă unor eforturi
de torsiune. Unele elemente din structura acesteia, cum sunt lonjeroanele sunt supuse
răsucirii, respectiv încovoierii prin răsucire.
Pentru simplificare se consideră un moment de torsiune „Mt” uniform distribuit pe
lungimea lonjeroanelor iar că rigidităţile „EI” şi „GIa” sunt constante în lungul
lonjeroanelor. Sarcina exterioară pe lonjeroane se poate nota ca în figura 3.29:
2
1
ady
dMp t
t ⋅= (3.59)
81
Figura 3-28 Ansamblul a două lonjeroane independente încastrate supus la torsiune şi încovoiere
Figura 3-29 Forţele care acţionează uniform distribuit pe lungimea lonjeroanelor
Dacă lonjeroanele sunt independente, adică nu sunt rigidizate printr-o traversă, sub
acţiunea sarcinii „Pt” ele se deformează ca în Figura 3-30:
82
Figura 3-30 Deformaţiile lonjeroanelor independente
;8
4
1l
to
EI
lpz
⋅= ;
8 2
4
2EI
lpz t
o
⋅= (3.60)
Săgeata relativă totală se obţine prin însumarea celor două săgeţi:
o
ttoo
EI
lP
EIEI
lpzz
8
11
8
4
21
4
21 =
+=+ ; (3.61)
unde:
21
111
EIEIEI o
== (3.62)
este rigiditatea echivalentă.
Unghiul de torsiune total la capătul liber al lonjeroanelor este:
2
4
2
21
8 aEI
lp
a
zz
o
t
⋅=
+=θ (3.63)
Momentul încovoietor într-o secţiune oarecare a lonjeronului „y” a lonjeronului stânga,
moment datorat sarcinii „pt” este:
2
2'1
ypM t ⋅= (3.64)
83
Iar pe lonjeronul dreapta avem:
2
2'2
ypM t ⋅= (3.65)
Aşadar, dacă lonjeroanele lucrează independent, rigiditatea în torsiune şi încovoiere a
structurii frontale de rezistenţă a caroseriei în ansamblul ei este redusă.
Figura 3-31 Ansamblul de două lonjeroane legate la capăt cu o traversă – supus la torsiune.
Se presupune că cele două lonjeroane sunt legate la capăt cu o nervură traversă rigidă,
ca în Figura 3-31. Constructiv, se asimilează nervura traversă ca o grindă supusă la
încovoiere. În acest caz, sub acţiunea sarcinilor „pt”, cele două lonjeroane nu se vor mai
deforma independent. Traversa le va obliga să lucreze împreună şi, prin aceasta, ea va
fi solicitată în lungul ei la forţe tăietoare, momente încovoietoare şi chiar la torsiune.
Sistemul în ansamblu este static nedeterminat. Se va presupune nervura traversă ca
absolut nedeformabilă şi va fi secţionată la distanţa „x2”, de primul lonjeron. Pentru
menţinerea echilibrului se pun în secţiune două forţe tăietoare „+Z” şi „–Z” şi două
momente încovoietoare „+M” şi „–M”, ca în Figura 3-32.
84
Figura 3-32. Eforturile într-o secţiune a traversei – reacţiunile interioare static nedeterminate
Acţiunea forţei „Z” generează la capătul lonjeroanelor următoarele săgeţi şi rotiri.
−⋅−=
⋅−=
⋅⋅
=⋅
=
2
222
2
3
20
1
21
1
3
10
)(;
3
;3
d
d
GI
xaZ
EI
lZz
lGI
xZ
EI
lZz
θ
θ
(3.66)
Deoarece s-a presupus traversa absolut rigidă, cele două capete ale ei trebuie să se
rotească egal. Din această condiţie rezultă:
2
22
1
221 ;
dd GI
xa
GI
x −== θθ (3.67)
De unde reiese că secţiunea făcută în traversă se află la distanţa:
221
12 a
GIGI
GIx
dd
d ⋅+
= (3.68)
În acest punct, forţa tăietoare în lungul traversei „Z” este maximă şi momentul
încovoietor este M = 0. Este centrul de răsucire al ansamblului secţiunii, lonjeroane plus
nervură traversă.
85
Nervura traversă este solicitată la încovoiere şi la forţa tăietoare, prin urmare
dimensionarea ei se va face pe această bază.
Se consideră „Z” ca reacţiune interioară static nedeterminată şi se determină lucrul
mecanic de deformaţie pentru ambele lonjeroane solicitate ca în Figura 3-33.
Figura 3-33 Schema forţelor care acţionează pe lonjeroane, cu traversa secţionată (încovoierea lonjeroanelor static determinată).
Sub forma generală, lucrul mecanic de deformaţie elastică „W” al sistemului este:
∫ ∫ ∫++⋅Ω
=l l l
d
t
x
xz dyGI
Mdy
EI
Mdy
E
QW
0 0 0
222
222 (3.69)
Una din teoremele lui Castigliano spune că la o construcţie elastică reacţiunile interioare
static nedeterminate se dezvoltă în aşa fel încât lucrul mecanic acumulat de construcţie
prin deformaţie, sub acţiunea sarcinilor exterioare date, să fie minimum.
Acest minimum se obţine când avem: 0=∂∂
Z
W
Având într-o secţiune oarecare „y” de la capăt:
;2
;2
2
2
2
1 yZyp
MyZyp
M tt ⋅+⋅
−=⋅−⋅
=
);(; 22221 xaZMxZM tt −⋅−=⋅= (3.70)
.; 21 ZypQZypQ tt +⋅−=−⋅=
86
Figura 3-34 Torsiunea lonjeroanelor şi schema de solicitare a traversei
Aplicând relaţia ,0=∂∂
Z
W în care se neglijează aportul forţei tăietoare Q, avem:
( )0
10
2
222
1
22
0
=
−+⋅⋅+⋅⋅⋅ ∫
l
dd GI
xa
GI
xlZdyyM
EI (3.71)
Înlocuind pe 221
12 a
GIGI
GIx
dd
d ⋅+
= şi executând calculele, avem:
+⋅
⋅+⋅
⋅⋅=
21
0
2
2318
3
dd
t
GIGI
EI
l
a
lpZ (3.72)
Dacă se ţine seama şi de aportul forţei tăietoare Q, avem:
⋅
Ω+
+⋅
⋅+⋅
Ω⋅+⋅⋅⋅
=
20
21
0
2
2
20
0
13318
413
lG
EI
GIGI
EI
l
a
lG
EIlp
Z
odd
t
(3.73)
Calculul efectului nervurii traverse asupra solicitării lonjeroanelor. Într-o secţiune
oarecare, la distanţa „y” de capăt, lonjeronul 1 liber este solicitat de momentul
încovoietor:
2
2
1
yPM t ⋅= (3.74)
Intervenţia nervurii traverse aduce o descărcare yZ ⋅ , în aşa fel încât se obţine
momentul încovoietor rezultant pe lonjeronul 1:
87
.2
2
1 yZyp
M t ⋅−⋅
= (3.75)
La încastrare avem ly = :
.2
2
10 lZlp
M t ⋅−⋅
= (3.76)
Se calculează pentru încastrare raportul:
2
2lp
lZC
t
o ⋅⋅
=
Astfel se obţine proporţia de descărcare, respectiv încărcare a lonjeroanelor, prin
intervenţia nervurii traverse. Avem:
+⋅⋅+
=
21
02
22
0
314
3
dd GIGI
EI
l
aC (3.77)
Dacă rigiditatea în torsiune a lonjeroanelor GId = GId1+GId2 ar fi infinită, atunci se
obţine C0 = ¾, adică intervenia nervurii traverse ar reduce momentul încovoietor pe
lonjeronul anterior, la încastrare, provenit din torsiune, cu 75%.
În cazul când GId = 0 rezultă C0 = 0. Aceasta are loc întotdeauna când lonjeroanele
sunt construite ca o grindă în profil deschis .ZLI ⋅⋅ În general, solidarizarea celor două
lonjeroane se face prin cel puţin două nervuri traverse.
3.7 Teste virtuale 3D de verificare a rezistenţei caroseriilor
În ultimul deceniu marile companii constructoare de autovehicule au introdus noi
metode de cercetare a structurilor de rezistenţă a automobilelor, cu scopul de a reduce
costurile. Astfel testările fizice au fost înlocuite cu simulări efectuate cu ajutorul
computerelor.
CAE (Computer Aided/Assisted Engineering) se referă la utilizarea calculatoarelor în
analiza proiectelor inginereşti. Cu aceasta definiţie, CAE poate fi considerat ca cea mai
timpurie formă de asistare a specialiştilor de către tehnica de calcul deoarece
calculatoarele au fost utilizate pentru calcule în analize inginereşti chiar de la începutul
istoriei lor. Folosirea pe scară largă a analizelor cu elemente finite, cuplată cu apariţia
88
unor puternice programe de modelare geometrică, impusă de necesitatea integrării
analizelor de proiect într-un cadru general CAD/CAM, a dat naştere termenului CAE.
Analiza cu elemente finite (FEA - Finite Element Analysis) reprezintă o tehnică
sistematică pentru evaluarea performanţelor unei structuri sau a unui sistem prin
reprezentarea acestora cu elemente discrete pentru care aspectele fizice şi matematice
sunt bine definite. FEA este de mare ajutor în inginerie datorită reducerii costurilor de
design şi fabricare şi prin creşterea încrederii inginerilor în produsele pe care le
proiectează. FEA se dovedeşte a fi mai eficientă atunci când este utilizată în stadiul de
proiectare conceptuală. Ea este de asemenea folositoare mai târziu în procesele de
fabricare pentru verificarea proiectului final înainte de a se trece la realizarea
prototipului.
Un program destinat analizei prin metoda elementelor finite este compus din trei mari
părţi:
Preprocesorul – în cadrul acestuia se defineşte geometria piesei sau ansamblului care
urmează a fii studiat, se aplică constrângerile şi forţele care acţionează asupra piesei
sau ansamblului;
Procesorul (solverul) – reprezintă partea ascunsă a programului, în care sunt inglobaţi
algoritmii după care se va rezolva problema;
Postprocesorul – cu ajutorul lui se vizualizează rezultatele obţinute în urma rezolvării
problemei.
3.7.1 Etapele de lucru
Metoda elementelor finite (FEM - Finite Element Method) constă în împărţirea
corpului analizat într-un număr finit de elemente cu forme simple, bine studiate teoretic,
cu proprietăţi ale căror lege de variaţie se cunoaşte şi cărora li se aplică teorii din
diverse domenii: rezistenţa materialelor, termotehnica, mecanica fluidelor, electricitate,
magnetism.
Un model matematic care constă din regiuni discrete (elemente) conectate într-un
număr finit de puncte (noduri) reprezintă sistemul ce va fi analizat. Necunoscutele
primare într-o analiză sunt gradele de libertate pentru fiecare nod al modelului cu
elemente finite. Gradele de libertate pot include: deplasări, rotaţii, temperaturi,
presiuni, viteze, tensiuni electrice sau valori ale potenţialului magnetic şi sunt definite
89
prin intermediul elementelor ataşate nodului. Corespunzător gradelor de libertate,
pentru fiecare element din model sunt generate matricele specifice de rigiditate (de
conductivitate), de masă şi de amortizare (de călduri specifice). Aceste matrice sunt
apoi asamblate pentru a forma seturi de ecuaţii simultane care pot fi procesate de
solver.
Pe baza valorilor gradelor de libertate din noduri se calculează apoi prin interpolare
valorile pentru celelalte puncte (mai întâi pe muchii, apoi pe feţe şi în final în tot
volumul). Daca interpolarea este lineară, se vorbeşte de elemente de tip n (normale,
care sunt cele mai des utilizate). Calculele de interpolare sunt mai reduse, dar pentru
obţinerea unei soluţii realiste trebuie folosit adesea un număr mare de elemente.
Elementele de tip p (polinomiale) necesită un aparat matematic mai complicat, dar
sunt necesare în număr mai mic pentru a se obţine o analiză de calitate, ceea ce
conduce în general la reducerea timpului de calcul necesar verificării şi rezolvării
modelului. Hiperelementele sunt elemente foarte complexe, adesea puse la punct
chiar de utilizatori, folosite la tipuri particulare de analize.
Etapele parcurse pentru a se realiza analiza sunt:
Adoptarea metodei de calcul în general, pentru a rezolva un anumit tip de probleme
pot fi utilizate mai multe metode. Algoritmi de calcul diferiţi pot fi implementaţi chiar în
cazul aceluiaşi program. Calităţile necesare pentru un astfel de algoritm sunt în general
contradictorii: solicitarea unor resurse hardware şi software cat mai reduse, generalitate
(metoda de calcul să poată fi aplicată de un număr mare de ori), număr mic de calcule
(rapiditate în execuţie), convergenţă (obţinerea unei soluţii într-un număr minim de
paşi), acurateţe (precizie mare a rezultatelor). Pe lângă calităţile specifice metodei de
rezolvare, programele de calculator care utilizează aceşti algoritmi trebuie să asigure în
plus uşurinţă în învăţare şi comoditate în utilizare. Rămâne în seama utilizatorului să-şi
aleagă programul şi metoda cele mai convenabile pentru obţinerea rezultatelor dorite în
condiţii de eficienţă maximă. În funcţie de dotarea cu echipamente, de experienţa
inginerilor în domeniu şi de urgenţa rezolvării problemei, ponderea fiecărei calităţi
amintite poate să difere în definirea abordării optime. Algoritmul cu care se obţine
soluţia şi modul de programare a acestuia înmagazinează o cantitate imensă de muncă
şi este în general secret de firmă. Pentru a fi posibilă utilizarea programului,
producătorul oferă anumite informaţii cu caracter general, fără a intra în amănunte.
90
Modelarea piesei este foarte solicitantă pentru inginerul desemnat să rezolve
problema şi constă în utilizarea unui model simplificat cu care să se aproximeze
fenomenul analizat. Această idealizare presupune parcurgerea următoarelor etape:
Obţinerea modelului geometric Modelul geometric poate fi generat direct, poate fi
importat dintr-un program CAD sau poate fi realizat prin combinarea celor două
metode. În ceea ce priveşte posibilităţile de generare a modelului geometric, unele
programe cu elemente finite rivalizează cu programele CAD. Priceperea şi experienţa
inginerului analist vor interveni din nou pentru a simplifica modelul de calcul în
comparaţie cu desenul amănunţit al piesei sau subansamblului, evitând solicitarea
inutilă de resurse de calcul şi facilitând modul de interpretare a rezultatelor;
Stabilirea proprietăţilor specifice fiecărei părţi a modelului constă în indicarea
caracteristicilor de material, de rezistenţă sau geometrice specifice (de exemplu
grosimea unei table care va fi modelată ca o suprafaţă şi nu ca un volum, sau secţiunea
şi momentul de inerţie ale unei grinzi ce va fi modelată cu un element linear). Unele din
proprietăţi pot fi preluate din biblioteci fumizate de firma care a realizat programul sau
din biblioteci proprii ale utilizatorului. Părţile modelului care sunt alcătuite din materiale
diferite trebuie separate pentru a li se putea atribui proprietăţi de material
corespunzătoare;
Alegerea tipurilor de elemente şi discretizarea piesei (realizarea reţelei de
elemente finite, numită şi mesh). Alegerea corectă a tipurilor şi dimensiunilor acestor
elemente, a modului în care se îmbină aceste tipuri, are un rol hotărâtor în obţinerea
unor rezultate corespunzătoare şi necesită temeinice cunoştinţe teoretice şi multa
experienţă din partea utilizatorului aplicaţiei. Algoritmi performanţi vin în ajutorul
utilizatorului prin verificări suplimentare ale modelului cu elemente finite sau prin
perfecţionări (rafinări) ale reţelei. De obicei precizia rezultatelor se măreşte cu fineţea
discretizării, dar timpul în care se obţine soluţia creşte proporţional cu pătratul
numărului de elemente utilizate şi este nevoie de mai multă memorie pentru stocarea
informaţiilor. Utilizarea unui număr foarte mare de elemente presupune nu numai
echipamente foarte performante ci şi masuri software speciale de pregătire a acestora
pentru a facilita manipularea enormelor cantităţi de informaţii intermediare şi finale. O
soluţie la această problemă o poate reprezenta utilizarea elementelor de tip p şi a
hiperelementelor.
91
Stabilirea condiţiilor exterioare (boundary conditions) care constau în diferite tipuri
de constrângeri: moduri de sprijinire (anularea unor grade de libertate), acţiunea unor
forţe şi momente (inclusiv de inerţie), existenţa unor câmpuri de deformaţii, de
temperaturi, de presiuni, de viteze, electrice, magnetice, etc. Încărcările pot fi nodale,
pe o curbă, pe o suprafaţă sau pe un volum, dar în final sunt reduse toate în noduri. Şi
în această etapă se realizează o idealizare a constrângerilor, deoarece se lucrează cu
ipoteze simplificatoare, iar elementele finite pot fi constrânse doar în anumite moduri
(doar nodurilor li se pot anula translaţii sau rotaţii după anumite direcţii). Condiţiile
exterioare pot fi aplicate direct modelului cu elemente finite sau modelului geometric. În
ultimul caz, constrângerile sau încărcările modelului geometric sunt transferate automat
de program modelului cu elemente finite. Fiecare configuraţie a restricţiilor şi
încărcărilor este numită caz de analiză (pas de încărcare), iar o analiză poate consta
din unul sau mai mulţi astfel de paşi. Valorile încărcărilor unui anumit caz se pot
modifica gradual faţă de cazul anterior (de exemplu linear) sau dintr-o dată (de
exemplu pentru simularea şocurilor), în funcţie de opţiunile utilizatorului. Prin
combinarea mai multor cazuri de analiză pot fi analizate efectele unor solicitări
complexe. De asemenea pot fi vizualizate efectele globale obţinute prin cumularea
ponderată a efectelor de la mai multe cazuri de analiză.
Obţinerea valorilor mărimilor fizice care prezintă interes (calculul propriu-zis)
consta în scrierea şi apoi rezolvarea unor sisteme de ecuaţii matriceale. Astfel, în cadrul
unei probleme de rezistenţă, pentru fiecare grad de libertate se scrie o ecuaţie, care
poate fi după caz lineara sau nelineară. Caracteristici suplimentare care premerg fazei
de rezolvare permit schimbarea unor proprietăţi de material sau date specifice
elementelor precum grosimea, evitarea unor suprapuneri de noduri, dezactivarea sau
reactivarea unor elemente, anularea globală a unor grade de libertate şi anularea unor
interstiţii (gaps) datorate unor erori de calcul. Dificultatea principală în rezolvarea
sistemelor constă, în special, în numărul foarte mare de ecuaţii ce trebuie rezolvate
simultan (zeci şi chiar sute de mii de ecuaţii). Solver-ul reordonează automat
elementele şi nodurile pentru a obţine soluţia în timpul cel mai scurt. Rezolvarea se
realizează de obicei iterativ, în paşi succesivi, pornindu-se de la o soluţie estimată care
este îmbunătăţită până când se obţine acurateţea dorită (modificările rezultatului de la
un pas la altul devin nesemnificative). Algoritmii programaţi trebuie să asigure
convergenţa soluţiei (să se ajungă la o soluţie stabilă într-un număr finit de paşi), să
92
nu solicite resurse exagerate, şi fie rapizi şi uşor de programat. Rezultatele care se obţin
se stochează în fişiere pe disc. Ele pot fi apoi consultate de către utilizator în mod direct
sau, cel mai adesea, prin intermediul unui program special denumit postprocesor.
Interpretarea rezultatelor obţinute. Acest punct reprezintă de fapt scopul întregii
analize, el trebuind sa dea verdictul dacă piesa calculată sau procesul studiat sunt
corespunzătoare utilizării lor viitoare. Pentru evaluarea gradului de periculozitate a
solicitării sau pentru determinarea comportamentului elementului analizat în condiţiile
considerate, în această etapă se compară mărimile de interes (eforturi unitare,
deformaţii, temperaturi, presiuni, viteze, etc.) cu cele admisibile sau cu altele obţinute
anterior, în condiţii asemănătoare, prin calcul sau pe cale experimentală. Dacă între
rezultatele obţinute şi cele cu care se compară apar diferenţe nejustificate, atunci
trebuie revăzute etapele anterioare obţinerii soluţiei. Cele mai frecvente greşeli se fac
de obicei la stabilirea condiţiilor exterioare şi la modelarea piesei. De asemenea. ele pot
apare atunci când metoda de calcul folosită este inadecvată. Dacă se constată o buni
concordanţă a rezultatelor calculului cu rezultate obţinute din măsurători, atunci este
posibilă extrapolarea metodei de calcul la piese asemănătoare din punct de vedere
constructiv şi funcţional, dar care lucrează în condiţii diferite. Analiza rezultatelor
obţinute trebuie sa permită de asemenea optimizări funcţionale (mărirea rezistenţei
şi siguranţei în exploatare) sau dimensionale (reducerea gabaritului, simplificarea
tehnologiei sau utilizarea unor materiale mai ieftine). Pentru aceasta trebuie foarte bine
definite criteriile de optimizare şi modul sistematic în care se va încerca stabilirea
variantei optime. În caz contrar, se vor obţine (cu mare consum de resurse) numeroase
soluţii din care va fi imposibil să se aleagă cea mai favorabilă.
3.8 Analiza structurală de tip static asupra cadrului unui prototip
Spre exemplificare se vor prezenta, în paragrafele care urmează, două exemple de
analiză FEM, unul în care se au la dispoziţie resurse hardware limitate şi unul comandat
de NCAC (National Crash Analyzes Center), unde sunt utilizate supercalculatoare.
93
Figura 3-35 Cadrul, modelul fizic
Astfel pentru a se determina deformaţia cadrului unui prototip de autoturism cu
destinaţie sportivă, sub acţiunea greutăţii grupului motopropulsor şi a conducătorului se
va face o analiză structurală, în care forţele aplicate acţionează static asupra punctelor
de prindere.
Pornind de la dimensiunile existente pe modelul fizic şi analizând profilul lonjeroanelor
se ia decizia de scurtare a timpului efectiv de calcul prin utilizarea elementelor de tip
“beam”. În acest fel modelarea se poate face cu multă uşurinţă, cunoscând
coordonatele principalelor puncte de interes.
Analiza începe prin realizarea modelului geometric al cadrului. Pentru definirea
punctelor cheie (key points) trebuiesc cunoscute coordonatele fiecărui punct, relativ la
originea unui sistem triortogonal OXYZ.
După definirea acestora se vor uni toate aceste puncte, cu scopul de a realiza modelul
geometric sub forma unui cadru de sârmă (wire frame), Figura 3-36. Fiecare segment
component al cadrului va fii reprezentat printr-o linie de o anumită culoare.
94
Figura 3-36 Modelul3D în reprezentare „cadru de sârmă”
Analiza continuă cu definirea dimensiunilor secţiunii lonjeroanelor şi traverselor, care
compun cadrul, definirea tipului de element care se va utiliza pentru analiză şi definirea
proprietăţilor materialului. Trebuie avut în vedere modul în care s-a modelat cadrul, din
punct de vedere al unităţilor de măsură, deoarece în etapa următoare proprietăţile
materialului se vor indica în funcţie de unitatea de măsură aleasă pentru lungime, vezi
tabelul 3.5.
Tabelul 3.5. Mod I de definire Mod II de definire
Timpul [ s ] secunde [ s ] secunde Lungimea [ m ] metri [ mm ] milimetri
Masa [ kg ] kilograme [ 103 x kg] tone Acceleraţia [ m/s2 ] [ mm/s2 ]
Forţa N N Densitatea [ kg/m3 ] [ 103 x kg/m3 ]
După definirea parametrilor materialului se va face discretizarea (mesh-area) cadrului în
elemente. Cu cât numărul de elemente de discretizare este mai mare cu atât timpul de
analiză va creşte, dar odată cu acesta se vor modifica şi rezultatele obţinute, în sensul
diminuării erorilor. În urma realizării discretizării este posibilă vizualizarea cadrului ca un
model geometric tridimensional, Figura 3-37.
95
Figura 3-37 Modelul 3D al cadrului discretizat în elemente de tip „beam”
Pentru cazul de faţă fiecare segment al cadrului a fost împărţit în zece părţi egale.
Analiza se continuă cu definirea constrângerilor şi a forţelor aplicate asupra cadrului.
Deoarece, s-a specificat anterior, se va face o analiză statică a cadrului, în dreptul
punctelor de prindere a braţelor suspensiei celor patru roţi se vor aplica constrângerile
care limitează deplasarea nodurilor existente în această zonă.
Figura 3-38 Constrângerile aplicate şi forţele de greutate date de grupul motopropulsor
Forţele care acţionează sunt date de greutatea grupului motopropulsor şi greutatea
conducătorului. Ele acţionează asupra traverselor pe care sunt fixate, ca nişte forţe
distribuite pe punctele de sprijin, Figura 3-38.
96
Odată finalizată această etapă s-a încheiat şi partea denumită preprocesor a aplicaţiei
FEM. În etapa de calcul a deformaţiilor cadrului, programul va activa solverul şi va face
calculele, pe baza algoritmilor definiţi şi implementaţi de producătorul programului.
Cu ajutorul postprocesorului aplicaţiei se vor putea vizualiza deformaţiile şi tensiunile
apărute în cadrul pe care dorim sa-l analizăm.
Figura 3-39 Deformaţiile cadrului
Figura 3-40 Tensiunile apărute în cadru sub acţiunea forţelor de greutate a conducătorului şi grupului motopropulsor
3.9 Analiza crash-urilor cu ajutorul supercalculatoarelor
Modelul 3D unui autovehicul este discretizat în elemente finite nonlineare, şi apoi utilizat
pentru simularea testelor de impact frontale şi laterale cu parapeţii de pe marginea
soselelor. Pentru evaluarea performanţelor modelului sunt utilizate machete la scara 1:1
97
ale autovehiculului. Se vor prezenta comparaţii între teste şi simulări în ceea ce priveşte
deformaţia totală, deformaţiile pe componente, viteza şi acceleraţia în diferite părţi ale
vehiculului.
Modelele cu elemente finite ale autovehiculelor au fost utilizate din ce în ce mai des în
analizele preliminare şi la conceperea unor componente. Datorită faptului că aceste
modele devin pe măsura trecerii anilor din ce în ce mai sofisticate în ceea ce priveşte
acurateţea, robusteţea, fidelitatea şi mărimea, nevoia dezvoltării unor modele complexe
care să poată fi folosite pentru mai multe tipuri de teste sau care să facă faţă unei scări
mai largi de scenarii de impacturi apare din ce în ce mai evidentă.
De-a lungul timpului cercetătorii au dezvoltat mai multe modele al căror număr de
elemente variază de la câteva mii până la câteva zeci de mii. Cu aceste vehicule au fost
exersate diferite teste, printre care amintim cele la impactul frontal sau parţial frontal cu
ziduri, cu bariere feroviare sau cu obiecte nedeformabile. Oricum, validitatea acestor
modele rămâne discutabilă.
În timp ce aplicaţiile pentru impacturi frontale şi laterale implică deformaţii mari cu
durate ale impactului care nu depăşesc 150 ms, cele la impacturile cu barierele laterale
ale şoselelor implică deformaţii pe porţiuni foarte mari ale vehiculului, dar datorită
interacţiunii prelungite în timp dintre vehicul şi obiectul lovit şi a nevoii de a observa
dinamica evenimentelor de după impactul propriu-zis, simulările pot dura şi mai mult de
o secundă.
Astăzi, datorită costurilor mici implicate de folosirea computerelor bazate pe
multiprocesare simetrică (SMP) şi a procesoarelor paralele (MPP), simularea impacturilor
mai sus menţionate poate fi făcută mult mai elaborat şi mai eficient. Pe viitor, datorită
acestor progrese, o simulare de acest fel va putea fi făcută pe o staţie de calcul
obişnuită în acelaşi interval de timp. În plus, datorită faptului că modelele vor continua
să crească în mărime datorită îmbunătăţirii vitezei de calcul, apare nevoia de cercetare
pentru a îmbunătăţi posibilităţile de modelare şi pentru a adăuga detalii noi şi o mai
mare complexitate. De asemenea, pentru ca aceste modele să fie utilizabile pe o scară
largă de teste, adică de situaţii impuse de impact, ele trebuie să fie validate pentru
toate aceste situaţii.
98
3.10 Descrierea modelului.
Modelul autovehiculului a fost dezvoltat la NCAC (National Crash Analyzes Center)
pentru Administraţia Federală a Autostrăzilor (FHWA) şi pentru Administraţia Siguranţei
Traficului pe Autostrăzile Naţionale (NHTSA). Există diverse variante, cu motoare de
capacitate diferită, cutii de viteze automate sau transmisii integrale, toate acestea
având configuraţia generală nemodificată. Soluţia analizată a fost iniţial grupată în mai
multe clase principale: şasiul, cabina, uşile, platforma spate, şi alte părţi necuprinse în
cele menţionate mai sus. Cele trei dimensiuni ale fiecărei părţi au fost apoi obţinute
utilizând un braţ digitizor conectat la un computer. Fişierele cuprinzând datele
geometrice ale fiecărui reper au fost importate în preprocesorul unui program de
analiză FEM pentru asamblarea modelului şi pentru generarea discretizării.
Datorită faptului că aceste variante ale autovehiculelor sunt folosite pentru mai multe
tipuri de aplicaţii s-au inclus în model detaliile cele mai amănunţite, cum ar fi:
amortizoare, radiator, suspensie, motor, uşi laterale sau cabina vehiculului. Aceste părţi
au fost numerizate cât mai detaliat posibil, pentru a minimiza cât mai mult orice
aproximare a geometriei oricărei părţi a vehiculului. De exemplu, şasiul a fost numerizat
şi apoi texturat utilizând două metode diferite. Prima nu a ţinut seama de nici un orificiu
de fixare, sau cu altă destinaţie existentă pe şasiu, în timp ce a doua a ţinut seama de
acestea. În primul caz modelul s-a comportat foarte prost comparativ cu vehiculul, spre
deosebire de al doilea. Incluzând aceste orificii în geometrie, timpul de calcul a crescut
simţitor, acest lucru datorându-se creşterii numărului elementelor finite şi scăderii
dimensiunii fiecărui element.
Un alt aspect al creşterii acurateţei modelelor este testarea unor materiale. S-au testat
mai multe eşantioane de material din diferite părţi cum ar fi: uşa, şasiul, capota,
pragurile uşilor, etc… pentru a se obţine date despre proprietăţile materialelor utilizate.
Testele au fost făcute la trei viteze diferite: scăzută – static, scăzută – dinamic, ridicată
– dinamic. Proprietăţile acestor materiale vor fi adăugate în următoarea fază a
dezvoltării modelului vehiculului.
Modelul format din câteva zeci de mii de noduri (aproximativ 60000) conţine elemente
de suprafaţă, elemente de tip grindă şi elemente cubice şi cuprinde câteva zeci de
grupuri, corespunzător numărului proprietăţilor elementului şi a numărului
componentelor. Proprietăţile fiecărui element sunt definite de un set de fişe de material.
99
În această prezentare sunt utilizate patru tipuri de materiale. Fiecare dintre grupurile de
elemente este subîmpărţit în elemente de suprafaţă şi grinzi. Există două tipuri de
elemente de suprafaţă utilizate: pătrate şi triunghiulare. În calcule se foloseşte un
material izotrop din punct de vedere elastico-plastic, modelul materialului rigid, modelul
materialului din cauciuc Blatz-Ko, iar pentru unele elemente se foloseşte un model de
material strict elastic.
Aceste părţi sunt interconectate folosind diferite tipuri de noduri sau legături. Două
tipuri de constrângeri nodale sunt folosite: cea nodală de grup, care permite acelaşi
grad de libertate unui grup de noduri, forţându-le pe toate să se mişte împreună în
aceeaşi direcţie. Al doilea tip este punctul de sudură, care este echivalent cu două
noduri legate între ele rigid. Nodurile pot executa mişcări de rotaţie şi translaţie, dar nu
se pot roti sau translata relativ unul faţă de altul. Două tipuri de legături, una sferică şi
alta de revoluţie au fost folosite pentru suspensia modelului. Figura 3-41 se prezintă
vederile de dedesubt şi de sus ale modelului. Capota motorului a fost înlăturată.
Sursa A.K Zaouk, s.a., www.ncac.gwu.edu
Figura 3-41 Vedere de sus şi dedesubt a modelului
3.10.1 Scenariile de impact
Se iau in considerare două scenarii de impact. Primul este un impact cu un perete rigid
cu o viteză iniţială de 56 km/h. Al doilea este un impact pieziş la 25o cu o barieră
laterală de pe o autostradă cu viteza de 100 km/h. Datele de intrare pentru aceste două
100
scenarii de impact au fost generate folosind un procesor LS-INGRID. În fiecare caz s-au
combinat fişierele de intrare LS-DYNA3D cu cele corespunzătoare modelelor barierelor
folosind LS-INGRID.
Simularea impactului frontal a fost rulată timp de 150 ms în concordanţă cu durata
reală a unui impact frontal. Au fost necesare câteva zeci de ore pentru a reproduce
fenomenul. Pentru al doilea impact, simularea a fost făcută pentru un timp de impact
de 0.5 s şi a necesitat un timp de lucru mai mare datorat impactului care se desfăşoară
pe o perioada mai îndelungată. În toate cazurile de simulare s-a fixat un pas cât mai
mic astfel încât fenomenul să fie surprins în detaliu.
S-au folosit filtre pentru a reduce bruierea apărută pe parcursul simulării pentru
înregistrarea acceleraţiilor. Valorile înregistrate pentru acceleraţii sunt prezentate alături
de rezultatele testului, în secţiunea următoare.
3.10.2 Comparaţia dintre test şi simulare
Acurateţea şi fidelitatea simulării au fost studiate după următoarele criterii:
Profilul deformaţiilor în zonele de impact puternic.
Înregistrarea timpilor pentru diferite poziţii ale autovehiculului.
Absorbţia de energie de către diferite componente.
Comportamentul vehiculului după impact.
Profilul deformaţiilor în zona de impact – deformaţia generală în zona de impact poate
fi comparată vizual cu ajutorul imaginilor captate cu camere de luat vederi de înaltă
viteză. În Figura 3-42 şi Figura 3-43 se prezintă vederile laterală şi de dedesubt ale
autovehiculului după 90 ms de la impact.
Sursa A.K Zaouk, s.a., www.ncac.gwu.edu
Figura 3-42 Comparaţie între deformaţiile modelului şi ale autovehiculului la 90 ms după impact
101
Sursa A.K Zaouk, s.a., www.ncac.gwu.edu
Figura 3-43 Comparaţie între deformaţiile modelului şi ale autovehiculului la 90 ms după impact (vedere de dedesubt)
Această stare de deformaţie a fost aleasă deoarece reprezintă momentul în care deja o
mare parte din deformarea plastică s-a produs. Se observă din figuri că forma
deformaţiilor capotei, aripilor şi a barei de protecţie sunt aproape similare în cazul
simulării şi în cazul testului real.
Deformaţia capotei începe la momentul t = 30 ms iar deformaţia plastică totală se
consideră la momentul t = 90 ms. Deformarea generală produsă în partea inferioară a
modelului arată o bună corelare între simularea virtuală şi test.
Următorul mod de comparaţie este evoluţia vitezei şi acceleraţiei în diferite locuri ale
caroseriei. Figura 3-44 arată comparaţia între acceleraţiile înregistrate în testul real şi în
simularea virtuală. Accelerometrele sunt situate dedesubtul şi deasupra motorului
precum şi în partea din spate a scaunelor din faţă. Din nou se observă corelarea dintre
rezultatele obţinute experimental şi curbele trasate în urma simulării. Deceleraţia
maximă suferită de motor este de 100 g în timp ce cea obţinută în cabină este de 50 g.
Erorile obţinute sunt de 3.3% respectiv de 16.5%.
Sursa A.K Zaouk, s.a., www.ncac.gwu.edu
Figura 3-44 Acceleraţiile obţinute teoretic şi experimental in zona inferioara a motorului şi a scaunului din dreapta
102
Totuşi testul este mai relevant. Acest lucru ar putea fi atribuit proprietăţilor materialului
folosit la model, subliniindu-se încă o dată importanţa testării şi a cunoaşterii
materialelor. Pentru a se reduce eroarea se pot folosi paşi variabili în special în zona de
impact, însă aceasta duce la un timp de calcul mai mare, uneori chiar excesiv. De
exemplu în cazul prezentat timpul de calcul a crescut de la câteva zeci de ore în cazul
pasului constant la câteva sute de ore pentru pas variabil.
3.10.3 Nivelul de absorbţie al energiei
Este foarte importantă observarea absorbţiei de energie de către diferite componente
ale vehiculului. Aceasta poate fi obţinută în simulare prin calcularea energiei plastice
încorporata în material. Tabelul 3.6 arată procentul din energia totală împărţit pe
diferitele componente ale structurii frontale. Aceste date sunt esenţiale atât pentru
determinarea importanţei componentelor respective la acurateţea şi fidelitatea
modelelor cât şi pentru simularea generală. Procentul din energia totală absorbită se
dovedeşte apropiat de cel calculat prin metode inginereşti. Rezultatele arată o
distribuţie favorabilă a energiei comparativ cu rezultatele simulărilor cu modele mai
vechi şi mai puţin detaliate.
Tabelul 3.6
Părţile autovehiculului Energia internă [kJ]
Procentul
Bara de protecţie 26,1 12,90 % Motorul 23 11,40%
Radiatorul 21 9,75% Capota 10,7 5,27% Aripa 9,8 4,84%
Parbrizul 1,65 0,82% Şasiul 93,2 45,95%
Evaluările sunt parte integrantă a procesului de validare, în special în ceea ce priveşte
asamblarea pieselor şi caracteristicile generale ale autovehiculului.
103
4 DETERMINAREA MĂRIMILOR CINEMATICE ALE COLIZIUNII
PRIN COMBINAREA LEGILOR DE CONSERVARE A IMPULSULUI
ŞI A ENERGIEI
Coliziunea dintre două autovehicule se asimilează cu o ciocnire elasto-plastică. În
consecinţă nu se pot obţine rezultate utile numai cu luarea în considerare a legii
conservării impulsului sau a momentului cinetic, iar în cazul în care traiectoriile
autovehiculelor sunt aproape paralele, metodele grafice nu dau satisfacţie. Considerând
sistemul format din două corpuri care se deplasează în acelaşi sens cu vitezele iniţiale
v10 şi v20, din legea conservării impulsului şi legea conservării energiei precizia soluţiilor
creşte şi domeniul de aplicaţie se extinde. Metoda se utilizează în reconstituirea
accidentelor de circulaţie.
( )
⋅
++⋅
++−±
⋅+⋅⋅
+= EES
m
mmEES
m
mmvv
m
vmvm
mm
mv 2
221
2
1
21
2
2121
2
2211
21
210
(4-1)
( ) 21012
120 vvv
m
mv +−⋅= (4-2)
Scopul modelării îl constituie obţinerea de date necesare simulării coliziunilor. De regulă
aceste date (exemplu rigidităţii, EES ...) se pot obţine numai prin aproximări din
informaţii existente în baze de date sau determinate pe cale experimentală.
Figura 4-1 Schema ciocnirii dintre două autovehicule asimilat unui model simplificat cu două mase
104
4.1.1 Determinarea funcţiilor de timp ale vitezei, acceleraţiei şi deformărilor
autovehiculelor în impactul frontal sau din spate, centrat
Acest model serveşte la obţinerea rigidităţii structurii frontale si din spate a
autovehiculului, respectiv a EES, acestea fiind mărimi de intrare în programul PC-Crash.
Modelul matematic simplificat ales se compune din două mase „m1” şi „m2”, acestea
având rigiditatea globală „K”, simulată printr-un resort. Se consideră, spre exemplu, că
autovehiculele circulă unul în spatele celuilalt, în aceeaşi direcţie. Notând cu indicele „1”
autovehiculul care circulă din spate şi cu „2” cel din faţă, rezultă, în momentul ciocnirii,
rigiditatea globală ca fiind compusă din rigidităţile individuale ale celor două
autovehicule:
21
111
KKK+= (4-3)
Considerând autovehiculele care intră în coliziune ca două mase cuplate intre ele cu un
resort având rigiditatea C ecuaţiile de mişcare au forma:
( )
( )212
2
2
211
2
1
2
2
SSKdt
Sdm
SSKdt
Sdm
−⋅=⋅
−⋅−=⋅
Din prima relaţie se obţine:
2111 SSS
K
m=+⋅
⋅⋅
,
după derivare de două ori se înlocuieşte în a doua relaţie de sus, rezultând ecuaţia
diferenţială de ordinul IV omogenă
( ) ( ) ( ) 02121
41
21 =⋅++⋅⋅
SmmSK
mm (4-4)
A cărei ecuaţie caracteristică este :
( ) 0221
421 =⋅++⋅⋅
λλ mmK
mm unde (4-5)
;0
;0
2
1
=
=
λ
λ şi ( ) 021
221 =++⋅⋅
mmK
mmλ (4-6)
( )
21
214/3 mm
Kmmj
⋅⋅+
⋅±=λ = ± jω (4-7)
105
Unde ω – pulsaţia sistemului
Pentru vehiculul 1 soluţia generală pentru spaţiu, viteză şi acceleraţie este formată din
relaţiile:
tDtRtBtAs ωω cossin21 ⋅+⋅+⋅+⋅= (4-8)
;sincos211 tDtRtBAsv ωωωω ⋅⋅−⋅⋅+⋅⋅+== & (4-9)
tDtRBsa ωωωω cossin2 2211 ⋅⋅−⋅⋅−⋅== && (4-10)
În mod similar pentru vehiculul 2 :
( ) ;cossincossin2 22212 tDtRtBtAtDtRB
K
ms ωωωωωω ⋅+⋅+⋅+⋅+⋅⋅−⋅⋅−⋅⋅=
( ) tDtRtBAtDtRK
msv ωωωωωωωω sincos2sincos 331
22 ⋅⋅−⋅⋅+⋅⋅++⋅⋅+⋅⋅−⋅== &
( ) tDtRBtDtRK
msa ωωωωωωωω cossin2cossin 22441
22 ⋅⋅−⋅⋅−⋅+⋅⋅+⋅⋅⋅== &&
Constantele de integrare rezultă din condiţiile iniţiale :
( )
( )
⋅−=
=
=
⋅⋅−+=
132010
12201010
0
0
m
KvvR
D
B
m
KvvvA
ω
ω
(4-11)
Aceste relaţii îşi pierd valabilitatea la sfârşitul fazei de compresiune. Respectiv când:
2
πω =⋅ t respectiv,
t⋅=
2
πω (4-12)
Înlocuind constantele de integrare în ecuaţiile de mai sus se obţine:
Ecuaţiile pentru vehiculul 1:
106
( ) ( ) tm
Kvvt
m
Kvvvs ω
ωωsin
132010
122010101 ⋅
⋅−+⋅
⋅⋅−+=
( ) ( ) tm
Kvv
m
Kvvvsv ω
ωω
ωcos
132010
1220101011 ⋅
⋅−⋅+
⋅⋅−+== &
( ) tm
Kvvsa ω
ωω sin
132010
211 ⋅
⋅−⋅−== &&
Ecuaţiile pentru vehiculul 2
( ) ( ) ( ) tm
Kvvvt
m
Kvvt
m
Kvv
K
ms ⋅
⋅⋅−++⋅
⋅−+
⋅
⋅−⋅−⋅=
12201010
132010
132010
22 sinsin
1
ωω
ωω
ωω
( ) ( ) ( ) tm
Kvv
m
Kvvvt
m
Kvv
K
msv ω
ωω
ωω
ωω coscos
1
132010
12201010
132010
322 ⋅
⋅−⋅+
⋅⋅−++
⋅
⋅−⋅−⋅== &
( ) ( ) tm
Kvvt
m
Kvv
K
msa ω
ωωω
ωω sinsin
132010
2
132010
4122 ⋅
⋅−⋅−
⋅
⋅−⋅⋅== &
Prin simplificare se va obţine pentru vehiculul 1:
( ) ( )
( ) ( )
( ) tm
Kvvs
tm
Kvvvs
tm
Kvvt
m
Kvvvs
ωω
ωω
ωωω
sin
cos1
sin
110201
21
1020101
31
102021
1020101
⋅⋅
⋅−=
−⋅⋅
⋅−+=
⋅⋅
⋅−−⋅
⋅⋅−+=
&&
& (4-13)
Pentru vehiculul 2:
( ) ( )
( ) ( ) ( )
( ) tm
Kvvs
tm
Kvvvtvvs
tm
Kvvv
m
Kt
vvs
ωωω
ωω
ω
ωωω
ω
sin
cos1cos
1sin
110202
21
10201010202
21
10201021
10202
⋅
−
⋅⋅−=
−⋅⋅
⋅−++⋅−=
⋅
⋅⋅−++
⋅−⋅⋅
−=
&&
& (4-14)
ddd
dss
=+
=−
21
21 (4-15)
Unde:
107
S1 - spaţiul parcurs de autovehiculul 1 în timpul fazei de comprimare;
S2 - spaţiul parcurs de autovehiculul 2 în timpul fazei de comprimare;
K – coeficientul de rigiditate global;
d1 – deformarea autovehiculului de masă m1;
d2 – deformarea autovehiculului de masă m2;
d – deformarea globală dinamică;
dst- deformarea globală statică (dst ≈ 0.9d);
21sin
πωω == tt
Unde:
T- perioada
t – timpul de comprimare tc
Timpul de comprimare se determină la amplitudinea maximă când 2
πω =⋅ t
Înlocuind în ecuaţii rezultă pentru vehiculul 1:
ω
ω
ωω
⋅⋅−=
⋅⋅−=
⋅⋅+⋅
⋅⋅−=
1101
21
10101
31
1021
10101
m
Kvs
m
Kvvs
m
Kvt
m
Kvvs
&&
& (4-16)
Pentru vehiculul 2
−
⋅⋅−=
⋅⋅−=
⋅
⋅⋅−+
⋅−⋅−=
ωω
ω
ωωω
1102
21
10102
21
101021
102 1
m
Kvs
m
Kvvs
tm
Kvv
m
Kvs
&&
& (4-17)
Din relaţia pulsaţiei cu timpul de comprimare determinat, rezultă rigiditatea globală C:
108
ct⋅
=2
πω ;
( )21
21
mm
Kmm
⋅⋅+
=ω ; => 21
212
mm
mmK
+⋅⋅
=ω
; (4-18)
Întrucât:
21
21
KK
KKK
+⋅
= (4-19)
rezultă rigidităţile celor două autovehicule
1
1d
dKK ⋅= (4-20)
respectiv
22
d
dKK ⋅= (4-21)
Din definiţia energiei echivalente de deformare se obţine:
( )totstdin mEESddK ⋅=⋅⋅ 2 (4-22)
Unde
stdin dd ⋅= 1.1 (4-23) şi
21 mmmtot += (4-24)
=> totst mEESdK ⋅=⋅⋅ 22 1.1 (4-25)
tot
stm
KdEES
⋅⋅=
1.1 sau
totm
KdEES
⋅⋅=
1.1
1.1 (4-26)
Întrucât:
( )222
221
222
211 EESmmEESmEESm ⋅+
=⋅
+⋅
(4-27)
respectiv
2
1.1
22
2222
211 ⋅⋅
=⋅
+⋅ stdKEESmEESm
(4-28)
Unde:
109
EES – viteza echivalentă a energiei de deformare
222222
1112
11
2
1
2
12
1
2
1
ddKEESm
ddKEESm
st
st
⋅⋅⋅=⋅⋅
⋅⋅⋅=⋅⋅ (4-29)
221111 1.11.11.0 stststst dddddd ⋅=⋅=⋅+= (4-30)
Unde d1 - deformarea dinamică este mai mare cu aproximativ 10% decât deformarea
statică măsurată după impact.
2
1
2
1222
211
d
d
K
K
EESm
EESm⋅=
⋅⋅
(4-31)
Înlocuim d1 si d2
=> 2
12222
11 1.1
1.1
st
st
d
dmEESEESm
⋅
⋅⋅⋅=⋅ (4-32)
2
1
1
221
st
st
d
d
m
mEESEES ⋅⋅=
Înlocuim EES1 în ecuaţia de conservare a energiei =>
( )
( )
( )2
1.1
21
2
222
222
2221
2
1222
221
222
2
1222
221
2222
1
1
2221
⋅⋅=
⋅+=
+⋅
⋅
⋅+=
⋅+⋅
⋅
=>⋅+
=⋅
+
⋅⋅⋅
st
st
st
st
st
st
st
dKEESmm
d
dEESm
EESmmEESm
d
dEESm
EESmmEESmd
d
m
mEESm
=>
21
1
1
21
21
2
2
12
1
1
stst
st
stst
st
dd
d
m
mEESEES
dd
d
m
mEESEES
+⋅
+⋅=
+⋅
+⋅=
(4-33)
110
11
1
22
2
1.1
1.1
stst
stst
ddm
KEES
ddm
KEES
⋅⋅⋅
=
⋅⋅⋅
=
4.1.2 Calculul erorilor
Deoarece rigiditatea „K” depinde de pulsaţia „ω” iar aceasta de timpul fazei de
compresie „t” precizia de determinare a timpului „t” are o importanţă deosebită în
simulările ulterioare. Din diagrama de viteze timpul „t” se determină în funcţie de
rezoluţia acestora cu o precizie ∆t = 0.002....0.005 s.
Relaţia de calcul pentru rigiditatea „K” este:
21
21
214
2
tmm
mmK ⋅
+
⋅⋅=
π (4-34)
Deoarece valorile cu care se calculează funcţia „K” sunt numere aproximative afectate
de erori şi valoarea „K” rezultată din calcul este aproximativă.
Considerând legea de propagare a erorilor a lui Gauss rezultă eroarea limită a funcţiei
„K” din:
22
11
mm
Km
m
Kt
t
KK ∆⋅
∂∂
+∆⋅∂∂
+∆⋅∂∂
=∆ (4-35)
Unde :
( )
( )221
21
2
2
2
221
22
2
2
1
321
212
4
4
1
2
mm
m
tm
K
mm
m
tm
K
tmm
mm
t
K
+⋅=
∂∂
+⋅=
∂∂
⋅+⋅
⋅=∂∂
π
π
π
111
5 SISTEME DE PROTEJARE A VIEŢII PASAGERILOR UNUI
AUTOVEHICUL. PRINCIPII
Centurile de siguranţă constituie echipamentul principal de asigurare a ocupanţilor unui
autovehicul, ea fiind concepută să reducă riscul de vătămare în aproape toate tipurile
de coliziuni. Prima centură de siguranţă a fost proiectată în 1903 de către un francez,
iar utilizarea ei a fost realizată în 1910 în aviaţie, pentru menţinerea piloţilor în carlingă
în timpul figurilor acrobatice. La automobile centura de siguranţă a fost utilizată pe la
sfârşitul anilor 40, şi începând cu 1966 în statele unite ea a fost impusă legislativ.
Asigurarea pasagerilor se făcea printr-o centură îm două puncte compusă dintr-un
singur segment petrecut pe deasupra zonei pelviene.
Airbagul a fost inventat în Statele Unite în anul 1952 de I.W. Hetrick. Acesta a brevetat
un sistem gonflabil care se umfla automat în caz de deceleraţii mari ale vehiculului. Un
an mai târziu, R Hodges a brevetat o soluţie de sac gonflabil poziţionat pe planşa de
bord. Sistemul a fost testat utilizând butelii de gaz sub presiune. După diferite faze de
dezvoltare, airbagul a fost adoptat de marii constructori americani şi de Mercedes. Nu
trebuie uitat că în Statele Unite centura de siguranţă nu este obligatorie, airbagul având
o importanţă deosebită.
Sursa Gaiginschi, R., Filip, I.
Figura 5-1 Sistemul Air bag inventat de I.W. Hetrick
112
Dispozitivul era constituit dintr-un senzor-actuator mecanic pentru deceleraţie A, un
ventil pneumatic B, un rezervor C plin cu aer sub presiune şi perna de aer D, montată în
volanul E sau în planşa bord, un ventil de protecţie la suprapresiune F şi o pereche de
conducte pneumatice, respectiv de cabluri de acţionare.
Declanşarea era comandată de o piesă mobilă 1, care putea culisa în interiorul carcasei
piesei A pe rolele 2, atunci când forţa de inerţie depăşea forţa elastică a resortului 4,
pragul fiind reglabil cu ajutorul unui şurub 8 şi a unei piuliţe de blocare. Tija 6, rezinută
de un arc la un anumit nivel, permitea interceptarea masei mobile şi blocarea ei atunci
cînd aceasta, culisând trecea cu cavitatea 5 prin dreptul tijei palpatoare. Piesa mobila 1
putea să revina în poziţia iniţială prin tragerea manuală a tijei 6 cu ajutorul unui cablu 7.
De la piesa mobilă 1 mişcarea se putea transmite printr-o tijă 9 la ventilul pneumatic B.
In interioaruzl ventilului se află un canal cu două porturi de acces, a căror închidere sau
deschidere se realizează cu ajutorul pistonului 10, prevăzut cu garnituri de etanşare.
În poziţia noirmală (airbag dezactivat), conducta 12 care alimentează blocul pneumatic
cu aer sub presiune de la rezervorul C este închisă de pistonul 10. În cazul unui şoc
frontal, deplasarea masei mobile 1 atrage după sine eliberarea portului 12 şi
pătrunderea aerului sub presiune din rezervorul C în perna de aer D prin intermediul
conductei 14. Pentru a se evita deteriorarea pernei sau a conductei datorită unor
suprapresiuni accidentale în rezervor era prevăzut un ventil de protecţie cu resort F. Cel
de-al doilea piston 11 permite readucerea ventilului în poziţia iniţială în cazul unei
declanşări accidentale a sistemului, acţionarea realizându-se cu ajutorul cablului 13.
În 1981 Mercedes - Benz introduce pentru prima dată sistemul de reţinere airbag pe
modelul de clasa S. Este punctul de pornire pentru apariţia şi generalizarea sistemelor
de securitate în habitaclul autovehiculelor de construcţie europeană. Câţiva ani mai
târziu, Renault confirma această tendinţă prin implementarea soluţiei pe modelul R 19.
Neobligativitatea centurii de siguranţă în USA a condus la realizarea, din partea
constructorilor, de saci gonflabili de mare volum: 70 litri pentru conducătorul auto şi
130 - 180 litri pentru pasager. Această soluţie are ca inconvenient faptul că prin violenţa
umflării lui prezintă pericol pentru ocupanţii care au capul sau toracele aproape de
airbag. Situaţia este foarte probabilă în cazul frânarii violente înaintea şocului. Pasagerii
de talie mică sau cei apropiaţi de volan în momentul şocului pot fi vătămaţi sever
datorită forţei mari de umflare a airbagului. Renault a promovat un model de airbag cu
113
volum mai mic: 30 - 60 litri pentru conducătorul auto şi 80-100 litri pentru pasager ceea
ce evita neplăcerile prezentate. Asociat cu o centură de siguranţă corect reglată, acest
airbag este foarte performant, fără a prezenta riscuri deosebite.
5.1 Metode de reţinere a ocupanţilor unui autovehicul
5.1.1 Analogia oului şi metodele de aplicare ale acestui principiu
Tipul de şoc frontal cel mai utilizat în studii de toţi constructorii şi de partenerii lor este
şocul ortogonal cu un zid de beton, vehiculul având o viteza iniţială constantă de 57
km/h. Pentru demonstraţie, un vehicul poate fi comparat cu o cutie şi ocupantul plasat
în această cutie cu un ou.
CAZUL 1: vehicul puţin deformabil, pasager nereţinut
Considerăm că impactul se realizează la o viteza iniţială V0 = 57 km/h; Fiind puţin
deformabil, viteza sa va fi redusă de la 57 km/h la Vf = 0 km/h într-un timp foarte scurt,
generând o deceleraţie mare.
Figura 5-2 Analogia oului pentru cazul unui vehicul nedeformabil şi pasager nereţinut
Aceste condiţii de şoc sunt reprezentative pentru vehiculele de tip vechi.
114
CAZUL 2: vehicul deformabil, pasager nereţinut
Putem plasa în faţa cutiei o structură deformabilă, în acest caz trecerea cutiei de la
viteza iniţială V0 = 57 km/h la Vf = 0 km/h se face într-un timp mai mare, deceleraţia
fiind mai puţin severă decât în primul caz. Pentru ou situaţia nu se schimbă prea mult,
cutia având deja atinsa viteza Vf = 0 în momentul contactului său cu peretele din faţă.
Această analogie este conformă cu ce se întâmplă în cazul unui vehicul modern şi un
ocupant fără mijloace de reţinere. Situaţia nu este mai bună decât în cazul 1.
Figura 5-3 Analogia oului pentru cazul unui vehicul deformabil şi pasager nereţinut
Cazul 3: vehicul deformabil, pasager reţinut rigid
Figura 5-4 Analogia oului pentru cazul unui vehicul nedeformabil şi pasager reţinut rigid
115
În acest caz oul este prins rigid de cutie. El va suporta integral toate variaţiile de viteză
şi toate deceleraţiile vehiculului. Ocupantul are şanse mai bune să suporte impactul sub
rezerva violenţei deceleraţiei.
Cazul 4: vehicul deformabil, ocupant reţinut cu sisteme nerigide
În acest caz, dispozitivul de fixare al oului se alungeşte plastic sub efort, profitând de
spaţiul de supravieţuire disponibil din cutie. Distanţa disponibilă pentru amortizare
creşte substanţial, în timp ce timpul tf – t0 şi nivelul de deceleraţie se micşorează.
Figura 5-5 Analogia oului pentru cazul unui vehicul deformabil şi pasager reţinut cu sisteme nerigide
Aceasta situaţie este optimă deoarece spaţiul de supravieţuire este exploatat.
5.2 Imperfecţiunile sistemelor clasice de tip centură de siguranţă
Condiţiile ultimului caz nu sunt verificate întotdeauna. Prima cauză este fundamentală:
corpurile umane nu sunt un solid rigid ci un ansamblu de elemente solide articulate.
A doua este legată de concepţia mijloacelor de reţinere uzuale care sunt centuri cu
retractor. În aceste condiţii, din motive de confort nu se poate aplica perfect chinga pe
corp. Rezultă un joc parazitar care întârzie debutul deceleraţiei corpului în raport cu cea
a vehiculului.
116
A treia cauză provine din faptul că chinga nu poate opune o rezistenţă la deplasarea
corpului decât după ce sa tasat ea însăşi, aceasta tasare se face la forţe mici pentru ca
disiparea de energie să fie reală. Efectul este acela al unui joc suplimentar.
Figura 5-6 Decalajul în timp produs de sistemele imperfecte de reţinere a pasagerilor
A patra cauză este datorată imperfecţiunii chingii în procesul de disipare al energiei. O
parte foarte importantă din alungirea sa se produce în domeniul plastic.
Toate aceste cauze se cumulează şi efectul lor se poate observa prin:
• contacte violente cu vehiculul;
• cap lovit de volan, parbriz sau planşă de bord;
• torace lovit de volan;
• genunchi striviţi de planşa de bord.
Aceste mişcări ale corpurilor nu se pot aplica pentru părţile fragile: cap, coloană
vertebrală, gât, etc.
5.3 Îmbunătăţirea reţinerii în cazul unui şoc frontal
Ameliorări majore au fost aduse, astfel că sistemele de reţinere permit: bună cuplare a
corpurilor cu centurile de securitate (si deci cu vehiculul) aplicând acestuia o forţă la
debutul şocului: este rolul pretensionerelor; limitarea efortului local al centurii pe
torace; efortul este stabilit astfel încât să nu producă leziuni pe torace (la nivelul
coastelor): este rolul limitatorului de efort şi este integrat în retractor; controlarea
deplasării capului şi toracelui interpunând un dispozitiv absorbant astfel încât să se
utilizeze în totalitate spaţiul de supravieţuire evitând contactul cu volanul, planşa de
bord sau genunchii: este rolul airbagului.
117
5.4 Eficacitatea airbagului
Statisticile disponibile referitoare la eficacitatea folosirii airbagului arată că 30-35 %
autovehicule sunt echipate cu airbag pentru conducător, iar 20% şi cu airbag pentru
pasager.
Airbagurile americane sunt proiectate, ţinând cont că în SUA portul centurii de
siguranţă nu este obligatoriu, protecţia fiind la o viteză de 50 km/h, deci nu au aceleaşi
caracteristici ca airbagurile europene, cuplate în funcţionare cu centurile de siguranţă,
reducând astfel riscul de apariţie a leziunilor la cap şi torace.
Centura de siguranţă şi airbag-ul sunt dispozitive complementare, care, combinate
asigură o securitate pasivă eficace. În urma studiilor efectuate şi publicate rezultă că
doar protecţia oferită de airbag reduce probabilitatea de deces doar cu 8% faţă de
pasagerii care nu sunt asiguraţi cu nici un sistem de siguranţă.
Pentru toate şocurile, centura de siguranţă este cel mai bun mijloc de protecţie.
Airbagul are un rol complementar de a spori gradul de securitate, în cadrul impactului
frontal. Airbagul singur are o eficacitate limitată în cazul răsturnărilor şi în cazurile de
ejectare din habitaclu. Statistic, conducătorii auto a căror vârstă este mai mare de 55
de ani nu par a avea beneficii semnificative din dotarea autovehiculului cu sisteme
airbag. Conducătorii auto cu talii sub 140 cm sau peste 152 cm sunt mai bine protejaţi
în cadrul coliziunilor frontale, cu grad mediu sau mare de severitate, atunci când sunt
asiguraţi doar cu centura de siguranţă. Conducătorii auto având masa între 60 şi 80 kg
sunt mai bine protejaţi doar cu centura de siguranţă clasică. Avantajul folosirii
dispozitivului airbag, comparativ cu centura de siguranţă clasică este şi mai puţin vizibil
în cazul persoanelor de sex feminin, comparativ cu cele de sex masculin.
Ar părea la prima vedere că datele statistice par să nu susţină eforturile depuse de
cercatători şi fabricanţi în aria dispozitivelor de tip airbag. Acest lucru este adevărat
doar dacă se privesc separat cele două mijloace de securitate: centura de siguranţă şi
airbagul. Când acţiunea celor două sisteme este simultană beneficiul devine vizibil,
astfel statistic numărul deceselor în rândul pasagerilor asiguraţi cu centura şi airbag
este cu 26% mai redus, comparativ cu cei asiguraţi doar cu centura. De asemenea,
având numărul traumatismelor craniene de severitate medie sau mare suferite de
conducătorii auto neasiguraţi, ca referinţă, în cazul folosirii ambelor echipamente de
118
securitate se înregistrează o reducere cu 68% a numărului respectiv, şi cu doar 35% în
cazul folosirii doar a centurii de siguranţă.
119
6 SUBANSAMBLELE SISTEMELOR DE REŢINERE ŞI PROTECŢIE A
PASAGERILOR
6.1 Concepţia sistemelor de siguranţă pasivă interioară
Concepţia şi punerea la punct a unui sistem de reţinere se face urmărind trei axe:
• activarea sistemului de reţinere numai în cazul unui şoc suficient de violent;
• optimizarea sistemului de reţinere;
• neagresivitatea sistemului de reţinere în cazul activării în configuraţii nenominale
(ex: activarea airbagului când capul este întors).
Activările sistemelor de reţinere cu pretensionare şi a airbagurilor sunt independente şi
depind de violenţa şocului. Criteriile de activare a celor două sisteme sunt diferite.
Sistemul de pretensionare trebuie activat cât mai repede, când sistemul de detecţie a
identificat că violenţa şocului impune utilizarea lui, în timp ce airbagul trebuie să fie
umflat când ocupantul îl loveşte.
Sistemul de activare al mecanismului de pretensionare se declanşează în cazul unui
impact frontal cu un zid rigid, cu o viteză cuprinsă între 10 şi 15 km/h, În timp ce,
sistemul de activare al airbagului se declanşează în cazul unui şoc frontal cu o viteză în
jur de 20 km/h asupra aceluiaşi zid rigid.
Optimizarea unui sistem de reţinere se descompune în trei faze :
• Simularea pe calculator;
• Încercări dinamice tip catapultă;
• Încercări pe vehicul.
Simularea pe calculator permite optimizarea sistemului de reţinere cu ajutorul
programelor specializate (MADYMO, PAM SAFE). Aceste aplicaţii software permit
reproducerea habitaclului vehiculului şi instalarea unor ocupanţi virtuali. Tot prin calcul,
ansamblul este supus la deceleraţia habitaclului apărută în cazul şocului real. Este
120
posibil, la preţ redus şi cu o bună repetabilitate, să se încerce mai multe sisteme de
reţinere în diferite configuraţii, în scopul optimizării acestora.
Încercările de tip catapultă permit validarea optimizării obţinute prin simulare. Aceste
încercări constau în supunerea unui şasiu rigid la deceleraţia habitaclului din timpul unui
şoc real. Şasiul este echipat cu elemente din caroseria vehiculului şi cu manechine ce
simulează ocupanţii. Odată sistemul de reţinere optimizat în încercările de tip catapultă,
se efectuează o verificare pe vehicul. Aceste încercări constau în testarea la coliziune a
5 - 10 vehicule echipate cu sistemul de reţinere, într-o configuraţie de şoc
reprezentativă pentru realitatea rutieră.
În paralel cu punerea la punct a modului de reţinere a pasagerilor, sunt activate o serie
de încercări de tipul “Out Of Position“. Acestea constau în asigurarea neagresivităţii
sistemului, în mod special a airbagului, atunci când este activat şi ocupantul nu se află
într-o poziţie normală.
6.2 Regulamente şi Directive în vigoare
În domeniul sistemelor de reţinere frontală, sunt în vigoare patru regulamente:
• Regulamentul ECE-ONU 12 (sau Directiva CEE 74/297);
• Regulamentul ECE-ONU 16 (sau Directiva CEE 2000/3);
• Regulamentul ECE-ONU 21 (sau Directiva CEE 77/60);
• Regulamentul ECE-ONU 94 (sau Directiva CEE 9679);
Pentru fiecare vehicul comercializat, constructorul trebuie să respecte aceste
reglementări susţinând procesul de omologare internaţională în fata Ministerului
Transporturilor ca serviciu administrativ. Reglementările sunt verificate prin încercări în
laboratoare autorizate internaţional, precum Euro NCAP.
6.3 Ansamblul centură de siguranţă
6.3.1 Generalităţi
S-a constatat că procentul vătămărilor grave provocate de coliziuni poate fi redus
rezonabil dacă ocupanţii vehiculului sunt reţinuţi pe scaune cu nişte dispozitive speciale,
121
numite centuri de siguranţă. Iniţial, echiparea cu centuri de siguranţă era facultativă şi
avea doar un caracter experimental; cu trecerea timpului performanţele s-au
îmbunătăţit, astfel că în momentul de faţă s-a impus obligativitatea utilizării centurilor în
majoritatea ţărilor. Centura de siguranţă, ca şi alte componente ale autovehiculului a fost
utilizată pentru prima dată în aviaţie. Aceste modele aveau doar două puncte de ancorare
şi erau constituite dintr-o chingă care se petrecea peste abdomenul pasagerului , de unde
şi denumirea de „centură în două puncte”. Odată cu evoluţia automobilului centurile de
siguranţă în două puncte au fort înlocuite cu cele în trei puncte, pasagerul fiind reţinut de o
chingă care se petrece peste abdomen şi peste umărul pasagerilor. O categorie aparte o
constituie centurile de siguranţă destinate autovehiculelor de curse, unde se folosesc
centuri de siguranţă de tip „ham”. Pe scara evoluţiei se mai poate aminti modul de
acţionare a centurilor de siguranţă, acesta fiind prezentat pe larg în continuare.
6.3.2 Retractorul acţionat mecanic
La centurile de siguranţă actuale, chinga este conectată la un mecanism retractor.
Elementul central al retractorului este bobina (mosorul), care este ataşat la un capăt al
chingii. În interiorul retractorului, un arc acţionează cu o forţă de rotaţie asupra
mosorului. În momentul în care se acţionează pentru derularea centurii, mosorul se
roteşte în sens anti orar rotind în acelaşi sens resortul ataşat. Rotirea mosorului are ca
efect “desfacerea” şi tensionarea arcului. Acesta tinde să fie readus la forma iniţială,
deci, el se opune derulării centurii. Retractorul are un mecanism de blocare, care
opreşte mosorul în momentul în care autoturismul este implicat într-o coliziune.
Dacă chinga centurii tinde să se ruleze pe mosor, resortul, tensionat datorită mişcării de
derulare, va roti mosorul în sensul acelor de ceasornic până când în chingă va lua
naştere un efort egal cu cel din resort.
Sunt utilizate două tipuri de mecanisme de blocare:
• Sistem declanşat de mişcarea autovehiculului;
• Sistem declanşat de mişcarea centurii propriu – zise.
122
Sursa Howstuffworks
Figura 6-1 Retractor cu sistem de blocare de tip masă inerţială
Prima categorie, blochează mişcarea mosorului în momentul în care autovehiculul
decelerează brusc. În Figura 6-1 se prezintă schematic această versiune de sistem de
blocare.
Elementul central al mecanismului de blocare este un pendul, Figura 6-1. În momentul
când autovehiculul tinde să se oprească brusc, inerţia masei pendulului tinde să-l
deplaseze pe acesta înspre înainte. Clichetul de la celălalt capăt al pendulului
angrenează cu sectorul dinţat ataşat de mosorul retractorului, blocând mişcarea de
rotaţie în sens invers acelor de ceasornic a acestuia. Când tensiunea din chingă a
scăzut, după trecerea situaţiei de pericol, sectorul dinţat se va roti în sens orar iar
clichetul va ieşi din angrenare.
Al doilea tip de mecanism de blocare stopează mişcarea de rotaţie a mosorului în
momentul în care se sesizează o smucitură în chinga centurii. Elementul de activare a
blocării mosorului, în acest caz, este viteza de rotaţie a acestuia. În Figura 6-2 este
prezentat schematic acest mecanism.
Partea principală a acestui tip de mecanism de blocare este pârghie cu gheară care se
roteşte sub acţiunea forţei centrifuge – pârghia montată pe mosor are o mişcare de
rotaţie proprie în jurul unui ax şi o alta, tot de rotaţie, împreună cu mosorul. Când
mosorul are o viteză de rotaţie mică pârghia nu se roteşte în jurul axului pe care este
articulată, un resort menţinând-o în poziţia iniţială. Dacă viteza mosorului este mare, se
derulează brusc centura, forţa centrifugă care ia naştere datorită masei pârghiei, în
123
capătul opus celui de fixare prin resort, va genera o mişcare de rotaţie a acesteia în
jurul axului pe care este montată. Capătul liber al pârghiei va acţiona asupra unei came
montată în carcasa retractorului. Cama este conectată cu un clichet prin intermediul
unui ştift. Dacă cama se deplasează spre stânga, ştiftul se va deplasa într-o decupare a
clichetului, figura 3.2 c, aducându-l pe acesta în angrenare cu sectorul dinţat ataşat de
mosor şi împiedicând mişcarea de rotaţie, în sens anti orar, a mosorului, deci derularea
centurii.
Figura 6-2 Mecanism de blocare a retractorului, cu pârghie
6.3.3 Retractorul cu blocare comandată electronic
Acest tip de mecanism retractor este poziţionat pe spătarul scaunelor echipate cu
centuri de siguranţă. În cazul în care sistemele clasice de blocare a retractorului nu sunt
în stare de funcţionare se declanşează blocarea retractorului comandat electronic.
Blocarea retractorului se face în următoarele cazuri:
• Frânare importantă, când se obţin deceleraţii mai mari decât una prag;
• Şoc în urma căruia se declanşează elementele pirotehnice din structura
sistemului de siguranţă;
• Înclinare puternică a autovehiculului.
124
Sursa Renault
Figura 6-3 Schema captorului pentru blocarea mecanismului retractor (sus); retractorul cu comandă electronică (jos)
Modulul electronic funcţionează ca un sistem autonom graţie unui senzor optic integrat.
Astfel în cazul unui şoc, în urma căruia elementele pirotehnice au fost declanşate,
calculatorul airbag dă comanda de blocare a retractorului centurii de siguranţă.
125
Captorul optic permite calculatorului să determine evoluţia autovehiculului, în termeni
de deceleraţie şi înclinare. El conţine o sferă 3, care este poziţionată pe un scaun conic
2. Dacă aceasta iese din poziţia sa de repaus de pe scaun, în cazul unor acceleraţii sau
înclinări ale autovehiculului, celula optică 1, informează modulul electronic de comandă,
cu scopul de a bloca retractorul centurii de siguranţă. În mod normal electromagnetul
retractorului (2) este alimentat cu energie electrică, poziţia (b), astfel resortul (1) este
tensionat şi pârghia (3) nu angrenează cu roata dinţată (4) de pe mosorul retractorului,
acesta permiţând mişcarea liberă a chingii centurii de siguranţă. În momentul în care
sfera 3 a captorului optică iese din poziţia de echilibru de pe scaunul ei, se dă comandă
de întrerupere a energiei electrice pe electromagnetul (2) al retractorului, arcul tinde să
revină la starea detensionată, antrenând pârghia (3) în angrenare cu roata dinţată (4) a
retractorului, poziţia (a). În acest moment retractorul se blochează.
6.3.4 Mecanismul de pretensionare a centurii de siguranţă
Centurile de siguranţă clasice, cu retractor, au imperfecţiuni inerente datorită
principiului de funcţionare care le limitează eficacitatea.
În timpul tracţiunii chinga se tasează pe bobina mosorului. Această tasare poate ajunge
la 70 mm în timpul unui şoc sever, şi este prezentă chiar şi în timpul şocurilor mai
uşoare. Este deci o absorbţie negativă de energie, care va duce la apropierea
periculoasă a capului de volan sau de planşa de bord.
Jocul care există între centură şi corp este inevitabil şi este dorit pentru a avea un
confort acceptabil. Acest joc produce acelaşi efect, prezentat anterior.
Retrăgând centura în momentul şocului, pretensionerul reduce cele două efecte mai
sus menţionate, în plus, el apasă închizătorul, reducând fenomenul de submarinaj
(alunecarea pe abdomen). Puţin cunoscut, efectul de „sous-marinage” poate interveni
în cazurile de coliziune frontală: sub primul efect al şocului, ocupantul are tendinţa să
alunece pe sub partea abdominală a centurii de siguranţă. Forţa din centură este
repartizată de la bazin spre coloana vertebrală, sarcină la care aceasta nu poate rezista.
Este de preferat sa se menţină bazinul ocupantului de către centura de siguranţă, dar
cu ajutorul unor măsuri specifice de protecţie.
126
Pretesionerul are rolul de a elimina orice stare de detensionare a chingii centurii, în
eventualitatea unui impact, în acest fel centura fiind bine mulată pe corpul pasagerului.
Deşi mecanismele convenţionale de blocare din retractor ţin chinga centurii oarecum
bine mulată pe corpul pasagerului, pretensionerul, prin forţa cu care acţionează
poziţionează pasagerul într-o poziţie optimă pe scaun, în cazul unui impact. În mod
normal acest sistem lucrează complementar cu mecanismele clasice de blocare a
centurii.
La ora actuală pe piaţă există mai multe tipuri de pretensionere, unele “trăgând” de
întreg sistemul retractor înspre înapoi, altele rotind doar mosorul retractorului. De
regulă pretensionerele sunt cuplate la aceeaşi unitate electronică de control cu airbagul.
În cazul unei decelaraţii mai mari decât una prag, procesorul va activa pretensionerul şi
apoi airbagul. Unele pretensionere sunt pe baza unor motoare electrice sau solenoizi,
dar cele mai multe sunt acţionate pirotehnic pentru a trage de chinga centurii.
Elementul central al pretensionerelor îl reprezintă camera de combustie. În interiorul
camerei, de mici dimensiuni, se află un material exploziv. Comanda de aprindere a
combustibilului se face prin intermediul a doi electrozi conectaţi la procesorul central.
Figura 6-4 Schema constructivă a unui pretensioner care acţionează asupra închizătorului centurii
În continuare se vor prezenta un sistem pretensioner care acţionează prin tragere
asupra închizătorului centurii de siguranţă şi un sistem integrat în mecanismul retractor
127
al centurii de siguranţă. Pentru primul model, Figura 6-4, principalele subansamble ale
sistemului de pretensionare sunt:
• generator de gaz pe bază de combustibil solid;
• piesa metalică de fixare;
• cablu de tracţiune cu piston;
Figura 6-5 Pretensioner care acţionează asupra închizătorului centurii dezactivat (stanga) si activat (dreapta)
Funcţionarea pretensionerului decurge în următoarele faze:
• Impulsul electric trimis de sistemul de detecţie amorsează combustia
propergolului;
• Arderea combustibilului produce în câteva milisecunde un gaz sub presiune, care
va acţiona pistonul în cilindrul său. Închizătorul centurii, care este legat de piston
cu un cablu, este tras în jos, Figura 6-6;
• Un dispozitiv antiretur zăvorăşte închizătorul astfel încât să poată prelua eforturile
în centură.
Timpul de startare este în jur de 10-20 milisecunde după începutul socului. Pragul de
activare corespunde unui şoc frontal de aproximativ 12 km/h cu un zid de beton. Durata
finalizare a pretensionării este de 5 milisecunde.
128
Figura 6-6 Poziţia închizătorului centurii înainte şi după acţionarea pretensionerului
Cursa maximă a pretensionerului poate fi de 60 mm pentru cele din generaţia a doua şi
100 mm pentru cele din generaţia a treia. Forţa de pretensionare realizată este de 350
daN. Efortul apărut în chingă la un şoc cu o viteză de 57 km/h într-un zid rigid este de
1800 daN. Cantitatea de combustibil necesară declanşării este de aproximativ cateva
sute de miligrame, 700 mg.
Când procesorul detectează o coliziune, imediat aplică asupra electrozilor o tensiune.
Scânteia rezultată între electrozi aprinde materialul exploziv, care arde, generând gaz
combustibil în cameră. Prin aprinderea şi arderea gazului are loc o creştere a presiunii
din cameră, presiune care acţionează cu forţă asupra unui piston aflat în camera de
combustie.
Figura 6-7 Schema mecanismului de pretensionare integrat în retractorul centurii de siguranţă
129
În cazul pretensionerelor care acţionează asupra mosorului retractor, Figura 6-7, prin
aprinderea generatorului pirotehnic 1, bilele sunt expulzate prin tubul de proiectare 2.
Mişcarea cu viteză a bilelor antrenează coroana de pretensionare 4, care este legată de
mosorul retractorului, rotindu-l cu forţă şi tensionând puternic chinga centurii. Bilele
sunt recuperate în camera 3. În interiorul tubului de proiectare bilele sunt reţinute de
un opritor.
6.3.5 Limitatorul de efort
În timpul coliziunilor severe, centura de siguranţă poate produce vătămări grave
pasagerilor. Cu cât pasagerii se deplasează, datorită inerţiei, cu viteză mai mare, cu atât
vătămările produse de centură sunt mai grave.
Unele centuri de siguranţă folosesc, pentru reducerea posibilelor vătămări ale
pasagerilor, limitatoare de efort. Idea este de a permite reducerea tensiunii apărută în
chingă, în cazul în care asupra ei acţionează forţe mari. Cel mai simplu limitator de efort
constă în realizarea unor pliuri cusute pe chinga centurii. Aceste pliuri se vor descoase
în momentul în care asupra chingii se va acţiona cu o forţă prag. Prin descoaserea
treptată a pliurilor chinga se va alungi treptat şi efortul din chingă se va disipa în timpul
descoaserii, limitând forţa cu care centura acţionează asupra toracelui pasagerului.
Limitatoare de efort de generaţie recentă utilizează bare de torsiune în interiorul
retractorului. Astfel un capăt al barei de torsiune este fixat în mecanismul de blocare,
celălalt în axa mosorului. În cazul coliziunilor mai puţin severe bara nu se va deforma,
iar mosorul va fi blocat de către mecanismul de blocare. În cazul coliziunilor severe bara
de torsiune se va deforma uşor, aceasta permiţând chingii să se deruleze puţin câte
puţin de pe mosor.
Retractorul cu limitator de efort, sau RLE, este compus dintr-un retractor clasic
îmbunătăţit printr-un sistem de limitare a efortului, Figura 6-8. Acest sistem este
compus dintr-o bară de torsiune plasată pe axa bobinei (pe care se înfăşoară chinga).
Această bară este prinsă la un capăt de partea fixă a retractorului şi la celălalt de
bobină.
130
Figura 6-8 Schema unui mecanism RLE cu bară de torsiune
Având un efort aplicat pe chingă, bara de torsiune se torsionează şi absoarbe energie,
derulând chinga. Efortul aplicat de centură pe torace este astfel redus. Diametrul şi
materialul barei sunt alese în funcţie de efortul centurii asupra toracelui, care se doreşte
a fi obţinut.
RLE acţionează după 40 - 60 milisecunde de la începutul şocului şi se opreşte la 80 -
120 ms de la începutul şocului, în funcţie de violenţa acestuia.
RLE sunt calibrate pentru a limita efortul asupra umărului la valori cuprinse între 400 şi
600 daN în funcţie de vehicul. Lungimea chingii ieşită din retractor în cazul şocului
poate ajunge până la 300 mm.
131
6.3.6 Ajustarea înălţimii de prindere a centurilor. Centuri de siguranţă
ancorate de scaun. Tetiere.
Prin posibilitatea de reglare a înălţimii punctului de prindere, pe stâlpul B, a centurii de
siguranţă se îmbunătăţesc confortul pasagerilor de diferite talii, diferite de cea medie, şi
totodată centura va lucra mai corect, asigurând un plus de protecţie pentru pasageri.
Faţă de modelele clasice de ancorare a centurilor de siguranţă, prinderea acestora de
structura de rezistenţă a scaunelor oferă o serie de avantaje, dintre care se pot
menţiona, mularea mai bună a chingii care trece peste umărul pasagerului în jurul
corpului acestuia, iar în cazurile de accidente la care apare răsturnarea autovehiculului
se elimină riscul ca ocupanţii să lovească cu capul acoperişul.
Sursa Autoliv
Figura 6-9 Mecanism de reglare a punctului de prindere a centurii pe stâlpul B
La aceste centuri chinga care trece peste umărul pasagerilor este fixată de spătarul
scaunului şi nu de stâlpul B al caroseriei. Trebuie acordată o atenţie deosebită
modulului de fixare a scaunului de podeaua autovehiculului.
Dacă până în anii 90’ tetiera avea un rol exclusiv de componentă de confort, în prezent
aceasta a primit un rol suplimentar în completarea siguranţei pasive interioare. În
funcţie de dotarea automobilelor acestea se clasfică separat în:
• Tetieră integrată;
• Tetieră ajustabilă;
132
Sursa Autoliv
Figura 6-10 Centură de siguranţă ancorată de structura scaunului
şi în funcţie de rol:
• Tetieră statică;
• Tetieră activă.
"Tetieră" înseamnă un dispozitiv care limitează deplasarea înapoi a capului ocupantului
aşezat pe scaun relativ la torsului acestuia;
"Tetieră integrată" înseamnă o tetieră formată de partea superioară a spătarului
scaunului. Aria ce trebuie considerată este: deasupra planului perpendicular pe linia de
referinţă a torsului la 700 mm de punctul R, între două plane vericale ce trec la 85 de
mm de cealaltă parte a liniei de referinţă a torsului. Tetierele care sunt neajustabile şi
care pot doar fi detaşate de scaunul sau de structura vehiculului prin folosirea de scule
sau parţial sau complet detaşate de acoperirea scaunului, întâlnesc prezenta definiţie.
" Tetieră ajustabilă" înseamnă o tetieră alcătuită din componente ce se mişcă separat
de scaun şi proiectate pentru inserţie şi reţinere pozitivă în structura spătarului.
Traumatismele cervicale de tipul „coup de lapin” apar datorită coliziunilor în lanţ, într-un
mediu de circulaţie în continuă dezvoltare. Acest tip de carambolaj generează impacturi
la viteze de ordinul 10 – 20 km/h. În timpul studiilor de accidentologie şi biomecanică,
s-a analizat comportamentul gâtului la impactul din spate înspre înainte: spătarul
scaunului reţine spatele ocupantului în timp ce capul se deplasează orizontal şi înspre
înapoi, spre tetieră.
133
În cazul unui impact din spate capul pasagerului tinde să se deplaseze către spate
datorită inerţiei sale. Pentru a diminua şocul produs de impactul cu tetiera, aceasta se
deplasează înspre înainte. Deplasarea tetierei se face prin acţionare mecanică, prin
apasarea spatelui ocupantului scaunului pe spatar, miscarea transmitandu-se multiplicat
catre tetiera. După exercitarea fortei de apasăre sistemul revine în starea iniţială, el
funcţionând normal, ori de câte ori este nevoie, Figura 6-11.
Sursa Audi
Figura 6-11 Centură de siguranţă ancorată de structura scaunului
Datorită configuraţiei vertebrelor cervicale gâtul nu prezintă rezistenţă deosebită la
deceleraţii bruşte, riscul crescând dacă muşchii ce susţin poziţia acestuia sunt relaxaţi
(gât moale). Mişcările zonei cervicale a coloanei vertebrale şi ale craniului sunt realizate
de către perechi de muşchii anteriori şi posteriori. Muşchii dorsali sunt mai voluminoşi
decât cei anteriori; ca urmare, rezistenţa opusă la flexie va fi mai mare decât rezistenţa
la extensie. Acesta este motivul pentru care cele mai multe leziuni de acest tip, ale
gâtului, se produc la coliziunile din spate, gravitatea acestora fiind mai mare dacă, în
momentul impactului, capul este răsucit lateral. În timpul impactului, o parte din sarcina
aplicată capului se va transmite torsului, prin intermediul gâtului. Mărimea sarcinii ce
revine gâtului va depinde de locul şi direcţia de aplicare a sarcinii asupra capului, de
inerţia capului precum şi de configuraţia coloanei în zona cervicală, la momentul
respectiv. Ca urmare, solicitările din coloana vertebrală vor fi mai mici atunci când gâtul
este drept, caz în care apar doar forţe axiale; dacă gâtul este flexat, asupra vertebrelor
vor acţiona solicitări complexe (forţe axiale şi moment de încovoiere).
134
Figura 6-12 Reprezentarea mişcării gâtului în flexie şi extensie şi mecanismul de vătămare prin răsucire a capului
Dacă dispozitivul este prea înclinat sau insuficient ridicat, capul antrenează gâtul într-o
mişcare de arc de cerc spre înapoi. Ocupantul poate suferi o vătămare puternică a
gâtului, la nivelul ligamentelor, vaselor sangvine şi chiar a centrilor nervoşi. O bună
poziţionare a tetierei este condiţia necesară pentru a garanta o protecţie optimă.
Tetiera trebuie să fie suficient de înaltă şi cât mai aproape posibil de cap.
Noua generaţie de tetiere active combat riscurile de vătămare prezentate anterior.
Sistemul funcţionează mecanic şi este acţionat de mişcarea generată de partea
superioară a torsului pasagerilor de pe scaunele din faţă, în timpul coliziunii din spate cu
un alt autovehicul. Tetierei i se imprimă două mişcări: se ridică pe verticală şi simultan
se deplasează înspre înainte. Această mişcare este realizată cu ajutorul unui sistem
integrat în spătarul scaunelor. Distanţa dintre capul pasagerilor şi tetieră este redusă
substanţial şi prin urmare tensiunile în zona cervicală sunt mai mici.
Întreg sistemul cântăreşte mai puţin de un kilogram şi este poziţionat în partea
superioară a spătarului scaunului. Amplasarea sa nu împiedecă amplasarea airbagului
lateral, puţin mai jos, în spătar. Mişcarea tetierei active se poate repeta, nefiind
necesară înlocuirea sistemului în urma unui şoc. În timpul unor coliziuni severe distanţa
de ridicare pe verticală a tetierei poate ajunge la 20 mm, iar cea de avansare depăşeşte
60 mm. Încercările pentru omologarea noului sistem de protejare a gâtului pasagerilor
s-au făcut la viteze cuprinse între 8 şi 22 km/h. În timpul testelor un manechin Hybrid
III a fost special adaptat cu senzori în zona gâtului iar vertebrele au fost modificate
pentru a putea prelua eforturi de forfecare. Parametrii măsuraţi (forţele aplicate la
nivelul capului în raport cu torsul) au fost înregistrate pe scara NIC (Neck Injury
Criterion), criteriul de traumatism cervical. Acest criteriu nu este încă o normă oficială,
dar comunitatea ştiinţifică a fost de acord ca un indice NIC 50, reprezentând o
deplasare de 50 mm, este limita statistică de unde poate apărea pericolul de „coup de
135
lapin”. O valoare NIC 15 este tolerabilă. Ameliorările obţinute, în ceea ce privesc
vătămările cervicale, în urma implementării acestui sistem sunt de aproximativ 60%.
Figura 6-13 Testarea capacităţii de reţinere a) poziţia iniţială a spătarului înainte de testare b) Forţa aplicată pentru testarea capacităţii de
reţinere
Procedura testării capacităţii de reţinere a rezemătoarei pentru cap cuprinde
următoarele:
• Spătarul să fie fixat rigid;
• Momentul să fie aplicat cu un corp sferic cu diametru de 65 mm deasupra
vârfului tetierei pentru a ajunge la poziţia de referinţă;
• Aplicarea unui moment de 373 Nm;
• Pentru tetiere înalte de 800 mm, F x 0.735 m = 373 Nm, rezultă F = 507 N;
• Limita de deplasare între poziţia iniţială a liniei de referinţă a torsului şi poziţia
sub sarcină, este de 102 mm;
• Momentul de revenire să fie de 37 Nm;
• Limita de schimbare de la poziţia de referinţă, pentru a asigura blocarea este de
13 mm.
Pentru garantarea unei bune eficacităţi, tetiera trebuie să fie într-o poziţie
corespunzătoare. Astfel muchia superioară a acesteia va fi totdeauna cel puţin la acelaşi
nivel cu poziţia vârfului capului pasagerului.
136
6.4 Ansamblu AIRBAG
6.4.1 Noţiuni de bază
Toate obiectele în mişcare au un moment de inerţie. Fără o forţă exterioară, care să
acţioneze asupra unui corp, acesta continuă să se mişte cu aceeaşi viteză şi în aceeaşi
direcţie, ca la momentul considerat. Autovehiculul în mediul de circulaţie este privit ca
fiind format din mai multe obiecte care include autovehiculul propriu-zis, obiectele
existente în acesta (fără a fii părţi componente din el) şi bineînţeles pasagerii. Dacă
aceste obiecte nu sunt împiedicate să se mişte, ele îşi vor continua mişcarea indiferent
de viteza maşinii, chiar dacă autovehiculul s-a oprit în urma unei coliziuni. Oprirea unui
obiect aflat în mişcare necesită acţiunea unei forţe asupra acestuia, pe o anumită
perioadă de timp.
Sursa Autoliv
Figura 6-14 Ansamblu airbag amplasat între coloana de direcţie şi conducător
În timpul unei coliziuni, forţa necesară pentru oprirea unui obiect aflat în autovehicul
este foarte mare datorită schimbării bruşte a stării acestuia, de la mişcare la repaus –
mai precis spus pasagerii (care nu sunt parte integrantă a autovehiculului) nu se opresc
odată cu vehiculul propriu-zis. Astfel scopul oricărui sistem de reţinere este acela de a
ajuta la stoparea mişcării pasagerilor sau obiectelor, provocând pe cât posibil vătămări
sau pagube minore.
Airbagul are rolul de a „frâna” mişcarea pasagerilor până la o viteză nulă, fără a
provoca vătămări ocupanţilor. Airbagul este un mediu de protecţie interpus între
137
pasageri şi coloana de direcţie sau planşa de bord (în cazul celor frontale) iar momentul
de declanşare este de 1/100 secunde.
Domeniul de activare al airbag-ului în cazul coliziunii frontale este dat de un unghi de
aproximativ ±30° faţă de axa de simetrie a autovehiculului. În cazul unei coliziuni
laterale unghiul sub care se activează airbag-urile laterale este de aproximativ ±30°
fata de o axa perpendiculară pe cea de simetrie a autovehiculului. În cazul impacturilor
laterale se vor activa doar airbag-urile laterale şi cele de tip cortină, dacă există. De
asemenea trebuie menţionat că în cazul coliziunilor laterale sistemul de pretensionare a
centurilor de siguranţă nu se activează, figura 6.15.
Figura 6-15 Activarea sistemului airbag în diverse situaţii de impact
In cazul unui impact după o directie situată în intervalul 60° în jurul stalpului A, se vor
actiona airbag-urile frontale, pretensionarea centurilor si airbag-ul lateral din partea
impactului.
Airbag-ul nu se declanşează accidental când:
• Condiţii de drum greu (off-road);
• Trecerea peste borduri, sau denivelări similare;
• Reparaţii, lovituri de ciocan, etc.
Volumul airbag-urilor diferă de la 35 litri pentru conducătorul auto si 65 litri pentru
ocupantul din dreapta, în varianta EURO-AIRBAG, până la 60-80 litri, respectiv 120-150
138
litri la cele de mărime fullsize. Airbag-urile laterale au volumul de aproximativ 12 litri, iar
cele cortină între 18 şi 32 litri.
Se poate spune că un airbag este constituit din trei părţi principale:
• Sacul propriu-zis, este confecţionat din fire de nylon, care este împachetat şi
montat în volan, planşa de bord sau mai recent în scaune sau uşi (pentru
protecţie laterală);
• Senzorul este dispozitivul care dă comanda de umflare a airbag-ului. Umflarea
sacului are loc în momentul când senzorul sesizează o deceleraţie a
autovehiculului similară cu cea dată de coliziunea cu un zid la viteza de 16-24
km/h. Senzorul primeşte informaţia de la un accelerometru construit ca un
microcip. Un contact mecanic format dintr-o masă suspendată va închide un
circuit electric, în acest moment senzorul spune că impactul s-a produs; Umflarea
sacului are loc în urma reacţiei chimice între NaN3 (azida de sodiu) cu KNO3
(azotat de potasiu), produsul rezultat fiind azotul sub formă gazoasă. Reacţia
exotermă, sub formă de explozie duce la umflarea sacului;
Figura 6-16 Principalele elemente componente ale unui sistem airbag
139
• Sistemul de umflare a sacului aprinde un combustibil solid, care arde foarte
repede, creând un volum mare de gaz. Airbagul se umflă cu o viteză de
aproximativ 320 km/h – mai repede decât o clipire a ochiului uman. O secundă
mai târziu, gazul este evacuat din sac prin nişte orificii calibrate, aceasta
permiţând dezumflarea şi posibilitatea de mişcare a pasagerului. Dacă ocupantul
nu se loveşte de sac, acesta este dotat cu un şurub care permite evacuarea
gazului.
Figura 6-17 Schema airbagului şi sistemul de umflare amplasate în volan
Figura 6-18 Sistemul de umflare utilizează combustibili solizi şi un dispozitiv de aprindere
140
Componentele chimice principale, într-un sistem airbag, sunt NaN3 (azida de sodiu),
împreună cu KNO3 (azotat de potasiu) şi SiO2 (bioxid de siliciu). În generatorul de gaz,
un amestec al acestor componenţi este aprins printr-un impuls electric şi va genera o
deflagraţie, care va elibera un volum precalculat de azot gaz, acesta umplând sacul.
2 NaN3 ---> 2Na + 3N2 (la 300° C) (6. 1)
Aprinderea NaN3 dă naştere unei explozii în urma căreia se eliberează un volum
precalculat de azot în stare gazoasă, care va umfla sacul. În acelaşi timp va rezulta o
cantitate de sodiu solid, substanţă foarte periculoasă, care se aprinde instantaneu în
contact cu apa, printr-o reacţie foarte violentă. Astfel e necesară o a doua reacţie de
oxidare-reducere pentru a elimina sodiul în stare solidă.
Sodiul rezultat în urma primei reacţii, şi azotatul de potasiu generează o cantitate
adiţională de azot într-o reacţie secundară.
10 Na + 2 KNO3 ---> K20 + 5 Na2O + N2 (6. 2)
În urma celei de a doua reacţii se va obţine o cantitate suplimentară de azot în stare
gazoasă. De asemenea se eliberează o cantitate de oxid de potasiu şi oxid de sodiu, în
stare solidă, care vor reacţiona într-o a treia reacţie cu al treilea component al
amestecului, dioxidul de siliciu, formând un silicat alcalin, care este stabil şi inofensiv
din punct de vedere chimic, el neavând proprietăţi inflamabile. În cazul în care sodiul
rezultat în urma primei reacţii nu a reacţionat în cea de a doua reacţie chimică,
generatorul de gaz este înconjurat de un filtru metalic numit „fiberfax” care
reacţionează cu acesta pentru a-l neutraliza.
K2O + Na2O + SiO2 ---> silicat alcalin (sticla) (6. 3)
Principalul pericol referitor la airbagurile actuale provine din prezenţa NaN3, acesta fiind
un produs foarte toxic, de 30 de ori mai toxic decât arsenicul, amplasat în fiecare
generator de gaz (aproximativ 100 g), deci sub fiecare sac al sistemului airbag. Doza
maximă admisă, la care nu apar probleme pentru mediul de lucru, este de 0,2 mg/m3
de aer. În următorii ani vor apărea probleme de recuperare a airbagurilor uzate din
autoturismele casate.
Întregul proces de funcţionare a airbagului se poate considera încheiat după 1/25
secunde. Acest timp este suficient pentru evitarea apariţiei unor vătămări serioase ale
141
pasagerilor. Pentru păstrarea airbagului pliat şi lubrifiat, în locaşul său se foloseşte de
obicei praful de talc.
6.4.2 Sistemul de aprindere gaz-hibrid
În airbag-urile convenţionale pentru conducător sau de pasageri volumul de
buteliei de înaltă presiune este, de obicei între 200 şi 400 cm3, iar gazul este
comprimat la o presiune de obicei între 200 şi 300 bar. Acest gaz umple un
volum de aproximativ între 50 şi 150 litri. Desigur, abaterile de la aceste valori
tipice sunt posibile, în funcţie de utilizare.
Figura 6-19 Schema sistemului de umflare gaz-hibrid
Într-un generator de gaz, care ar conţine exclusiv de gaz comprimat într-un vas
sub presiune, dezavantajul apare la destinderea a gazului, care se face într-o
fracţiune de secundă, practic având loc un fenomen adiabatic. Prin destindere si
ajungere la presiune normală, acesta ar ocupa un volum relativ mic, care nu ar fi
suficient pentru a umple în mod satisfăcător airbag-urile în cazul în care butelia
sub presiune nu a fost concepută pentru a fi mai mare.
Din acest motiv, în afară de generatoare de gaz pur pirotehnice, în practică, aşa-
numitele generatoare hibride au o capsă pirotehnică, utilizată în principal, pentru
încălzirea gazului şi mai puţin pentru dezvoltarea de gaz. Astfel gazul din butelia
subpresiune, în timpul destinderii sale este încălzit şi astfel se umple volumul
142
întregului airbag. În comparaţie cu un generator pur pirotehnic de gaze, de
exemplu un generator de hibrid are avantajul că sistemul pirotehnic este utilizat
exclusiv în scopul de încălzire al gazului care umple sacul.
Prin aprinderea incărcăturii pirotehnice, aceasta începe sa ardă şi să creeze gaze cu
presiune ridicată. Aceasta deplasează pistonul care deschide butelia cu gaz sub
presiune. Dupa deschiderea buteliei, gazul din interior se destinde brusc, scăzându-şi
temperatura. Gazele generate de arderea încărcăturii pirotehnice, cu o temperatură
ridicată, se amestecă cu gazul rece din butelie, rezultând astfel un amestec cu o
temperatura redusă care nu riscă să producă arsuri pasagerilor. Acest amestec se
răceşte şi el la randul sau prin destindere, la trecerea prin orificiile din filtrul buteliei
catre sac.
Avantajele tehnologiei gaz-hibrid:
• Încălzire redusă a modulului airbag, doar aproximativ 60°C, eliminând riscul
producerii de arsuri pasagerilor;
• Emisii scăzute (Clorura de calciu);
• Putin poluant;
• Funcţionare uniformă de-a lungul întregului interval de temperaturi de lucru.
6.4.3 Determinarea cantităţii de combustibil necesară umflării unui airbag
Se cere să se calculeze cantitatea de azidă de sodiu necesară pentru furnizarea unei
cantităţi de gaz N2 care să umple complet un airbag de X litri. Calculul se va face în
condiţii normale de temperatură şi presiune.
Pentru a umfla complet airbagul de X litri e necesară un volum de X litri N2.
][)( 2 litriX)V = (6. 4)
În condiţii normale de temperatură şi presiune volumul molar a gazului este: Vm = 22,4
l/mol. Deci pentru un volum de X litri vor fi necesari:
][4,22
)( 2 moliX
V
X)n
m
== de N2. (6. 5)
Gazul N2 se obţine din ecuaţiile (6.1) şi (6.2).
143
2 NaN3 ---> 2Na + 3N2
10 Na + 2 KNO3 ---> K20 + 5 Na2O + N2
Prin urmare această cantitate de gaz, în moli, este suma cantităţilor de gaz obţinut în
urma celor două reacţii amintite.
2)(1)()()( 2222 react)nreact)ntotal)n)n +== (6. 6)
unde avem:
)(10
1)(
10
12)(
)(2
31)(
312
32
)a)n)anreact)n
)a)nreact)n
⋅=⋅=
⋅= (6. 7)
Din ecuaţiile (6.6) şi (6.7) se obţine:
)(10
16)(
10
1)(
2
3)( 3332 )a)n)a)n)a)ntotal)n ⋅=⋅+⋅= (6. 8)
Din (6.5), (6.6) şi (6.8) avem:
)(10
16][
4,22)( 32 )a)nmoli
X)n == (6. 9)
Din ecuaţia (6.9) şi având masa molară a azidei de sodiu (NaN3) se obţine masa
necesară umflării airbagului.
][654,2216
10)()()( 333 g
X)a)M)a)n)a)m ⋅⋅=⋅= . (6. 10)
6.4.4 Evoluţia airbagului
Conform cercetărilor americane ideea folosirii airbagului pentru a preveni vătămările
apărute în urma coliziunilor a avut o istorie lungă chiar înainte de anii 80 când Ministerul
de transporturi american a luat măsuri ca acest tip de echipament să fie ajustat
automobilelor. Primul patent al unui dispozitiv de umflare în cazul aterizărilor forţate a
fost conceput în timpul celui de al doilea război mondial.
Eforturile de a echipa autovehiculele cu airbaguri se loviseră înainte de preţurile
prohibitive şi obstacolele tehnice care includeau stocarea şi eliberarea gazului
comprimat.
Cercetătorii au avut de răspuns la întrebări după cum urmează:
144
• Dacă este destul loc în maşină pentru un recipient care să conţină gaz.
• Va rămâne sau nu gazul din recipient la presiunea de lucru pe toată durata de
utilizare a autovehiculului.
• Cum ar putea fi sacul astfel conceput încât să se umfle repede şi sigur la o
varietate de temperaturi şi fără să emită zgomote puternice.
Cercetătorii au avut nevoie de o cale prin care să obţină o reacţie chimică care să
producă azotul care umflă sacul. Substanţe combustibile solide capabile să producă
cantitatea de gaz necesară umplerii sacului au fost produse în anii 70.
La începuturile folosirii airbagurilor auto, experţii au avut grijă ca acestea să fie folosite
în acelaşi timp cu centura de siguranţă. Centurile de siguranţă erau încă extrem de
necesare deoarece airbagurile aveau utilitate numai în cazul coliziunilor frontale la mai
mult de 16 km/h. Numai centurile de siguranţă puteau fi de folos în coliziunile şi
loviturile laterale (deşi airbagurile laterale devin tot mai comune în prezent), coliziuni
din spate şi impacturi secundare. Chiar dacă tehnologia avansează, airbagurile sunt
totuşi utile când sunt folosite în paralel cu centura de siguranţă.
6.4.5 Dezactivarea airbagului
Având în vedere posibilitatea vătămării grave sau chiar a uciderii copiilor, sau a
persoanelor mai slab dezvoltate fizic, Asociaţia Naţională a Traficului pe Şosele din SUA
a finalizat în 1997 un set de reguli care să permită constructorilor de automobile şi
echipamente destinate acestora utilizarea unor airbaguri care să dezvolte o forţă de
umflare mai mică cu 20-35% faţă de cele standard. Ca o suplimentare, din 1998
unităţile autoservice şi dealerii pot fi autorizaţi să utilizeze comutatoare on/off pentru
unul sau cele două airbaguri frontale, dacă se încadrează în unul din următoarele grupe
de risc:
Pentru locul conducătorului şi al pasagerului din dreapta – persoane cu afecţiuni
medicale în care riscul umflării sacului depăşeşte riscul de impact în absenţa airbagului.
Pentru locul conducătorului – cei care nu pot avea o poziţie de conducere, în care să
asigure cel puţin 25 cm între piept şi centrul capacului sub care este airbagul.
145
Pentru locul pasagerului din dreapta conducătorului – persoanele care trebuie să
transporte copii sub 3 ani pe scaunul din faţă.
6.4.6 Dezvoltarea sistemelor airbag
Mulţi constructori de autovehicule au răspuns statisticilor, care menţionau că 30% din
totalul accidentelor sunt coliziuni laterale, rezultatul fiind apariţia unor standarde noi în
domeniul siguranţei pasagerilor. La ora actuală strategia de declanşare a airbagurilor, în
cazul unor coliziuni frontale, este mult îmbunătăţită faţă de primele modele. Astfel sacul
se poate umfla diferenţiat (volum mic sau volum mare) în funcţie de intensitatea şocului
sau de poziţia de reglare a scaunului conducătorului sau pasagerului din faţă, Figura
6-20.
Figura 6-20 Airbagul cu umflare a sacului în trepte
Pentru a se obţine volume diferite ale sacului, în stare umflată, sunt necesare două
generatoare de gaz. În cazul sacului cu volum mic calculatorul comandă un singur
generator de gaz. Volumul sacului este limitat de nişte cusături care rezistă la presiunea
gazului. Prin declanşarea şi a celui de al doilea generator de gaz sacul se umflă la
capacitatea sa maximă. Airbagul nu se va umfla la capacitate maximă atât timp cât
poziţia scaunului conducătorului sau a pasagerului din dreapta nu este corespunzătoare.
Poziţia scaunului este detectată de calculatorul airbag cu ajutorul unui contact situat pe
şinele scaunelor.
146
Strategia de declanşare a airbagurilor în caz de şoc frontal se prezintă în Figura 6-21.
Astfel airbagurile şi centurile de siguranţă se completează pentru a obţine o mai bună
repartizare a energiei de reţinere asupra ocupanţilor.
În funcţie de intensitatea şocului se declanşează:
• Sistemul pretensioner şi blocarea mecanismului retractor al centurii;
• Declanşarea airbagului frontal în forma „volum mic”;
• Declanşarea airbagului frontal în forma „volum mare”.
Sursa Renault
Figura 6-21 Strategia de umflare a airbagului în funcţie de intensitatea şocului frontal
Automobilele care oferă în serie airbaguri laterale reprezintă deja un fapt cotidian. În
1995 Audi a fost primul autoturism care era echipat cu 6 airbaguri, având pe lângă cele
două airbaguri frontale, airbaguri laterale montate în spătarul scaunelor, pentru
protecţia pasagerilor de pe bancheta faţă şi de pe bancheta din spate. Specialiştii afirmă
că munca de proiectare a airbagurilor laterale este mult mai dificilă decât pentru cele
frontale. Aceasta deoarece o bună parte din energia unui impact frontal este absorbită,
pe rând, de bara paraşoc, capotă şi motor, şi durează între 30 şi 40 de milisecunde
până când pasagerii resimt efectele coliziunii. În cazul unei coliziuni laterale, doar câţiva
centimetri şi structura portierei, despart pasagerul de obiectul cu care are loc impactul.
Aceasta impune ca airbagul lateral să se desfăşoare în 5 – 8 milisecunde.
147
Sursa Audi
Figura 6-22 Elementele sistemului airbag lateral
Sistemul de airbag lateral este integrat in scaunele pasagerilor (sofer, pasgeri). Airbag-
ul lateral protejeaza zona toracică şi pelviană impotriva loviturilor cu partea laterală a
habitaclului în timpul impactului. Trebuie reamintit că în cazul unui impact lateral sunt
actionate doar airbag-urile laterale si cortina, nu şi pretensionarea centurilor de
siguranţă.
Comanda airbagurilor laterale se face de un modul electronic comun pentru airbagurile
frontale şi pentru pretensionere. De regulă se acţionează doar airbag-ul din partea din
care s-a primit semnalul de impact.
Unitatea de comandă a airbag-ului este dotată cu condensatori cu energie suplimentară
pentru declanşarea airbag-urilor laterale.
Functionarea senzorilor de impact lateral, situaţi sub scaunele din faţa pe traversele de
prindere a scaunelor, este in permanenţa monitorizată de către unitatea de comandă
airbag. Pentru declanşarea aibag-urilor laterale se folosesc generatoare de umflare gaz-
hibrid. Acestea conţin în proporţie de 95% Argon şi 5% Heliu, utilizat ca element de
protecţie împotriva îngheţului. Presiunea din butelia cu gaz este de aproximativ 200
bari.
Airbagul tip cortină, Figura 6-24, este fixat de pavilionul autoturismului, la îmbinarea cu
panoul lateral. În cazul unui şoc lateral violent va fi activat doar airbagul dinspre partea
de unde are loc impactul. Acest airbag se declanşează simultan cu airbagul lateral.
Airbag-urile cortina au generatoare de tip Gaz-Hibrid (Argon/Heliu) si aproximativ 5,5g
încărcătura pirotehnică, asigurând şi o protecţie impotriva arsurilor pasagerilor datorită
148
faptului că temperatura gazelor din sac este redusă. Airbag-urile cortină se desfac mai
incet decat cele frontale sau laterale. Ele se umflă complet în aproximativ 30
milisecunde, pe când airbag-urile laterale in maxim 8 milisecunde.
Figura 6-23 Amplasarea airbagului de tip cortină
Din motive de siguranţă a pasagerilor pe o durată mai lungă, airbag-urile cortină nu
dispun de orificii pentru evacuarea gazului, ele rămânând umflate aproximativ 12
secunde.
Figura 6-24 Airbagurile de tip cortină si cele laterale în stare activată
Inginerii de la Volvo au experimentat diferite soluţii de amplasare a airbagului lateral,
dintre toate optând pentru montarea acestuia în spătarul scaunului, deoarece astfel
149
sunt protejaţi pasagerii de toate taliile. Acest amplasament permite montarea unui
senzor de declanşare mecanic, în lateral faţă de perna scaunului, sub conducător,
respectiv pasager. Instalarea întregului ansamblu airbag în spătarul scaunului oferă
avantajul prevenirii desfăşurării acestuia, în cazul coliziunilor cu pietonii sau bicicliştii.
Pentru activarea airbagului lateral este necesar un impact cu o viteză de aproximativ 19
km/h.
BMW a ales soluţia de montare a airbagului lateral în uşă. Aceasta deoarece spaţiul
existent sub capitonajul uşilor permite montarea unor airbaguri de dimensiuni mai mari,
care acoperă o suprafaţă mai mare ce trebuie protejată în cazul coliziunilor. La
autovehiculele echipate cu airbaguri laterale montate în spătarul scaunelor nu se vor
utiliza huse pentru scaune.
Figura 6-25 Poziţionarea airbagurilor destinate protecţiei frontale şi laterale
Airbagurile destinate protejării capului, ITS (Inflatable Tubular Structure) , în cazul unor
coliziuni secundare sau terţiare, dinspre lateral sunt oferite de BMW pe toate modelele,
începând cu anul 1999. Acestea au forma unui „tub” şi sunt concepute pentru a sta
150
umflate aproximativ 5 secunde. Lucrând concomitent cu airbagurile laterale, ITS – urile
oferă o mai bună protecţie în anumite coliziuni laterale.
Rolul airbagului este cunoscut pentru protecţia prin amortizare a capului, rolul său de
amortizor pentru torace fiind relativ nou. Tendinţa fiind de a reduce forţele în cutia
toracică, deplasarea ocupantului spre înainte devine din ce în ce mai importantă. Pentru
şocurile violente, utilizarea limitatoarelor de efort de nivel mic asociată cu un airbag
care amortizează numai capul duce la impactul toracelui cu volanul. Acesta este motivul
pentru care airbagurile protejează şi toracele. Câteva date tehnice principale ale unui
sistem airbag sunt prezentate în continuare.
Timpul de acţionare de la 15 la 50 milisecunde după începutul şocului, urmărind
condiţiile accidentului. Pragul de declanşare corespunde unui impact frontal cu 20 km/h
cu un zid de beton.
Timpul de umflare este de 30-40 milisecunde, iar cantitatea de combustibil care
declanşează umflarea este de 15 - 25 grame. Durata de viaţă este estimată la 15 ani.
6.4.7 Unitatea electronică de comandă - Arhitectură şi funcţionalitate.
Senzori utilizaţi la sistemele de siguranţă pasivă
Calculatorul central, Figura 6-27, este creierul sistemului airbag, acesta fiind sub forma
unei cutii electronice montat pe tunelul caroseriei, Figura 6-26 , având următoarele
funcţii principale:
• Captează semnalul de impact;
• Sesizează tipul impactului (frontal, lateral, rostogolire);
• Declanşează airbagurile şi pretensionerele la momentul oportun.
Datorită unui decalaj de timp între momentul producerii impactului şi variaţia
deceleraţiilor la nivelul habitaclului este necesară amplasarea unor senzori cât mai
aproape de zona de deformare. În timpul impactului structura autovehiculului se
deformează continuu, absorbind parţial energia de impact, la nivelul compartimentului
pasagerilor înregistrându-se cu întârziere fenomenul. Pe baza acestor considerente
mulţi producători de echipamente de siguranţă sunt de acord că deceleraţiile măsurate
în habitaclu nu conţin suficiente date pentru a putea fii utilizate la stabilirea unui
151
algoritm de declansare a airbagurilor pentru stituaţiile variate de impact. Rezultă
necesitatea amplasării în zonele de deformaţie a unor senzori numiţi senzori sateliţi.
Aceştia sunt dublaţi de senzoriii de acceleraţie plasaţi în unitatea electronică de control,
montată de obicei pe tunelul central.
Existenţa unui singur senzor de deceleraţie montat în habitaclu atrage după sine
detectarea mai puţin exactă a impacturilor frontale în diverse configuraţii unghiulare,
precum şi posibilitatea de a se genera traume severe pasagerilor aflaţi în poziţii deviate
de la cea normală, cu trunchiul drept şi fixat strâns în scaun.
Controlul declanşării dispozitivelor airbag se fundamentează pe analiza numerică a
semnalelor primite de la senzori. Procesul decizional este dificil datorită multitudinii de
factori care conduc la variaţii asemănătoare ale semnalelor de ieşire, existând astfel
posibilitatea de a se lua decizii greşite.
Figura 6-26 Amplasarea în habitaclu a unităţii electronice a sistemului airbag
În funcţie de gradul de complexitate şi funcţiile pe care trebuie să le îndeplinească
există două generaţii de module electronice. Primul conţine doar senzorii pentru
mecanismul pretensioner şi airbaguri, sistemul de declanşare a acestora şi partea
electronică de urmărire a declanşării airbagurilor. A doua generaţie conţine un senzor
electromecanic de securitate, un decelerometru, un circuit de aprindere pentru fiecare
sistem pirotehnic, un circuit de diagnostic şi memorare a defecţiunilor detectate, o
152
rezervă de energie, un circuit de comandă a unui bec martor la bord şi o linie de
diagnosticare a sistemului.
Sursa Autoliv
Figura 6-27 Procesorul sistemului airbag
Sursa Volkswagen
Figura 6-28 Conexiunile cu elementele controlate de unitatea electronică
Sistemele airbag şi pretensioner sunt echipate fiecare cu câte un senzor de
deceleraţie. Pragul de declanşare a acestora este diferit. Primul care intră în funcţiune
153
este cel al pretensionerului, în cazul unui şoc de intensitate medie. Acesta este un
compus dintr-un element piezoelectric a cărui rezistenţă creşte odată cu creşterea
deformaţiei dată de masa inerţială. Prin variaţia a două tensiunii electrice în paralel
dintre punctele „A” şi „B” ale unei punţi Wheatstone se determină intensitatea
impactului, Figura 6-29. Rezistentele R1, R2, R3 si R4 se află în relaţia R1/R2 = R3/R4.
Atât timp cât rezistenţele se află în relaţia de mai sus, tensiunea ţntre punctele A si B
este UAB = 0 [V]. In urma unui impact rezistenţele se modifică, astfel încât relaţia de
mai sus nu mai este valabilă, rezultând de aici o modificare a tensiunii UAB.
Figura 6-29 Senzor piezoelectric de deceleraţie, principiu de funcţionare
Airbag-ul este activat numai in momentul in care unitatea de comanda primeste
semnal atât de la senzorul piezoelectric cât şi de la senzorul de siguranţă.
Amplasarea acestora în cadrul unităţii electronice se vede în Figura 6-30.
154
Intrerupătorul de siguranţă se găseşte în unitatea electronică de comanda airbag şi
este un element de protecţie pentru cazul în care senzorul de impact se
defectează. Tensiunea din resort este astfel aleasă, încat în condiţii normale, sau
extreme de drum, airbag-ul nu se poate declanşa accidental. In cazul unui impact
frontal, datorită inertiei sale, magnetul permanent se va deplasa deasupra unui
contact Reed („I.L.S.“) şi îl va inchide.
Figura 6-30 Principalele elemente ale unei unităţi electronice de comandă a airbagului
Principiul de funcţionare a senzorului mecanic de deceleraţie se bazează pe utilizarea
unui întrerupător cu o lamelă suplă „I.L.S.” (Interrupteur a Lame Souple), Figura 6-31.
Figura 6-31 Senzorul de deceleraţie al sistemului airbag
Acesta stabileşte un contact electric atunci când este sub influenţa unui câmp magnetic.
Un magnet permanent este reţinut de un resort tarat. În cazul unei deceleraţii
importante, masa magnetului depăşeşte valoarea de tarare a resortului. Acesta se
155
deplasează înspre direcţia de mers a autovehiculului şi vine spre lampa I.L.S., stabilind
contactul între lamelele lămpii.
În caz de distrugere a bateriei acumulatoare a automobilului, în cazul unei coliziuni,
senzorii dispun de o sursă autonomă de energie formată dintr-un condensator de mare
capacitate, Figura 6-30.
La bordul autovehiculelor, alături de centrala airbag există o serie de senzori care
răspund de siguranţa pasivă interioară a ocupanţilor unui autovehicul. Dintre aceştia
vom enumera pe scurt câţiva în rândurile următoare.
Figura 6-32 Amplasarea diverşilor senzori în autovehicul
Figura 6-33 Senzorul de preanunţare principiu de funcţionare
Senzorii de preanunţare a impactului reprezintă un ansamblu compus din electronica de
evaluare şi un senzor de acceleraţie capacitiv, Figura 6-33. Contrucţia senzorului de
156
acceleraţie este asemănătoare cu cea a unui condensator. O armătură a
condensatorului este fixă, celelalte mobilă, funcţionând ca o masă inerţială.
În cazul unui impact masa inerţială, armătura mobilă se deplasează, modificând astfel
capacitatea echivalentă a condensatorului. Aceasta este procesată de catre electronica
de evaluare şi trimisa unităţii de comandă airbag.
Senzorii de deceleraţie laterală sunt pozitionaţi in partea frontala a scaunului soferului
sau în vecinatatea stalpului B, Figura 6-34. Aceştia au rolul de a stabili necesitatea
declansarii airbag-ului lateral. La autovehiculele dotate cu airbag-uri laterale, senzorul
de siguranţă din unitatea de comandă este de tip piezo si are un domeniu unghiular de
activitate de 360°. Senzorul mecanic este inlaturat.
Figura 6-34 Senzorul de deceleraţie laterală
Senzorii de presiune utilizaţi pentru declanşarea airbagurilor laterale sunt destinaţi
pentru a detecta schimbările de presiune care se produc în cavităţile uşilor în cazul unui
impact. Locul de montare este în interiorul portierelor autovehiculului, Figura 6-35.
Senzorul reacţionează foarte rapid la schimbarile de presiune din interiorul uşii. Aerul
este dirijat prin intermediul unor elemente catre o placă pe care se gasesc componente
electronice sensibile la schimbarile de presiune care au loc în cazul deformarii uşii ca
urmare a impactului lateral.
Senzorul măsoară continuu presiunea aerului din portieră şi dacă sesizează o crestere a
presiunii peste o valoare predeterminată, trimite un semnal unităţii de comanda airbag.
157
O presiune absolută va fi sesizată de un dispozitiv construit pe două nivele, într-o
cavitate închisă. Această cavitate serveşte ca presiune de referinţă. O variaţie a
presiunii externe va determina deformarea unei membrane siliconice, care va da
naştere unei variaţii de rezistivitate. Variaţia de presiune care poate fi măsurată este în
intervalul 20 – 200 milibari. Semnalul echivalent rezultat este în plaja 160 - 180 dB.
Figura 6-35 Senzorul de presiune montat în interiorul portierei
Acest nivel de zgomot este departe de zgomotul produs de avioanele cu reacţie. Firma
Siemens a dezvoltat un set de condiţii de testare, pentru acest tip de senzori, care
includ:
• Impactul unui biciclist cu uşile laterale;
• Loviturile cu piciorul în uşi;
• Deschiderea uşilor cu obiecte rigide;
• Trântirea uşilor;
• Teste de sunet cu difuzoare puternice montate în uşi şi în afara acestora.
158
Senzorul de sesizare ocupare scaun este compus din două folii. O folie din material
plastic conductor electric si una pe care sunt dispuse elementele cu polaritate pozitivă şi
negativă.
Folia conductoare electric uneşte elementele minus şi plus între ele, daca asuptra ei
acţionează o masă mai mare de 12 kg. Dacă nu se exercită presiune pe folie, rezistenţa
dintre cele două elemente este mare. Odată cu creşterea apăsării pe folie, rezistenţa
scade. Sintetic se poate spune:
• Rezistenţa scazută – Scaun ocupat.
• Rezistenţa ridicată – Scaun neocupat.
Figura 6-36 Senzorul de detactare a prezenţei ocupantului
Pentru buna funcţionare a modulului electronic şi pentru a se încadra în ansamblul
funcţional al vehiculului este necesară:
• Alimentarea cu energie electrică;
• Diagnosticarea continuă a bunei funcţionari a componentelor sale interne;
• Supravegherea funcţionalităţii perifericelor;
• Indicarea la bord a bunei funcţionări a sistemului prin existenta unei semnalizări;
• Sa fie apt de funcţionare în orice condiţii timp de 15 ani;
• Sa poată comunica cu un utilaj special de diagnosticare;
• Pilotarea a 3 sau 4 linii de declanşare în funcţie de configuraţia vehiculului.
159
Calculatorul are în componenta module de programare anexă care permit:
• Recepţionarea informaţiei sistemului Detecţie Prezenţă Pasager despre
prezenţa unui pasager;
• Inhibarea eventuală a declanşării modulelor destinate pasagerului din dreapta
conducătorului în funcţie de informaţiile primite de la sistemul Detecţie
Prezenţă Pasager;
• Indicarea pentru conducător a situaţiei detectate de sistemul Detecţie Prezenţă
Pasager prin intermediul unui martor în tabloul de bord.
6.5 Siguranţa la volan. Poziţia corectă de conducere
Cercetările au demonstrat că zona de risc pentru conducător este la distanţa de 5-8 cm
de volan. Prin urmare o poziţie corectă în timpul conducerii autovehiculului necesită o
distanţă de aproximativ 25 cm măsurată între centrul volanului şi sternul
conducătorului. Aceasta se realizează prin ajustarea poziţiei la bordul autovehiculului
prin executarea următoarelor manevre:
Mutarea scaunului înspre înapoi, păstrându-se o bună poziţie de condus şi accesul uşor
la pedalier şi comenzile existente pe planşa de bord;
Bascularea uşoară înspre înapoi a spătarului scaunului;
Orientarea coloanei volanului înspre pieptul conducătorului şi nu înspre gâtul sau capul
acestuia (această manevră poate fie executată doar la autovehiculele la care se poate
ajusta poziţia volanului).
Regulile sunt diferite pentru copii. Un airbag poate răni grav sau chiar ucide un copil,
care nu este asigurat cu un sistem de reţinere, atunci când stă prea aproape sau când
este proiectat înspre planşa de bord în timpul frânării autovehiculului. Astfel pentru
protecţia copiilor pasageri ai unui autovehicul specialiştii recomandă respectarea
următoarelor reguli:
Copiii sub 12 ani trebuie să stea în autovehicul doar pe scaune speciale, amplasate pe
bancheta din spate a acestuia şi cu centura de siguranţă legată;
160
Persoanele cu vârsta de până la 1 an şi o greutate de până la 9 kg nu au voie să stea în
faţă, pe scaunul din dreapta conducătorului, în autovehicule care sunt prevăzute cu
airbag lateral, nici chiar dacă sunt aşezaţi în scaune speciale;
Dacă, pentru persoanele cu vârsta mai mare de 1 an, este necesar ca acestea să stea
pe scaunul din faţă prevăzut cu un airbag lateral, ele pot sta în faţă aşezate numai în
scaune special ancorate de scaunul autovehiculului. Se recomandă ca scaunul
autovehiculului să fie deplasat cât mai spre înapoi posibil.
161
7 CERCETĂRI PRIVIND SIGURANŢA PASIVĂ A PIETONILOR
7.1 Generalităţi
Sa constatat că în perioada 1990 – 1999, în România, au apărut peste 2 milioane de noi
posesori ai permisului de conducere şi aproape două milioane de vehicule, creşterea
anuală fiind aproape uniformă (în medie 7% pentru posesori de permis de conducere
10 % pentru parcul de vehicule).
Un astfel de gradient intern, concomitent cu o deschidere fără precedent a traficului
internaţional de transporturi de mărfuri a generat în mod implicit, o dinamică
ascendentă a accidentelor de circulaţie soldate cu victime şi a consecinţelor acestora.
La finele anului 1992 s-a înregistrat un prim minim al numărului accidentelor grave cu
victime, pe parcursul următorilor ani rata anuală de creştere fiind sub 7%.
Pierderile irecuperabile de vieţi omeneşti precum şi celelalte urmări, impun
necondiţionat intensificarea efortului comun pentru găsirea şi acceptarea de către toţi
participanţii la trafic a unor soluţii inteligente care să diminueze consecinţele acestui
adevărat flagel al sfârşitului de mileniu.
În scopul diagnozei accidentelor rutiere a apărut necesitatea elaborării unui nou
concept, acela de “homo-traficus”, care să facă posibilă corectarea sistematică a
cauzelor şi consecinţelor evenimentelor rutiere.
Pentru operaţionalizarea acestui concept se ia ca referinţă ipostaza umană de pieton,
pasager şi conducător auto.
Aceste status-roluri de pieton-pasager şi conducător auto şi trecerea de la unul la altul
implică existenţa unei baze efective de conştientizare a pericolelor şi riscurilor obiective
şi subiective ale fiecărei dimensiuni.
În anii 1997 şi 1998, pietonii au fost angajaţi în aproximativ 30% din accidentele din
localităţile rurale şi aproximativ 45% din accidentele grave înregistrate în mediul urban.
162
În majoritatea cazurilor s-au înregistrat coliziuni la traversarea neregulamentară a
pietonilor.
Orice persoană care se deplasează pe jos pe un drum public şi este implicată în
probleme de circulaţie se numeşte pieton. Aşa cum rezultă şi din statistici problema
conflictelor autovehicul-pieton se înregistrează în mediul urban, unde odată cu
dezvoltarea oraşelor a crescut spectaculos şi traficul pietonal.
În zonele urbane jumătate din accidente se produc din cauza nerespectării regulilor de
circulaţie de către pieton.
În ciuda acordării unei atenţii sporite pe linia educaţiei rutiere, unul din zece decese la
persoane având vârsta între 5 şi 15 ani se datorează accidentelor de circulaţie. Copiii
sunt pietoni vulnerabili deoarece sunt mai greu cuprinşi în unghiul vizual al
conducătorului auto şi reciproc din poziţia lor vizuală joasă nu observă sau nu apreciază
corect mişcarea autovehiculelor. De asemenea copii dovedesc labilitate psihică şi nu au
capacitate de a aprecia corect distanţele şi vitezele de mers. Din statisticile accidentelor
de circulaţie rezultă că procentul elevilor din şcoala elementară care au decedat în urma
impactului cu autovehicule în mişcare este de trei ori mai mare decât cel al elevilor de
liceu.
De asemenea vârstnicii sunt cele mai frecvente victime dintre pietoni. Aceştia sunt
deosebit de vulnerabili datorită scăderii capacităţii lor de a observa autovehicule care se
apropie, cât şi datorită agilităţii şi vitezei de deplasare reduse pentru a evita
autovehiculele sau a traversa drumul mai alert.
În raport cu conducătorii auto, pietonii prezintă câteva caracteristici esenţiale:
Sunt mai eterogeni ca vârstă şi educaţie privind circulaţia rutieră
Sunt mai numeroşi pe unitatea de lungime sau de suprafaţă a drumurilor;
Subapreciază efectele pe care le pot produce comportamentul lor în desfăşurarea
traficului auto;
Cunosc mai puţin regulile de circulaţie şi le acordă o importanţă mai mică;
Sunt mai greu de urmărit şi constrâns pentru încălcarea regulilor şi semnelor de
circulaţie.
163
Vârsta este un factor important în producerea accidentelor: pietonii foarte tineri datorită
ignoranţei iar cei vârstnici din cauza neatenţiei.
Aceste caracteristici determină o comportare imprevizibilă a pietonilor, măsurile de
protecţie şi de organizare disciplinată, corectă şi sigură a circulaţiei lor fiind mult mai
dificil de realizat. Vitezele de deplasare a pietonilor reprezintă un factor important,
mărimea reală a acestor parametrii depinzând de un număr mare de condiţii şi influenţe
obiective şi subiective.
Studiile de trafic pietonal au scos în evidenţă că viteza de mers pe jos rămâne practic
aceeaşi indiferent de tipul de drum, stradă sau caracteristicile traficului auto,
descrescând uşor cu lăţimea drumului traversat, tabelul 7.2, însă variază în limite largi
în funcţie de vârstă.
Pentru studiile de amenajare a traversărilor de drumuri şi străzi de către pietoni se
consideră că viteza de mers în lungul trotuarelor depinde de destinaţie, gradul de
aglomerare, de ambianţă, aceasta fiind în medie de 1,2 m/s (4,32 km/h).
În SUA, Rusia, Franţa şi alte ţări au fost efectuate experimentări în anotimpuri şi condiţii
de circulaţie şi meteorologice diferite pentru a determina mărimea reală a vitezei de
deplasare a pietonilor, în funcţie de vârstă, sex, modul de deplasare, când sunt sub
influenţa alcoolului etc.
De asemenea s-au făcut înregistrări cu privire la “intervalul acceptat” de către pietonii
care aşteaptă să traverseze strada şi s-a constatat ca peste 50% dintre cei observaţi s-
au oprit când distanţa de la vehiculul ce se apropie cu o viteză de aproximativ 30 km/h
este sub 25 m.
Volumul şi densitatea traficului pietonal sunt doi parametri importanţi în dimensionarea
trecerilor corecte şi analiza evenimentelor rutiere. Volumul este definit ca numărul de
persoane care trec printr-un punct dat în unitatea de timp, iar densitatea poate fi
exprimată fie prin numărul de pietoni pe metru pătrat. Volumul şi densitatea pietonilor
sunt două mărimi interdependente. Pe măsură ce densitatea scade viteza de deplasare
a pietonilor creşte şi deci volumul va fi mai mare. Volumul fluxului pietonal creşte în
timp ce suprafaţa aferentă locului de traversare descreşte pe pieton, până ce atinge un
punct critic, după care mişcarea este supusă unor restricţii datorită lipsei de spaţiu.
164
Procesul de urbanizare şi dezvoltarea a localităţilor concomitent cu creşterea traficului
rutier aduce permanent în actualitate problemele de siguranţă ale pietonilor.
Studiile efectuate în numeroase ţări arată că din punct de vedere a siguranţei circulaţiei
sunt necesare trotuare în localităţile în care sunt îndeplinite condiţiile din tabelul 7.2
pentru separarea traficului auto de cel pietonal. Se consideră că lărgirea trotuarelor este
un multiplu de fâşie de 0,75 m lăţime care poate asigura un debit maxim de 35-38
pietoni/minut. Arterele principale din oraşe pot avea trotuare cu lăţimea de 4 m, dar în
zonele marilor magazine, şcolilor, stadioanelor, cinematografelor etc., lăţimea acestora
trebuie să satisfacă fluxul pe care îl aduce concentrările mari de public.
Este recomandabil ca traversările de artere de circulaţie de către pietoni să fie
amenajate atât în localităţile urbane cât şi în cele rurale. Marcarea trecerilor pentru
pietoni este obligatorie pe artere de circulaţie având intensitatea medie zilnică de 1500
autovehicule echivalente şi de cel puţin 100 pietoni pe oră. Lăţimea fâşiei de traversare
trebuie să fie cât lăţimea trotuarelor pe care le serveşte dar minim 2,5 m. Timpul
necesar traversării străzii de către grupuri de pietoni (mărimea grupului este de 3-6
pietoni în rând) tpd este dat de relaţia:
2).1(3 −++= nv
Lt
p
p
pd (7. 1)
unde
Lp = distanţa de traversare pentru pietoni (m)
vp = viteza de traversare a pietonilor (în m/s)
3 = numărul mediu de secunde necesar observării intervalului între autovehicule care ar
permite traversarea pentru primul rând de pietoni
n = numărul de grupuri de pietoni
(n-1).2 = două secunde între rânduri necesare pentru traversarea restului rândurilor (n-
1) grupuri.
Pierderea de timp Pt în procente pentru pietoni la traversarea străzii se determină cu
relaţia:
165
%100⋅−
= ∑T
tTPt (7. 2)
unde T = timpul total cât au durat observaţiile
∑ t = suma timpilor ce reprezintă intervalele în care se pot efectua traversările.
Când pierderea de timp devine substanţială pietonii devin nerăbdători – în special copiii
– şi se pun în pericol încercând să traverseze prin intervale necorespunzătoare între
autovehicule. Întârzierea maximă pe care pietonii o acceptă nu trebuie să fie mai mare
decât cea reprezentată de culoarea roşie a unui semafor amplasat la trecerea marcată.
Tabelul 7.1 Viteza de mers în lungul trotuarelor
Tipul străzii Lăţimea trotuarului (m)
Debit (pieton/oră)
Viteza (m/s)
Trotuare de-a lungul străzilor de acces la stadion
3,50 1370 1,15
Trotuare pe bulevarde cu mari magazine
6,50 1200 1,05
Trotuare pe bulevarde cu mari magazine
6,75 1710 1,00
Trotuare pe străzi cu caracter comercial
5,00 800 0,90
Tabelul 7.2 Viteza de mers la traversarea străzilor cu lăţimi diferite
Numărul celor observaţi pentru viteza de (m/s):
Tipul străzii
Lăţime Strada (m)
Sex Viteza medie (m/s) 0,7-
0,8 0,8-1,15
1,1 1,45
1,451,75
1,751,85
1,85-2,0
Străzi amplasate în zona centrală
21 Masc Fem
1,40 1,30
- -
1 2
41 43
12 10
1 -
1 -
Străzi cu caracter comercial
14 Masc Fem
1,40 1,20
- 1
3 28
28 16
22 5
1 -
- -
Străzi cu caracter comercial
9 Masc Fem
1,20 1,05
1 1
31 43
25 12
3 -
1 -
- -
Tabelul 7.3 Traficul pietonal şi de autovehicule în funcţie de amplasamentul trotuarului
Amplasamentul Trafic Trafic
166
trotuarului vehicule (veh/h)
pietonal (pieton/h)
30-100 150 Pe o singură parte >100 100 50-100 500
Pe ambele părţi >100 300
7.2 Evaluarea accidentelor rutiere pieton - automobil
Analizele şi studiile efectuate la nivelul Direcţiei Poliţiei Rutiere din cadrul Inspectoratului
General al Poliţiei privind dinamica accidentelor de circulaţie grave înregistrate în
perioada 1990 - 1999 relevă printre altele următoarele aspecte:
Întâlnirea dintre pieton şi automobil în conflictele rutiere se soldează de regulă cu
vătămări grave şi morţi din rândul pietonilor. În tabelul 7.4 se prezintă sintetic situaţia
accidentelor grave din 1999, cu menţionarea unui singur exemplu de cauză, respectiv
ponderea traversării neregulamentare a pietonului pe carosabilele aflate pe teritoriul
României, în funcţie de locul producerii accidentului, mediu urban, rural şi în afara
localităţilor.
Tabelul 7.4 Numărul accidentelor grave din 1999 în care au fost implicaţi pietonii şi
consecinţele acestora
Accidente grave Morţi Răniţi grav Cauza pieton
Mediu urban 3307 730 2876 42,9% Mediu rural 3752 1402 3021 27,4% Afara localităţii 787 373 697 9,2% Din care traversări neregulamentare
4496 1435 3778 57,3%
[După "Dinamica accidentelor grave de circulaţie" IGP Direcţia Poliţiei Rutiere]
Cu datele din tabelul 7.4 se poate calcula tributul, care pare incredibil în vieţi omeneşti
pentru un singur an (820 morţi) dar şi efortul suplimentar (3778 răniţi grav), cu care
sunt solicitate instituţiile societăţii. Evaluarea valorică a pierderilor rezultate în urma
unui accident rutier pieton - autovehicul constituie deci o necesitate obiectivă.
167
Pentru realizarea unor amenajări privind siguranţa circulaţiei la cost redus, apare
necesitatea stabilirii ordinii de prioritate a intervenţiilor pe baza analizei “costuri-
avantaje”, introducând criteriul de eficienţă la întocmirea programelor de lucru.
Categoriile de cheltuieli legate de accidente sunt următoarele:
• Cheltuieli medicale, pagube materiale şi pierderi pentru societate;
• Cheltuieli administrative (poliţe, asigurări etc.);
• Evaluarea suferinţei personale;
• Pagube ca urmare a unor accidente uşoare, cu pierderi materiale reduse, care nu
apar în rapoartele statistice ale poliţiei;
• Pretium vivendi = preţul vieţii, calculat pe baza valorii acordate timpului mediu
de viaţă.
Toate ţările iau în considerare cheltuielile din primele două categorii, iar unele ţări iau în
considerare şi unele din celelalte categorii de cheltuieli.
Există două modalităţi de evaluare: Orientativă şi Estimativă.
7.2.1 Metoda orientativă
Pentru aplicarea experimentală, în ţara noastră, în prima fază, elaborată în anul 1994,
s-au adoptat coeficienţi la valori medii, care s-au inclus în formula de calcul utilizată pe
plan european, la care s-au luat în considerare următoarele definiţii:
“mort” = când decesul a intervenit în primele 30 de zile după accident;
“rănit grav” = rănire care necesită spitalizare imediată;
“rănit uşor” = celelalte cazuri de rănire, care nu se încadrează în categoriile de mai sus.
În aceste condiţii, a rezultat următoarea formulă de calcul:
C = PNB (25,1D + 1,64R + 0,25r) (7. 3)
în care:
PNB = produsul naţional brut pe cap de locuitor (exprimat în lei sau USD) ;
D = numărul de persoane decedate în accident;
168
R = numărul de persoane rănite grav în accident;
r = numărul de persoane rănite uşor în accident.
Rezultatul este exprimat în aceleaşi unităţi monetare în care este exprimat PNB.
Acest mod de calcul intră în categoria celor cu aplicabilitate rapidă şi poate servi la
evaluări de ansamblu, cu caracter informativ, valorile bazându-se pe criterii medii, care
nu reflectă cu exactitate situaţia într-un caz particular.
7.2.2 Metoda estimativă
Această metodă, deşi nu este riguros exactă, prezintă un grad mai mare de precizie
decât metoda orientativă datorită datelor suplimentare introduse în formulă, cu
aplicabilitate pentru cazuri concrete.
Echivalentul pagubelor pentru o persoană decedată, Epd, se calculează cu relaţia:
Epd = PNB (Vv – X) + 12 Cu (Vm – Va) + CMS (7. 4)
în care:
PNB = produsul naţional brut (în lei sau USD) pe locuitor;
Vv = durata în ani a speranţei de viaţă;
X = vârsta persoanei decedate în momentul accidentului;
Cu = cuantumul lunar al pensiei datorate moştenitorilor;
Vm = vârsta până la care pensia aceasta este acordată celor în drept;
Va = vârsta celor în drept, la data încasării primei pensii (în calcule, pensiile lunare se
cumulează cu cele anuale);
CMS = cheltuieli medicale (de spitalizare etc.) din faza accidentului.
Prin aceasta se pot stabili şi pierderile datorate accidentelor pe întreaga ţară. Astfel,
pentru anul 2006, la un PIB = 10000 USD/locuitor şi un număr mediu statistic de
0,3018 persoane decedate/accident; 0,9135 persoane rănite grav/accident şi 0,025
persoane rănite uşor/accident, rezultă un cost mediu pentru un accident la nivelul
anului 2006: C = 129.000 dolari. Legat de aceste calcule, putem preciza, cu titlu
169
informativ, că în Franţa, pierderile materiale şi umane rezultate din accidente în anul
1990 au reprezentat cca. 1,4% din produsul naţional brut, iar în anul 1992 acest
procent s-a ridicat la 1,9%.
Din informaţiile despre accidentele descrise mai sus, diverse organizaţii, peste tot în
lume, au stabilit un program de cercetare şi dezvoltare în scopul de a reduce
consecinţele rănirilor în urma coliziunilor autovehicul - pieton. Contactele la care se face
referire sunt impactul capului cu capota, aripa şi acoperişul; impactul toracelui cu partea
frontală a autovehiculului, capota şi aripa; şi impactul piciorului cu bara de protecţie şi
partea frontală a autovehiculului. Strategia este similară pentru toate cele trei regiuni
ale corpului. Pentru început este conceput un experiment de simulare a impactului, fapt
ce implică construirea unui dispozitiv de testare a componentelor şi dezvoltarea sau
confirmarea criteriilor asociate vătămării. În continuare componentele echipamentului
de testare sunt folosite la evaluarea şi identificarea configuraţiei autovehiculului care
provoacă vătămările cele mai uşoare. În final, dacă sunt necesare, sunt aduse
modificări structurale la autovehicule pentru a demonstra eficacitatea acestora în
diminuarea gravităţii leziunilor.
7.3 Evaluarea leziunilor. Scara AIS – Abreviated Injury Scale
Scala de evaluare a vătămărilor (AIS) este un sistem de evaluare pentru codificarea
vătămărilor singulare şi reprezintă fundamentul pentru metodele de evaluare a leziunilor
multiple sau pentru evaluarea efectelor cumulative a mai mult de o vătămare. Acestea
includ MAIS3, ISS4 si PODS5.
În timp scala a fost revizuită si actualizată vis-a-vis de gradul de supravieţuire astfel că
în prezent oferă o modalitate precisă de clasificare a severităţii vătămărilor. Ca un scurt
istoric al evoluţiei scalei AIS putem aminti, în ordine cronologică:
• 1976 – clarificarea terminologiei vătămărilor;
• 1980 – revizuirea secţiunii “creierului”;
• 1985 – introducerea vârstei (< 15) pentru unele descrieri;
• 1990 – revizuire si extindere majoră pentru corelarea cu auditul şi cercetarea
medicală. Versiunea poartă numele AIS90;
170
• 1998 – apar următoarele:
• adăugiri asupra regulilor de codificare;
• clarificarea codificărilor privind vătămările la nivelul epidermei;
• includerea gradaţiei pentru OIS (Organ Injury Scale - Scala de evaluare a
vătămărilor organelor interne);
• 2004 – revizuire cu adăugarea codificărilor ortopedice. Versiunea poartă numele
AIS2004.
Scara este clasificată astfel :
• OAIS (Overall AIS – Scala generală de evaluare a vătămărilor);
• MAIS - AIS maxim;
• TOAIS (Trauma Outcome AIS);
• EXAIS (Extremities AIS – Scala de evaluare a vătămărilor la nivelul extremităţilor:
nas, urechi, falange, (meta)carpiene, (meta)tarsiene);
• SPAIS (Spinal AIS – Scara de evaluare a vătămărilor la nivelul coloanei
vertebrale);
• ABAIS (Abdominal AIS – Scara de evaluare a vătămărilor la nivelul abdomenului);
• SURAIS (Surface AIS – Scala de evaluare a vătămărilor la nivelul tegumentului:
arsuri, etc.).
Evaluarea generală a vătămărilor pentru regiunile corpului este realizată conform scalei
AIS, iar nivelul de vătămare este evaluat de la valoarea 1 la valoarea 6 dupa corelaţia
din Tabelul 7.5.
Vătămările cu un grad AIS 3 sunt considerate tolerabile, dar de la nivelul AIS 4
standardele de securitate încearcă să elimine efectele. Nivele ale scalei AIS au fost
dezvoltate pentru fiecare regiune a corpului. După cum se poate observa în tabel,
severitatea vătămărilor crește exponenţial odată cu clasa. Acest lucru devine vizibil
odată cu trecerea de la AIS 3 la AIS 4.
171
Tabelul 7.5 Scala AIS
Codul AIS Gradul de vătămare Șansa de supraviețuire
1 Usoare 100%
2 Moderate 99,6% - 99,9%
3 Serioase, dar fără punerea vieții în
pericol
97,9% - 99,2%
4 Severe, cu punerea vieții în pericol 89,4% - 92,1%
5 Stare critică. Supraviețuire nesigură 41,6% - 46,9%
6 Gravitate maximă 0%
Figura 7-1 Distribuţia severităţii leziunilor (a), Distribuţia vătămărilor pe regiuni ale corpului (b)
7.4 Studiul leziunilor la nivelul capului
Protecţia capului împotriva loviturilor prezintă un mare interes. Vătămările creierului, a
cutiei craniene şi ale ţesuturilor care o acoperă pot fi provocate de o varietate de
mecanisme. Vătămările cuprind sfâşieri, abraziuni, fracturi şi alte forme de distrugere a
ţesuturilor. Acestea sunt aproape întotdeauna cauzate de mişcări excesive ale unei părţi
a capului relativ la alta. Sfâşierea scalpului este efectul unor acţiuni mecanice de tăiere
care separă diferite părţi alăturate ale acestuia. Fractura craniului apare atunci când
structura osoasă a cutiei craniene este supusă unor eforturi de încovoiere mai mari
172
decât poate suporta fără să se rupă. Contuzia creierului reprezintă o zonă de colectare a
sângelui cauzată de ruperea vaselor sangvine care au fost solicitate la întindere prea
puternic.
Curba de toleranță este dificil de aplicat la impulsurile complexe acceleraţie-timp din
cauza nesiguranţei în determinarea acceleraiei și timpului efective. Pentru a depăși
aceasta problema, Gadd a stabilit un criteriu pentru impulsul determinat avind ca scop
stabilirea unui indice de severitate (SI).
∫=T
ndtaSI
0
(7. 5)
unde:
a = acceleraţia măsurată în g;
n = 2,5, factor de determinare pentru impact la nivelul capului;
T = durata impuls t = timp în secunde.
Factorul de determinare de 2,5 se bazează în primul rând pe aproximarea pantei liniei
drepte a curbei de toleranţă trasate pe hârtie logaritmică intre 2,5 și 50 milisecunde.
Gadd a propus o valoare a toleranţei de 1000 ca prag al contuziilor în cazul impactului
frontal. Aceasta valoare de toleranţă a fost recunoscută în primele versiuni ale
regulamentelor americane FMVSS 208. S-a specificat totuşi că Indexul de Severitate
urma să fie calculat folosind acceleraţia rezultantă măsurată la nivelul capului, în loc de
acceleraţia uniaxială măsurată pe zona occipitală a capului, în direcţia de lovire, aşa
cum s-a folosit de către Gadd. Pentru lovituri distribuite sau non-contact la cap, Gadd a
indicat ca valoare prag, valoarea 1500. Este interesant faptul ca primele aplicaţii cu
acest coeficient au fost realizate în domeniul sportiv, prin proiectarea căştilor de
protecţie astfel ca SI la contactul jucătorilor să fie mai mic de 1500.
În urma analizei curbei realizată la Universitatea Wayne şi a indicelui de severitate a
apărut un nou criteriu de evaluare a vătămării capului HIC (Head Injury Criterion):
( )12
5.2
12
2
1
)(1
ttdttatt
HIC
t
t
−⋅
−= ∫ (7. 6)
173
unde:
• t2 şi t1 sunt valorile finale, respectiv iniţiale ale intervalului de timp luat în
considerare în timpul impactului, dar nu mai mare de 36 ms, alese astfel încât să
maximizeze valoarea HIC;
• a(t) reprezintă acceleraţia rezultantă în centrul de masă al capului.
Pentru protejarea împotriva acestor tipuri de vătămări se pot adopta diferite moduri de
abordare. Două dintre acestea sunt: realizarea capitonărilor şi distribuţia încărcărilor. Un
impact al capului poate cauza deformarea craniului şi, chiar dacă nu apar fracturi,
ţesuturile creierului pot fi vătămate sub influenţa deformării acestuia. Chiar dacă craniul
nu este solicitat la încovoiere tot vor apărea deformări ale creierului. Minimizarea
acestor denaturări este obiectivul protecţiei capului. În urma studiiilor de caz efectuate
de-a lungul anilor s-a stabilit o corelaţie între valoarea HIC şi gravitatea leziunilor pe
scala AIS.
Figura 7-2 Corelaţia HIC - AIS
7.4.1 Cinematica şi dinamica impactului
Înţelegerea cinematicii interacţiunii autovehicul - pieton este importantă când se
examinează vătămările capului datorită influenţei lor în gravitatea impactului. Simulări
ale accidentelor pietonale au fost efectuate cu cadavre, manechine antropometrice şi cu
ajutorul calculatorului, fiecare dintre aceste metode având un anumit nivel de succes.
Cadavrele au reprezentat majoritatea înlocuitorilor pentru studiul cinematicii impactului
dintre autovehicule şi pietoni. Experimente efectuate cu acestea arată că mişcarea
pietonului este foarte “fluidă” când acesta este lovit de un autovehicul, acesta urmărind
174
îndeaproape conturul părţii frontale şi al capotei. Dezavantajele cadavrelor sunt
limitarea “disponibilităţii” lor şi repetabilitatea, cuplată cu dificultatea instrumentării şi a
conducerii procedurilor.
Anumite experimente cu cadavre sunt menţionate în literatura de specialitate.
Cercetătorii compară răspunsul dinamic al experimentelor efectuate cu cadavre, cu cel
obţinut în experimentările cu manechine antropometrice. Alţii relatează despre
numeroase măsurări ale acceleraţiei segmentelor de corp provenind de la cadavre şi
manechine.
Manechinele antropometrice au fost utilizate şi ele pentru a studia cinematica
pietonului. Cele utilizate sunt în general versiuni modificate ale dispozitivelor utilizate
pentru evaluarea securităţii ocupanţilor unui autovehicul. Durabilitatea şi disponibilitatea
manechinelor permit teste mult mai ample decât e posibil să se efectueze cu cadavre.
Totuşi , filmele de mare viteză ale impacturilor pietonilor, utilizând manechine, arată că
părţile corpului acestora apar ca fiind prea inflexibile pentru a reproduce cu acurateţe
fenomenul complex al coliziunii. După contactul iniţial cu bara de protecţie a vehiculului
care loveşte, manechinul tinde să se rotească în jurul centrului său de greutate şi
membrele inferioare ricoşează din bara de protecţie. Deşi cinematica manechinului
diferă substanţial faţă de cea a cadavrelor, totuşi aceste experimente au fost
încununate de succes.
Un corp va fi accelerat atunci când o forţă F este aplicată asupra sa. În timpul
impactului, acceleraţia apare datorită forţelor generate de impactul corpului cu diferite
părţi ale autovehiculului. Dacă corpul nu este deformabil, relaţia între forţă şi acceleraţie
este binecunoscuta relaţie:
amF ⋅= (7. 7)
unde m este masa corpului.
Un corp rigid va căpăta o acceleraţie unghiulară dacă asupra sa va acţiona un moment
T. În timpul coliziunii, acceleraţiile unghiulare apar datorită generării unui moment.
Acesta este de regulă asociat cu impacturile care au componente ale forţelor ce
generează mişcări de rotaţie. Relaţia echivalentă pentru mişcarea de rotaţie este:
α⋅= IT (7. 8)
175
unde T este momentul aplicat, I momentul de inerţie a corpului iar α este acceleraţia
unghiulară.
În timpul impactului datorită forţei aplicate, F, acceleraţia capului se modifică, deci şi
viteza sa se va schimba. Ca urmare el va poseda o anumită energie la un moment dat.
Trebuie reţinut că procesul de transfer de energie se desfăşoară în timp iar capul nu
este un corp rigid.
În timpul desfăşurării procesului de schimb de energie capul se poate deforma sub
acţiunea forţei aplicate şi suferă vătămări. Din fizica elementară se ştie că energia nu
poate fi distrusă. Astfel când energia cinetică a unui corp se schimbă, ea se transformă
practic în altă formă de energie. Energia de deformare este cel mai adesea considerată
a fi “absorbită”. Principiul de bază al protejării pietonului este de a reduce forţele care
pot vătăma, prin absorbirea unei părţi a energiei cinetice a acestuia. Aceasta se poate
realiza prin deformarea sau distrugerea unor anumite părţi ale autovehiculului cu care
pietonul intră în contact.
Dacă în mişcarea sa capul loveşte unele obiecte, iar acestea absorb o parte din energia
cinetică, forţele de impact vor fi mai mici. Problemele care se pun sunt: câtă energie
poate prelua un corp care se deformează, şi care este forţa necesară pentru a produce
acea deformaţie.
O relaţie simplificată a legăturii între energia cinetică a corpului şi spaţiul necesar pentru
absorbirea energiei este:
2
2vmdF
⋅=⋅ (7. 9)
unde d este distanţa necesară pentru oprirea corpului, F forţa medie care apare în
timpul impactului, v este viteza corpului înainte de impact. Este uşor de înţeles că
pentru protejarea capului trebuie să avem valori cât mai mici pentru F şi deformaţii cât
mai mari ale componentelor autovehiculului.
În final, modele matematice pe computer, bazate pe dinamica corpurilor rigide, au fost
utilizate pentru simularea impactului dintre autovehicule şi pietoni. Astfel, analize care
au utilizat programe comerciale precum şi modele specifice sunt întâlnite în literatura de
specialitate. Alţi cercetători au examinat eficacitatea unui model bidimensional cu grade
de complexitate diferite. Programe comerciale precum MADYMO, PC CRASH, au fost
176
utilizate pentru a crea modele bidimensionale, ale pietonului, care au două, cinci şi
şapte regiuni rigide ale corpului, precum şi un model tridimensional al cărui corp este
compus din nouăsprezece segmente, Figura 7-3. Rezultatele testelor au fost comparate
cu cele obţinute în urma experimentării cu manechine.
Figura 7-3 Modele matematice pentru simularea corpului pietonului
Din nefericire, majoritatea modelelor de pieton se bazează în mare pe caracteristicile
manechinelor, şi ca urmare rezultatele simulărilor sunt încă limitate ca acurateţe. O
excepţie este întâlnită în lucrările lui Hoyt şi Chu, care au folosit o versiune
bidimensională a lui MADYMO pentru a dezvolta un model pentru pieton adult cu nouă
segmente [55].
7.4.2 Simularea impactului capului
Metodele de testare pe componente par a fi practic cele mai bune soluţii pentru
evaluarea potenţialului de vătămare rezultat în timpul impactului dintre o parte a
corpului şi suprafaţa autovehiculului. Testele realiste pe componente, simulând impactul
capului pietonului cu capota autovehiculului, pot fi îmbunătăţite dacă se cunoaşte viteza
de impact a capului pietonului. Traiectoriile capului şi vitezele rezultate la impactul cu
suprafaţa autovehiculului au fost determinate în studiile cinematicii pietonului. În Figura
7-4 este prezentat un exemplu de traiectorie, a capului, realizată în teste efectuate cu
cadavre. Viteza impactului cap – capotă, raportată la viteza impactului iniţial autovehicul
– pieton, variază între 0,7…0,9.
Interesant este faptul că viteza maximă a capului a fost înregistrată înainte de
momentul impactului dintre acesta şi capota autovehiculului. În experimentele efectuate
177
de cercetătorii Europeni viteza medie de impact a capului variază în limitele 1,0…1,37
[55].
Sursa Nahum, A.M., Melvin, J.W. Accidental Injury
Figura 7-4 Traiectoria capului pietonului în funcţie de timp obţinută în urma testelor cu cadavre
Viteza mai mare, în studiile europenilor rezultă probabil datorită unor autovehicule
utilizate, mai mici decât cele utilizate de cercetătorii americani. Ca o consecinţă, capul
cadavrelor nu a izbit capota autovehiculului ci mai degrabă parbrizul. La testele cu
manechine s-au obţinut viteze ale capului similare ce cele măsurate la cadavre.
Modelele pentru calculator, au furnizat valori ale localizării punctului de impact, fără
variaţia observată în cazul testelor cu manechine. Totuşi, viteza de impact a capului, la
modelul bidimensional, a fost mai mare decât cea obţinută în experimentele efectuate
cu manechine. Modelul tridimensional a furnizat viteze ale capului mai apropiate de
realitate, care au sugerat că rotaţia corpului pietonului, in jurul unei axe imaginare ce
trece prin coloana vertebrală şi interacţiunea braţ - capotă, a afectat viteza de impact a
capului. Hoyt şi Chu au realizat un model format din opt segmente ale corpului,
reprezentând un copil, ale cărui rezultate sunt foarte rezonabile şi în general agreate în
descrierea rapoartelor accidentului. Raportul mediu al vitezei de impact a capului cu
viteza iniţială de impact a autovehiculului, în aceste reconstituiri a fost de 0,9 [55].
Un cap rigid, capabil de a produce viteza de impact măsurată la pietoni a fost dezvoltat
de Pritz, de Brooks şi alţii. El conţine aparatura pentru măsurarea acceleraţiei.
Dispozitivele de testare au fost utilizate la reconstituirea avariilor vehiculului, observate
în timpul desfăşurării accidentelor care implică impactul capului, pentru a confirma
178
fezabilitatea reproducerii în condiţii de laborator. Un număr semnificativ de accidente în
care au fost implicaţi pietoni adulţi au fost reconstituite pentru aflarea legăturii între
criteriile de vătămare măsurate şi gravitatea reală a vătămării. Există o legătură între
severitatea vătămării, exprimată ca AIS-ul maxim, probabilitatea de deces (POD) şi
criteriul de vătămare a capului (HIC). Aceasta verifică faptul că o valoare a HIC de 1000
este un indicator exact al pragului de vătămare serioasă (AIS = 3 şi POD = 7%), şi HIC
de 1500 pare a fi un prag de vătămare severă (AIS = 4…5, POD = 26%).
7.4.3 Evaluarea potenţialului de vătămare a capului
Metoda de testare a componentelor la impact a fost folosită la evaluarea potenţialului
de vătămare rezultat din impactul cu autovehicule cu diverse caracteristici. Deoarece
viteza de impact pentru mai mult de 90% din accidentele pietonale este sub 48 km/h, şi
deoarece raportul dintre viteza de impact a capului şi viteza de impact autovehicul -
pieton este aproximativ 0,9 în SUA, majoritatea componentelor testate au fost încercate
la viteze de impact mai mici de 40 km/h. Potenţialul severităţii vătămării la impactul
experimental a fost evaluat în principal cu HIC. Performanţe bune sunt indicate la
simulări de coliziuni cu pietoni care dau valori ale lui HIC mai mici decât 1000.
Figura 7-5 Împărţirea capotei în zone cu potenţial de vătămare diferit
Rezultatele obţinute în urma testării la impact a componentelor sugerează că suprafaţa
frontală a autovehiculului poate fi caracterizată de trei zone cu potenţial diferit de
vătămare. Centrul capotei este definită ca suprafaţa încadrată la mai mult de 150 mm
179
de orice muchie a capotei. Aria capotă - aripă include suprafaţa capotei limitată la 150
mm de muchii precum şi partea de sus a cadrului aripii. Suprafaţa din spate a capotei
este cuprinsă între baza mare a parbrizului şi o linie imaginară la 150 mm înaintea
muchiei din spate a capotei. Datele accidentelor arată că punctul de impact al capului
pietonului este distribuit complet uniform în limitele acestor regiuni.
Impacturile cu partea centrală a capotei produc o largă variaţie a HIC - ului şi rezultă
valori ale POD – ului ca în celelalte două zone. Unele capote par a oferi o bună protecţie
a capului. Ca o consecinţă, au fost dezvoltate teste detaliate pentru suprafaţa centrală a
capotei. Capotele câtorva autoturisme, autocamioane uşoare şi autoutilitare au fost
analizate în amănunţime. Reduceri considerabile ale gradului de vătămare pot fi
realizate dacă suprafeţele centrale ale capotelor autovehiculelor sunt similare cu acele
care produc valori reduse ale HIC – ului. Aria din spate a capotei generează totuşi
impacturi mai severe decât cele produse în zona centrală a acesteia.
Efectul punctului de impact asupra
vătămării, în funcţie de viteză
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 100 200 300 400 500
Distanţa faţă de muchia din spate a
capotei
HIC
Vit_1
Vit_2
Figura 7-6 Efectul punctului de impact asupra severităţii vătămării, măsurată în HIC
Figura 7-6 ilustrează faptul că impactul în interiorul ariei din spate a capotei produce
valori mai mari ale HIC – ului decât în aria centrală. Impacturile produse în interiorul
ariei capotă - aripă produc valori mai mari ale HIC – ului decât toate cele produse în
celelalte zone ale capotei definite mai sus.
180
Zonele caracteristice autovehiculului care afectează severitatea impactului cuprind
spaţiul între suprafaţa capotei şi componentele din compartimentul motor, materialul
din care este fabricată capota şi structura de ranforsare a capotei.
Rezultatele experimentale sugerează că pentru viteze de impact cuprinse între 30 şi 45
km/h, capul trebuie să determine deplasări dinamice între 58 şi 76 mm ale suprafeţei
capotei, pentru a menţine valori ale HIC – ului mai mici decât 1000. Deplasările
dinamice pot depăşi spaţiile disponibile de sub capotă dacă componentele
compartimentului motor nu sunt montate rigid. În majoritatea cazurilor, aceste
componente sunt rigide şi masive în comparaţie cu capul pietonului şi materialul din
care este fabricată capota. Aceste observaţii sugerează că impactul capului pietonului
cu cadrul exterior, care asigură un spaţiu mai mare de 58 mm faţă de cea mai apropiată
componentă din compartimentul motor, poate produce doar potenţiale vătămări minore.
Materialele pot fi clasificate în două mari categorii: plastice şi elastice. Dacă materialul
este plastic, el nu-şi recapătă forma în urma deformaţiilor care apar în timpul coliziunii.
La o comprimare totală a materialului viteza de deformare este zero. Se poate spune că
întreaga energie cinetică a fost disipată (absorbită). Materialul este elastic dacă în urma
impactului el îşi va recăpăta forma iniţială. În acest caz nu mai poate fi vorba de o
energie absorbită, iar capul îşi va recăpăta viteza iniţială în direcţie opusă. Forţa maximă
dezvoltată nu se modifică, dublându-se însă timpul cât aceasta acţionează.
Majoritatea materialelor existente nu sunt nici perfect elastice, nici perfect plastice ci
undeva în acest interval. Dacă durata de aplicare a forţei este obiectivul urmărit, vor fi
utilizate cu precădere materiale plastice. Dacă materialul supus acţiunii forţelor trebuie
să poată fi folosit în repetate rânduri se vor folosi materiale care-şi recapătă forma în
urma încărcărilor. Cel mai bun material ar fi unul care se deformează plastic, apoi îşi
recuperează încet forma şi tăria şi este capabil să reziste unor încărcări ulterioare.
Forţa care apare la lovirea unui material depinde nu numai de deformaţia materialului
sub acţiunea forţei ci şi de mărimea suprafeţei pe care acţionează aceasta şi de tăria
intrinsecă a acestuia.
Materialul capotei influenţează de asemenea severitatea vătămării. Rezultatele testelor
demonstrează că foaia convenţională din tablă de oţel a capotei şi aripii absoarbe
energia de impact a capului, producând forţe mici şi ca atare valori scăzute ale HIC –
181
ului. A fost testată o capotă de aluminiu, aceasta prezentând caracteristici aşteptate de
absorbţie a energiei. Deplasările dinamice mari observate în acest test au sugerat
nevoia de mai mult spaţiu sub capotă. Lovirea câtorva capote fabricate din fibre
compozite indică faptul că unele capote prezintă caracteristici slabe de absorbţie a
energiei şi sunt considerate mai rigide decât majoritatea capotelor din oţel. În
consecinţă, ameninţarea unor vătămări severe ale capului este mai mare la impactul cu
capotele fabricate din materiale plastice compozite, decât în cazul unei capote
convenţionale din oţel. Structura de ranforsare a capotei afectează, la rândul ei,
severitatea vătămării capului la impactul cu capota. Testele efectuate cu două vehicule
cu aspect exterior aproape identic din punct de vedere geometric şi cu structuri de
ranforsare diferite au arătat că vehiculul cu structura de ranforsare mai “solidă”, Figura
7-8, a produs vătămări mai grave decât cel cu structura de ranforsare mai uşoară,
Figura 7-7. Deşi spaţiul de sub capotă diferă la cele două autovehicule, diferenţa de
performanţă a fost atribuită în primul rând structurii diferite de ranforsare a capotei.
Din experienţele întreprinse de diferiţi cercetători a reieşit că materialele metalice
supuse unei sarcini exterioare îşi pot schimba forma şi dimensiunile, respectiv se pot
deforma. Până la o anumită valoare a sarcinii, corpul metalic îşi recapătă forma şi
dimensiunile iniţiale, după îndepărtarea forţei ce a produs deformarea. În acest caz se
consideră că materialul metalic a fost supus deformării elastice, respectiv corpul se
comportă elastic în timpul deformării. Efortul unitar corespunzător valorii minime de la
care corpul metalic nu se mai comportă elastic se numeşte limită de elasticitate.
Figura 7-7 Capotă cu structură de ranforsare mai puţin rigidă
182
Figura 7-8 Capotă cu structură de ranforsare rigidă
Dacă prin mărirea valorii sarcinii de deformare se depăşeşte limita de elasticitate a
materialului metalic din care este constituit corpul supus deformării, acesta va
prezenta după îndepărtarea sarcinii o deformare permanentă numită deformare
plastică. Acest fenomen se poate observa pe diagrama tensiune-deformare plastică
dată de Hooke în care se disting trei zone:
I - domeniul deformaţiilor elastice;
II - domeniul deformaţiilor plastice;
III - domeniul deformaţiei de rupere.
Plasticitatea materialelor metalice reprezintă capacitatea acestora de a se deforma
plastic, respectiv de a-şi schimba permanent forma şi dimensiunile iniţiale sub
acţiunea unor forţe exterioare fără a-şi distruge integritatea structurală. Ea este
influenţată de următorii factori:
- factori caracteristici materialului corpului supus deformării:
• compoziţia chimică;
• structura;
- factori caracteristici condiţiilor de deformare:
• temperatura de deformare;
• viteza de deformare;
• gradul de deformare;
• starea de tensiune aplicată;
• starea de deformare rezultată.
183
Din cercetările întreprinse s-a constatat că metalele pure sunt mai plastice decât
aliajele lor, deoarece prezenţa unor atomi străini în reţeaua de bază produce
distorsionarea acesteia îngreunând astfel procesul de alunecare pe planele de
densitate atomică maximă şi ca atare corpul metalic se va deforma mai greu. De
asemenea aliajele monofazice sunt mai plastice decât cele polifazice.
Deci compoziţia chimică a aliajelor influenţeză plasticitatea acestora atât prin natura
şi repartiţia elementelor de aliere în masa metalului de bază, cât şi prin
transformările de fază pe care le produce.
Astfel, în cazul oţelurilor, prin creşterea conţinutului de carbon în masa de bază a
fierului (caracterizat printr-o plasticitate ridcată), plasticitatea la deformarea la rece
scade continuu. Plasticitatea oţelului cu un conţinut de carbon de până la 1,2 – 1,4
% în intervalul de temperatură corespunzător domeniului austenitic este suficient de
ridicată, apropiindu-se de plasticitatea fierului. Mărindu-se conţinutul de carbon
peste 1,4 %, plasticitatea oţelurilor carbon scade simţitor atât datorită creşterii
numărului de atomi străini în reţeaua de bază, cât şi micşorării intervalului de
temperatură în care oţelul se găseşte în stare austenitică. În acest caz, la
temperaturi înalte, plasticitatea scade din cauza supraîncălzirii (oţelul începe să se
topească), iar la temperaturi mai joase plasticitatea scade din cauza trecerii din
structura monofazică în structura bifazică.
Dintre elementele chimice care influenţează plasticitatea materialelor metalice se
pot aminti:
• manganul – influenţează în mod favorabil plasticitatea oţelurilor nealiate, ca
urmare a formării împreună cu sulful din oţel a sulfurii de mangan, evitând astfel
formarea sulfurii de fier care topindu-se la temperatură mai joasă şi fiind dispusă la
marginea grăunţilor, produce fragilitatea la cald a oţelurilor. În cazul când manganul
constituie un element de aliere, prezenţa lui produce micşorarea plasticităţii oţelului,
în special ca urmare a faptului că oţelurile manganoase sunt foarte sensibile la
încălzire;
• siliciul – în cantitate de până la 0,3 % în compoziţia oţelurilor carbon nu
influenţează practic plasticitatea acestora la deformarea la cald, găsindu-se în oţel
184
dizolvat în soluţia de ferită. În cazul oţelurilor aliate la care siliciul se găseşte în oţel
şi sub formă de SiO, plasticitatea la cald scade simţitor;
• fosforul – în oţeluri influenţează plasticitatea acestora la temperaturi înalte în
măsură foarte mică, în timp ce la temperaturi joase reduce plasticitatea foarte mult
producând fenomenul de fragilitate la rece;
• oxigenul – în oţeluri ca şi sulful provoacă fragilitate la cald, drept care conţinutul
său în oţeluri trebuie să fie cât mai mic;
• hidrogenul – în oţeluri reduce plasticitatea cu atât mai mult cu cât conţinutul său
este mai mare. De asemenea, hidrogenul este elementul care provoacă apariţiea
fulgilor în oţeluri intensificând şi segregarea carbonului şi a altor elemente în timpul
splidificării lingourilor. Din aceste motive se recomandă ca conţinutul de hidrogen să
fie minim;
• azotul – în oţeluri se găseşte sub formă de nitruri, care dacă nu depăşeşte 0,015
% plasticitatea oţelului nu este influenţată. În cazul în care concentraţia nitrurilor
depăşeşte 0,03 % plasticitatea la cald a oţelurilor scade foarte mult, devenind
fragile;
• nichelul – măreşte plasticitatea oţelurilor simultan însă şi cu creşterea rezistenţei
lor la deformare;
• cromul – în oţeluri micşorează plasticitatea, dar măreşte rezistenţa la deformare a
acestora;
• molibdenul – măreşte atât rezistenţa, cât şi plasticitatea, însă micşorându-se
conductibilitatea termică face ca oţelurile să fie sensibile la supraîncălzire;
• vanadiul – în oţeluri nu influenţează practic plasticitatea acestora, însă are
avantajul că le micşorează sensibilitatea la supraîncălzire;
• wolframul – reduce atât plasticitatea oţelurilor, cât şi conductibilitatea lor termică,
făcându-le sensibile la supraîncălzire.
Oţelurile pentru deformarea plastică la rece sunt oţeluri moi cu puţin carbon (sub
0,1 % ), cu plasticitate mare ( ≤2,0pR 220 N/mm2, ≥5A 30 %, indice Erichsen
=.E.I 8…9,5 mm la grosimi de 0,5 mm şi de 11,5…12,5 mm la grosimi de 2 mm. Se
livrează sub formă de table şi benzi cu grosimi cuprinse între 0,3 şi 4 mm, destinate
ambutisării obişnuite, adânci şi foarte adânci în industria de autovehicule, maşini
agricole, etc. (oţeluri mărcile A1, A2, A3, - STAS 9485 80), pentru ambutisare
185
adâncă şi foarte adâncă a caroserilor auto (oţelurile mărcile A4 şi A5 - STAS 11318-
80) şi pentru jenţi auto (oţel marca A 3 CK - STAS 11509-80). Importanţa deosebită
pentru comportarea la deformarea plastică la rece o reprezintă calitatea suprafeţei
tablelor.
Din aceeaşi categorie mai fac parte: oţelul pentru îndoire la rece, L 410 - STAS
11505-89, destinat fabricării longeroanelor pentru autovehicule grele sau
elementelor pentru structuri portante ale maşinilor şi utilajelor, şi oţelurile cu limită
de curgere mare folosite în stare îmbunătăţită (oţeluri mărcile C 420, C 440, C 500,
C 620, şi C 690 A - STAS R 532-85), pentru structuri portante ale maşinilor de
ridicat şi transportat, şasiuri pentru mijloace de transport, stâlpi de ferme şi hale
industriale, recipiente cu pereţi groşi, picioare pentru platforme de foraj marin, etc.
Aceste oţeluri se livrează sub formă de table şi benzi cu grosimi de sub 14 mm, au o
granulaţie fină şi un raport mic între limita de curgere şi rezistenţa la rupere
(Rp0,2/Rm = 400/530) asigurat de un conţinut mic de carbon sub 0,2 % şi adaosuri
de nichel, aluminiu, titan, vanadiu şi niobiu.
7.4.4 Măsuri în vederea reducerii vătămării capului pietonului
Modificarea părţii frontale a autovehiculului, pentru a reduce severitatea vătămării
pietonilor nu a fost considerată practică de mulţi. Observaţiile asupra componentelor
testate la impact au sugerat că pot fi făcute unele modificări constructive cu efect
semnificativ în reducerea vătămărilor capului.
Aria capotă - aripă produce majoritatea vătămărilor grave, dintre toate componentele
testate. Demonstraţii recente au arătat că această regiune poate fi “înmuiată” şi făcută
să absoarbă mai multă energie prin reducerea rigidităţii locale a aripii şi prevăzând un
spaţiu între suprafaţa aripii şi structura tablierului. Unele modificări la structura aripii au
redus forţa maximă de impact cu 30% sub valoarea măsurată la vehiculul similar
nemodificat. În partea din spate a capotei, s-a redus valoarea forţei de impact cu 20%
prin conceperea unei capote ce oferă un spaţiu suplimentar de 10 mm între butucul
ştergătoarelor de parbriz şi ranforsarea traversei de la baza parbrizului. În ultimii ani a
apărut un nou concept prin care se urmăreşte reducerea vătămărilor suferite de pieton,
în special prin micşorarea nivelului HIC. Automobilele actuale au o grupare densă a
186
componentelor de sub capotă. Anumite părţi rigide cum ar fi punctele superioare de
prindere ale suspensiei si chiulasa sunt foarte aproape de capotă. De multe ori aceasta
nu are loc să se deformeze la impactul cu capul. Consecinţele sunt de multe ori grave,
chiar fatale.
-300
-250
-200
-150
-100
-50
0
50
0 4 8 12 16 20 24 28 32
Timpul [msec]
Acc
eler
aţia
[g]
Nemodificat
Modificat
Figura 7-9 Efectul modificării regiunii capotă – aripă asupra valorii acceleraţiei la impact
-200
-150
-100
-50
0
50
0 4 8 12 16 20 24 28 32
Timpul [msec]
Acc
eler
aţia
[g]
Nemodificat
Modificat
Figura 7-10 Efectul modificării capotei asupra acceleraţiei în momentul impactului
Pornind de la aceste aspecte s-a dezvoltat un sistem de protecţie pentru a reduce
gravitatea impacturilor cap-capotă. Sistemul e activat, În momentul impactului, de către
un senzor plasat în bara de protecţie la viteze de peste 20 km/h. Senzorul e capabil să
facă distincţie între obiecte cu geometrii diferite (ex. un alt autovehicul şi piciorul
pietonului), precum şi între obiecte cu rigidităţi diferite (ex. un stâlp şi un picior). Doi
senzori comandă ridicarea părţii din spate a capotei cu aproximativ 100 mm. Traductorii
au fost reglaţi pentru a ridica capota la 60...70 milisecunde după coliziunea picior-
187
capotă, dar înainte de producerea impactului cu capul pietonului. Elementele de ridicare
au fost concepute, de asemenea, pentru a se menţine în poziţia ridicat, în timpul
coliziunii cu trunchiul superior şi, în acelaşi timp, a absorbi energia pentru a descărca
capul de sarcină daca impactul se produce în dreptul elementelor de ridicare.
Sistemul a fost testat cu ajutorul unui cap-manechin lovind capota în diferite poziţii la
viteze de până la 50 km/h, dar şi prin intermediul unei părţi frontale complete a
autovehiculului, montată pe o sanie, lovind un manechin-pieton, Figura 7-11.
Testele au fost efectuate pentru a testa timpul de răspuns al sistemului, dar şi pentru a
verifica dacă elementele de ridicare sunt suficient de solide pentru a ţine capota ridicată
în timpul ciocnirii cu trunchiul superior, până când capul loveşte capota. Sistemul de
protecţie, capota activă, include două elemente de ridicare, care saltă colţurile din
spate ale capotei. Elementele de ridicare constau din burdufuri de metal care sunt
umplute cu gaz de către nişte micro-generatoare, în cazul unui impact.
Sursa Autoliv
Figura 7-11 Testul EuroNCAP cu sistemul capotă activă
Avantajele sunt multiple:
• Construcţia nu necesită etanşări care să prevină scăpările de gaz. Singura
deschidere din burduf este cea la care se cuplează generatorul de gaz. Aşadar, e
uşor să se menţină presiunea în burduf pe o perioadă lungă de timp. Acest lucru
e foarte important întru-cât se pot înregistra variaţii largi al timpului de impact cu
capul, acesta depinzând de talia persoanei şi de viteza de impact;
188
• Burduful e insensibil la unghiul de ciocnire (unele dispozitive de ridicare pot
absorbi energie numai dacă impactul se produce sub un unghi perfect
determinat);
• Dimensiunile traductorului pot fi foarte mici. Înălţimea dispozitivului poate fi mai
mică decât înălţimea de ridicare, lucru imposibil in cazul unui dispozitiv cu piston.
Testele efectuate în cinci puncte ale capotei au pus în evidenţă valori mai mici ale HIC
pentru capota activă, comparate cu capota standard, Tabelul 7.5 şi Figura 7-12.
Tabelul 7.5. Teste cu capul manechinului; comparaţie între capota activă, şi capota
standard (40 km/h).
Punct HIC
Standard Activă
Reducerea
1 3257 648 -80 %
2 7056 735 -90 %
3 1486 525 -65 %
4 1438 753 -48 %
5 953 778 -18 %
În toate testele efectuate cu capota activă, valorile coeficientului HIC s-au încadrat sub
valoarea de prag de 1000. Cea mai mare valoare a HIC pentru capota activă a fost de
778, în comparaţie cu capota standard, unde valorile HIC au fost cuprinse în intervalul
(953, 7056). Reducerea valorilor HIC a oscilat de la 18 % la 90 %, unde valorile cele
mai mari pentru capota standard au fost reduse cel mai mult. De asemenea testul
efectuat în punctul de ridicare a obţinut valori ale HIC sub pragul de 1000, şi anume
774.
Tabelul 7.6 Rezultatele testului cu, capul manechinului, la viteza de impact de 50 km/h,
comparând capota activă cu, capota standard.
HIC Punct
Standard Activă Reducere
Deasupra suspensiei
16497 1213 -920 %
189
Figura 7-12 Testul EuroNCAP pentru testarea capotei active la impactul cu capul pietonului (Sursa Autoliv)
Testul de referinţă cu capul manechinului, efectuat la 50 km/h, a scos în evidenţă o
valoare extrem de mare a HIC pentru capota standard, şi anume aproape 16500.
Această valoare ar fi trebuit să fie ceva mai mare, deoarece acceleraţia într-o direcţie a
depăşit indicaţia maximă a accelerometrului de bord. În schimb, pentru capota activă s-
a obţinut o valoare a HIC de 1200, ceea ce reprezintă mai puţin de o zecime din
valoarea obţinută cu capota standard.
7.4.5 Concluzii
Sistemul de protecţie pentru pietoni s-a dovedit eficient pentru un adult. Capota activă
a fost capabilă să se activeze repede şi să menţină HIC-ul la valori sub 1000 în toate
punctele de test la o viteză de 40 km/h. De asemenea, şi la 50 km/h, o reducere
importantă a HIC a fost obţinută.
În testele cu manechine sistemul activ a evoluat bine în diverse condiţii apropiate de
viaţa reală (umărul are timpul de impact mai mic decât al capului).
Studiul trebuie continuat cu craniu şi picior de manechin-copil. De asemenea trebuie
introduse diferenţe ale temperaturii de testare.
Capul poate fi protejat dacă se respectă două condiţii generale:
190
• Să se reducă energia cinetică a capului în timpul impactului;
• Forţa dezvoltată să fie mai mică decât cea necesară produceri mişcărilor relative
între părţile componente ale capului.
Aceste condiţii se pot realiza practic prin:
• Mărirea suprafeţei de contact dintre capul pietonului şi părţile autovehiculului cu
care vine în contact;
• Uniformizarea forţei de contact;
• Micşorarea forţei de lovire a capului cu autovehiculul.
7.5 Aspecte privind leziunile la nivelul toracelui
Testarea pe componente reprezintă o modalitate efectivă de a simula impactul toracelui
cu suprafaţa autovehiculului. Stabilirea tehnologiei de testare este mai dificilă decât în
cazul capului. Componentele toracice potrivite pentru evaluarea vătămărilor trebuie să
aibă răspunsul la forţa de deflecţie ca si corpul uman, pe când capul poate fi tratat ca
fiind rigid. Astfel, răspunsul toracelui şi criteriile de vătămare nu sunt foarte bine
definite pentru copii, în ciuda frecvenţei ridicate cu care sunt implicaţi în evenimentele
rutiere.
7.5.1 Testări de impact cu pendulul
Teste mai ample au fost publicate încă din 1970. Acestea aveau în componenţă un
pendul rigid de 6 inch diametru cu care se lovea sternul cadavrelor. Primele rezultate au
fost prezentate între anii 1970 - 1975. În teste pendulul lovea sternul la nivelul
intercostal dintre coasta a patra şi a cincea.
Deflecţia totală a pieptului incluzând muşchii exteriori ai sternului a fost inclusă în 1974
de Kroell [48]. Tot în 1974 s-a realizat coridorul (limitele) pentru deflecţia structurii
osoase a pieptului. În 1981 s-au făcut teste pe voluntari, aceştia fiind loviţi de un
pendul capitonat de 10 kg şi 6 inch diametru, cu viteze cuprinse între 2,4 şi 4,6 m/s. În
condiţii de încordare forţele au fost puţin mai mari decât în condiţii de relaxare, pentru
aceeaşi viteză de impact. Astfel pentru condiţii de stres, la viteza de 2,4 m/s, sarcina
aplicată a fost de 79 N/mm, iar pentru condiţii de relaxare de 57 N/mm. La viteza de
191
4,6 m/s in condiţii de încordare sarcina aplicată a fost de 250 N/mm. Deflecţiile maxime
ale toracelui au fost de 44 – 46 mm, reprezentând 16% din deflecţia admisă cutiei
toracice.
S-a dezvoltat o ecuaţie care caracterizează răspunsul toracelui în condiţiile de impact cu
un pendul:
( ) ( ) ( ) ( )tAmtVCtDKtF ⋅+⋅+⋅= 2 (7. 10)
unde K este constanta elastică a resortului, 47 N/m2
C – coeficientul de viscozitate, 5,45 N-s/cm
m – masa medie efectivă = 0,286 kg
D – deflecţia pieptului
V – viteza de deformare a pieptului
A – acceleraţia pieptului
F – forţa de impact.
D, V, A şi F depind de timpul t. Valorile pentru K, C şi m sunt mediile obţinute din
valorile coridorului teoretic (4.2, 6.7, 10.2 m/s), pentru o masă a impactorului de 23.4
kg.
7.5.2 Rezistenţa toracelui la impact frontal
Multe din rezultatele obţinute în cercetări mai vechi, referitoare la limita de rezistenţă a
toracelui, au fost revăzute mai târziu de către specialişti. Unele dintre acestea au fost
folosite la realizarea manechinului Hybrid III, destinat experimentării în cazul coliziunilor
frontale om – autovehicul.
Limita superioară, în cazul vătămărilor severe, a acceleraţiei coloanei vertebrale nu
trebuie să depăşească 60 g în cazul accidentelor cu contact frontal. Manechinele Hybrid
II şi III au fost concepute pentru a măsura tăria impactului conform normelor federale
FMVSS 208. Primul măsoară doar acceleraţia coloanei vertebrale, varianta Hybrid III
măsurând simultan şi comprimarea pieptului.
Acceleraţii de 40 g ce acţionează timp de 100 ms sau mai puţin au fost tolerate de
subiecţi. Într-un singur caz s-a reuşit suportarea a 45 g într-un interval de timp similar
192
cu primul. În urma acţionării cu rate de 1000 g/s s-a constatat că omul nu poate
suporta valoarea de 30 g. Eiband a demonstrat astfel că limita de suportabilitate a
toracelui supus la acceleraţii scade odată cu creşterea timpului de expunere [55].
În urma cercetărilor realizate în laborator s-a concluzionat că severitatea vătămării
toracelui este proporţională cu cantitatea de energie specifică pe care acesta trebuie să
o absoarbă. De asemenea gravitatea accidentărilor este invers proporţională cu
mărimea suprafeţei de contact dintre autovehicul şi toracele pietonului şi cu timpul în
care se realizează transferul de energie. NHTSA a dezvoltat o gamă de componente
care reprezintă toracele pentru simularea impactului pietonului în condiţii de laborator.
Configurările au fost făcute pentru copii a căror vârstă este de 3, 6, 9 şi 12 ani iar
bărbatul adult a fost configurat după criteriul de 50% asemănare. Componentele au
fost concepute pentru simularea condiţiilor de accident cele mai reprezentative,
impactul lateral cu pieptul. Componentele dispozitivelor de testat au fost proiectate
pentru a avea condiţii de încărcare distribuită, cu producerea de contact real pentru
fiecare grupă de vârstă. Concepţia se bazează pe un model analitic, cu o masă, al
toracelui. Biofidelitatea manechinului şi a dispozitivelor testate au furnizat “răspunsuri”
apropiate de cele ale corpului uman. Parametrul folosit pentru evaluarea răspunsului
acestor componente cuprinde acceleraţia şi deplasările relative la nivelul coastelor şi a
coloanei vertebrale precum şi reacţiunile. Datorită variaţiei rezultatelor obţinute din
experimentele efectuate cu cadavre sau animale, au fost create intervale standard
pentru evaluarea acurateţei rezultatelor obţinute la testarea manechinelor.
0
3
6
9
12
15
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60
Timpul [msec]
For
ţa [
kN]
Figura 7-13 Coridorul ISO şi rezultatele încercărilor la viteza de 22.5 km/h
193
Diversi constructori au măsurat reacţiunile şi deformaţiile toracelui într-un şir de teste.
Organizaţia Internaţională a Standardelor (ISO) a formulat recomandări pentru datele
obţinute din testarea manechinelor. Figura 7-13 ilustrează faptul că forţa, pentru un
torace de pieton adult, aproape se leagă de coridorul ISO, pentru o viteză de 22.5
km/h.
NHTSA a dezvoltat un alt set de recomandări pentru impacturi laterale cu cadavre. Au
fost măsurate reacţiunile şi acceleraţiile coastelor şi ale coloanei vertebrale. Figura 7.14
compară acceleraţiile coloanei vertebrale cu recomandările date de NHTSA. În cazul
toracelui copiilor date exacte nu există. Există puţine informaţii referitoare la impactul
toracelui minorilor. Folosind tehnica scalării cu date de forţe şi deflexie din şirul de teste
ISO s-au conceput răspunsuri pentru pietoni în vârstă de 3, 6, 9 şi 12 ani.
Sursa Nahum, A.M., Melvin, J.W. Accidental Injury
Figura 7-14 Coridorul NHTSA al acceleraţiei coloanei vertebrale şi rezultatul încercărilor la viteza de 27 km/h, lansare de pe sanie
Tehnica sa se bazează pe diferenţa fiziologică dintre adulţi şi copii precum şi diferenţele
de vârstă şi de masă. Răspunsurile au fost folosite la proiectarea de componente
toracice pentru copii.
Înlocuitorii toracelui sunt dispozitive de testat, în laborator, care sunt capabile să
furnizeze în urma impactului răspunsuri repetabile şi apropiate de cele ale corpului
omenesc. Ele simulează condiţiile de impact cu încărcare distribuită. Criteriile de
vătămare sunt utilizate pentru a reda forţele, acceleraţiile şi deplasările măsurate în
194
scopul evaluării nivelului de severitate al vătămării. Criteriile utilizate pentru evaluarea
vătămărilor toracelui sunt identice cu criteriile utilizate pentru ocupanţii habitaclului unui
autovehicul supus unui şoc lateral: Indexul Traumei Toracice (TTI), Criteriul de
Vătămare Viscoasă (V*C) şi zdrobirea.
Indexul Traumei Toracice (TTI) este o acceleraţie. Valoarea de bază TTI(d)
utilizată curent pentru evaluarea protecţiei ocupanţilor în timpul unei coliziuni laterale
este media dintre acceleraţia maximă a coloanei vertebrale şi cea a toracelui. O valoare
a TTI mai mică decât 85 g a fost propusă ca fiind maximum la care poate fi expus un
manechin într-un test de crash.
Zdrobirea este o deformare care măsoară comprimarea pieptului. De regulă este
exprimată ca procent între dimensiunile pieptului subiecţilor testaţi. Criteriul se bazează
pe corelarea dintre deflecţia pieptului şi producerea fracturilor coastelor, care sunt
asociate cu alte vătămări ale toracelui. Un procent de 28% până la 35% deflecţie a
pieptului reprezintă în general un nivel de vătămare pe scara AIS de 3, pentru un pieton
adult.
Criteriul de Vătămare Viscoasă (V*C) este deflecţia care include contribuţia vitezei
ca factor de vătămare. Valoarea zdrobirii, exprimată ca procent din jumătatea grosimii
pieptului, şi viteza de zdrobire sunt înmulţite pentru a calcula V*C. O valoare de 1m/s
este generatoare de vătămări serioase.
Reconstrucţia accidentelor a fost prezentată de NHTSA pentru dezvoltarea unei relaţii
între criteriile măsurabile şi severitatea vătămării la copii. Accidentele pietonale în care
condiţiile de impact şi stricăciunile produse autovehiculelor au fost foarte bine
documentate, au fost selectate pentru reconstrucţie. Deoarece autovehiculele au suferit
deformări minore, la coliziunea cu copiii, a fost foarte dificil de evaluat acurateţea
reconstrucţiei. Datele obţinute în laborator, referitoare la gradul de vătămare, au fost
într-un interval destul de larg deci rezultatele nu au putut fi aproximate corect pentru
stabilirea unui prag de la care apar vătămări serioase. Vătămările serioase la copii se
pare că se produc la nivele mai joase decât la adulţi. Valoarea de prag pentru TTI a fost
de 60 g, 25% pentru zdrobire şi 0,38 m/sec pentru V*C.
195
7.5.3 Modelarea matematică a toracelui
În 1973 Lobdell a publicat modelul cu mase suspendate a toracelui supus impactului
frontal. Acesta, Figura 7-15, utiliza mase, elemente elastice şi de amortizare şi funcţiona
bine la coliziuni frontale pentru viteze de impact cuprinse în coridoarele definite în 1974
[56]. Viano în 1987 a modificat modelul pentru a include în el puterea dată de energia
cinetică, momentul maselor suspendate şi energia stocată în arcuri şi disipată în
amortizoare [118]. Modelarea matematică joacă un rol important şi în cercetarea
lovirilor laterale.
Figura 7-15 Modelul matematic al toracelui, propus de Lobdell, pentru impactul frontal
În 1988, cu ajutorul programului de simulare CAL3D cercetătorii au arătat că există
diferenţe majore între impactul produs în condiţii aleatoare de viteză şi cel cu viteză
pulsatorie. În condiţii de laborator testele se realizează printr-o masă în mişcare care
loveşte un subiect staţionar (metoda pendulului) sau printr-un subiect în mişcare care
izbeşte o masă fixă (testul cu sanie).
7.6 Elemente ale profilului geometric al autovehiculului care influenţează
vătămările pietonilor
După dezvoltarea echipamentelor şi procedurilor de simulare a impactului toracelui cu
autovehiculul, un lot reprezentativ din producţia de autovehicule a fost testat pentru a
stabili nivelul general de performanţă şi pentru a determina care design poate afecta
gradul de vătămare. Studiile au indicat că leziunile toracelui cauzate de impactul cu
partea frontală deţin un procent însemnat din totalul vătămărilor suferite de pietoni.
196
Seria de teste iniţială a simulat izbirea copiilor de partea frontală a autovehiculelor cu
tot toracele şi fără ca acesta să ajungă pe suprafaţa capotei. Înălţimea pieptului la copii
este la, sau sub nivelul muchiei principale a capotei. Astfel în cazul impactului au fost
observate rotaţii nesemnificative ale părţii superioare a corpului copilului. Viteza după
impact a toracelui este esenţială, şi identică cu viteza autovehiculului. Testările au
demonstrat “agresivitatea” relativă a părţii frontale a majorităţii tipurilor de autovehicule
încercate. Unele caracteristici cum ar fi curburile mai line ale părţii frontale, farurile şi
locaşurile acestora mai puţin rigide au generat vătămări mai uşoare, dar chiar şi cele
mai “performante” autovehicule, la viteze de peste 29 km/h produc leziuni grave. Toate
cele trei criterii de vătămare au furnizat rezultate similare. Profilul frontal al
autovehiculelor s-a schimbat semnificativ în ultimii ani. Astăzi capotele sunt mai joase
iar muchiile acestora sunt mai puţin proeminente. Rezultatul a fost scăderea procentului
copiilor care, loviţi de autovehicule, au venit în contact total al toracelui cu partea
frontală a autovehiculului. Creşterea unghiului de înclinare al capotei măreşte
probabilitatea ca toracele copiilor să ia contact cu suprafaţa relativ plană a capotei.
Acest tip de impact este tipic pentru pietonii adulţi.
Lovirea pe suprafaţa capotei oferă câteva avantaje. Structura capotei, în aceste zone,
este mai puţin rigidă decât partea frontală a acesteia. Suprafaţa capotei este oarecum
plană, astfel este favorizată o distribuire a forţei de impact mai uniform. În final, viteza
de impact a toracelui poate fi redusă semnificativ faţă de viteza iniţială de impact
autovehicul - pieton deoarece partea superioară a corpului pietonului se roteşte pe
capota autovehiculului.
7.7 Cercetări asupra vătămărilor produse membrelor inferioare ale pietonului
Leziunile membrelor inferioare ale pietonilor, rareori pun probleme serioase din punct
de vedere al ameninţării vieţii, prin comparaţie cu vătămările produse la cap sau în zona
toracelui. Totuşi picioarele sunt vătămate adesea foarte grav. Pe scara AIS gradul
acestor leziuni nu depăşeşte valoarea 3. Rănirile grave ale picioarelor necesită lungi
perioade de reabilitare. În multe cazuri, rezultatul vătămărilor se va vedea mai târziu
prin anumite grade de “disconfort” sau prin afecţiuni grave ale articulaţiilor. Ca atare
este dificil de estimat corect costul social al tratării acestora, dar mulţi cercetători cred
197
că actualmente aceste costuri sunt subestimate. Dintre cei ce preocupă de aceste
subiecte putem aminti pe Yates, Zeidler, States şi Viano [55], [119].
Succesul cercetărilor de a preveni accidentarea membrelor inferioare depinde de
înţelegerea mecanismului de vătămare şi a limitelor diferitelor structuri ale piciorului.
Două tipuri de încărcări sunt considerate ca fiind cauze majore de producere a leziunilor
la membrele inferioare. Prima, când bara de protecţie şi muchia capotei lovesc piciorul
apare forfecarea acestuia. Atât tibia cât şi femurul pot fi afectate, depinzând de poziţia
pietonului relativ la partea frontală a autovehiculului. Limita de rezistenţă a femurului, în
cazul unui impact lateral, se situează în intervalul 3500 – 7500 N. Multe alte surse indică
valoarea medie a acestei limite ca fiind 4000 N.
În cazul tibiei există anumite controverse în privinţa forţei maxime ce poate fi suportată
de aceasta în cazul unui impact lateral. Astfel Cesari, în încercările efectuate pe cadavre
a măsurat valori de 3300 N, după aceste valori apărând fracturi ale osului. Kajzer a
sugerat că o forţă de 4000 N poate fi o forţă de impact rezonabilă asupra membrelor
inferioare şi a tibiei. Contrastul se amplifică atunci când Snider admite o forţă aplicată
dinamic de 1500 – 3000 N asupra tibiei. Aceste diferenţe pot apărea din modul diferit
de încercare, unii au testat piciorul ca ansamblu, pe când alţii au studiat doar tibia
izolată de restul piciorului [55].
A doua cauză a producerii leziunilor la membrele inferioare este încovoierea.
Încovoierea contribuie nu numai la producerea de fracturi lungi ale oaselor, ci este
considerată ca principala cauză de producere a leziunilor la genunchi şi la articulaţia
gleznei. S-a creat un model a cărui limită a momentului de încovoiere este de 212 Nm
pentru femur şi de 214 Nm pentru combinaţia tibia - fibula. Unii cercetători au măsurat
momentul de încovoiere asupra tibiei în momentul impactului. Rezultatele obţinute au
pus în evidenţă diferenţele dintre tibia de la bărbat şi femeie. Astfel, pentru bărbat
valorile momentului de încovoiere asupra tibiei au fost de 320 Nm, iar pentru femeie de
280 Nm. Exemplele de vătămări serioase ale genunchiului includ fracturile intra
articulare şi ruptura ligamentelor. Rezistenţa unor ligamente a fost măsurată de către
Aldman. Din păcate aceste date nu pot fi utilizate pentru prezicerea limitei, decât dacă
se dispune de un model cinematic foarte fidel al genunchiului.
198
Limitele de rezistenţă la încovoiere, pentru genunchi şi gleznă, nu sunt încă stabilite. În
timp ce vătămări ale gleznei apar destul de rar, cele ale genunchiului sunt foarte
răspândite şi totuşi răspunsul genunchiului la impact nu este pe deplin înţeles. Valoarea
momentului de încovoiere ce poate provoca leziuni grave este estimată la 200 Nm şi
corespunde unei deflecţii unghiulare de 6o.
7.7.1 Simularea impactului picior - autovehicul
Impactul piciorului pietonului cu autovehiculul poate fi modelat matematic,
experimentat pe cadavre, experimentat pe manechine antropometrice sau testat pe
componente. Procedura de testare aste aproape identică cu cea de la impactul capului.
Eforturi suplimentare s-au făcut când s-au utilizat manechine în mărime naturală pentru
impactul de tip pieton cu bara de protecţie a autovehiculului. Testele standard cu
manechine nu pot pune în evidenţă fracturile oaselor sau ruperea articulaţiei
genunchiului. Unele modificări pentru genunchiul manechinului au fost făcute pentru a
rezolva aceste probleme. O mică tijă filetată a fost adăugată chiar dedesubtul
genunchiului standard. La o încărcare laterală mai mică decât o valoare prag, aceasta
deformează plastic genunchiul. Lungimea tijei a fost determinată prin măsurarea forţei
de rotaţie în testările făcute cu cadavre şi verificate mai târziu prin teste cvasi statice
asupra picioarelor cadavrelor.
Alt efort făcut constă în adăugarea unei articulaţii suplimentare, aproape de nivelul
genunchiului, care poate permite rotirea laterală. Momentul necesar pentru generarea
rotaţiei este controlat de un mecanism cuplaj cu fricţiune, a cărui moment de frecare
permite rotaţia la momente mai mari de 200 Nm. Un avantaj al acestei modificări
constă în faptul că discurile cuplajului reţin valoarea maximă a rotaţiei.
Chiar cu modificările descrise anterior, încercările efectuate cu manechine doar se
apropie de cele reale efectuate pe cadavre. Totuşi cercetătorii şi-au concentrat
eforturile pe conceperea de dispozitive care pot fi supuse testării, fiecare din acestea
putând să simuleze numai o parte a impactului pietonului cu autovehiculul.
Articulaţia genunchiului modificată de Bunketorp constă dintr-o articulaţie sferică
amplasată central, fixată pe fiecare parte, pentru a simula ligamentele colaterale,
confecţionate din cupru [55]. Articulaţia a fost concepută pentru a simula structura
199
genunchiului. Acest mecanism a fost utilizat pentru a determina efectele diferitelor
încărcări pe diferitele părţi ale articulaţiei genunchiului, Figura 7-16. Bunketorp a utilizat
şi membre inferioare, prelevate de la cadavre, cărora le-a adăugat o masă la partea
superioară pentru a simula masa corpului. S-a realizat şi un dispozitiv de simulare a
impactului părţii superioare a piciorului cu muchia capotei. Acesta este compus dintr-un
segment care poate fi lansat înspre muchia capotei autovehiculului cu scopul de a
măsura forţele ce se exercită asupra pietonului în timpul unui impact. Testele pe
cadavre au furnizat date pentru determinarea masei efective şi a rigidităţii materialului
proiectat.
Figura 7-16 Articulaţia genunchiului realizată de Aldman şi Bunketorp
Un model nou a fost conceput de Aldman. Acesta încorporează o articulaţie a
genunchiului şi unele simplificări ale testelor care se efectuau pe picioarele cadavrelor.
Partea superioară a piciorului este reprezentată numai printr-o masă conectată cu
partea inferioară a piciorului printr-o articulaţie sferică. Segmentele părţii inferioare a
piciorului aveau masele şi centrele de greutate similare cu acelea ale unui pieton 50%
grad de asemănare, dar cu o construcţie simplificată. Ele foloseau ţevi de oţel, cu rol de
oase, care erau acoperite cu un strat de spumă pentru a se obţine rezultate apropiate
de cele obţinute pe cadavre în timpul încercărilor.
Mai târziu cercetările au încorporat modelul anterior într-un dispozitiv denumit The
Rotationally Symmetric Pedestrian Dummy (RSPD). Aspecte noi ale modelului cuprind
adăugarea articulaţiei gleznei deformabilă plastic şi a unei labe a piciorului de lemn.
200
Această articulaţie se va deforma plastic sub acţiunea unui moment de 40 Nm, în timp
ce articulaţia genunchiului se deformează când momentul atinge 70 Nm. Masele lui
RSPD au fost multiplicate cu un coeficient de 1,5 deoarece RSPD este un model de
manechin simplificat, care simulează ambele picioare ale pietonului printr-o singură
structură. Masele celor două segmente ce alcătuiesc piciorul sunt similare cu cele ale
manechinului HYBRID III, masa segmentului inferior cuprinzând masa labei piciorului.
7.7.2 Rezultate obţinute în urma simulărilor
Componentele diferitelor regiuni ale corpului uman descrise în paragrafele anterioare au
fost folosite pentru studierea parametrilor autovehiculelor, la determinarea influenţei
acestora asupra forţelor transferate asupra oaselor şi articulaţiilor piciorului în timpul
impacturilor. Aceşti parametri pot fi împărţiţi în două mari categorii: geometria
autovehiculului şi rigiditatea.
Figura 7-17 Automobil cu geometrie frontală variabilă A – muchia capotei, B – muchia superioară a barei, C – avansul frontal al barei, D – unghiul de înclinare frontal, Structuri
absorbante de energie (suprafeţele haşurate)
Cercetătorii au determinat câţiva parametri geometrici importanţi ai autovehiculelor,
care determină vătămări ale membrelor inferioare a pietonilor. Dintre aceştia înălţimea
de poziţionare a barei de protecţie este un parametru critic, Figura 7-17.
Automobilul testat la impact a fost realizat cu o geometrie variabilă a muchiilor frontale,
în care înălţimea barei, muchia capotei, înălţimea şi adâncimea protuberanţei barei din
faţă pot fi ajustate.
În testele iniţiale partea frontală a automobilului a fost la început rigidă, asigurând o
deformaţie maxim disponibilă de numai 25 mm. Pentru testele de mai târziu bara şi linia
201
capotei au fost înlocuite cu unităţi absorbante de energie, având o capacitate de strivire
de 210 mm şi o forţă constantă de strivire de aproximativ 4 KN (când este strivită de
manechine).
Probabilitatea de vătămare a genunchiului creşte când bara de protecţie loveşte direct
genunchiul. Când se întâmplă aceasta, pot apărea anumite efecte asupra rotulei. Forţa
datorată impactului cu viteză mare va cauza fracturi ale acesteia. Dacă viteza de impact
este mică, vor apărea vătămări severe asupra ligamentelor. În unele cazuri, ambele
tipuri de leziuni pot apărea. Acestea sunt cel mai adesea asociate si cu “stricăciuni” ale
vaselor sangvine care trec prin zona genunchiului. Efectele sunt resimţite pe termen
lung iar uneori apar disfuncţiuni permanente sau care evoluează în timp.
Studii făcute au arătat că forţa transferată genunchiului este mai mică când centrul
barei de protecţie loveşte sub genunchi, chiar înaintea centrului de masă al zonei
inferioare a piciorului. Din nefericire, înălţimea barelor de protecţie ale autovehiculelor
actuale este aceeaşi cu a genunchiului pietonului bărbat adult cu 50% procent de
asemănare. Alţi cercetători au arătat că o a doua bară de protecţie sau structură mai
puţin rigidă, montată chiar dedesubt şi cu aproximativ 5 – 15 mm mai înspre exterior
poate reduce severitatea vătămării părţii inferioare a piciorului pietonului. Eficacitatea
acestei a doua structuri poate fi mai mare decât dacă se amplasează bara propriu-zisă
mai jos.
Chiar şi cu aceste bare de protecţie amplasate mai jos, impacturi violente vor cauza
probabil fracturi ale piciorului, sub genunchi. Impacturile cu suprafeţe rigide la viteze
mari produc fracturi fragmentate, care sunt asociate cu serioase vătămări ale ţesuturilor
moi. Suprafeţele de impact mai largi pot fi utilizate pentru a evita vătămările severe.
Această idee este în fond cam aceeaşi cu cea descrisă anterior când s-au folosit două
bare de protecţie montate una sub cealaltă.
Înălţimea muchiei capotei şi conturul acesteia sunt cei mai importanţi parametri de luat
în calcul în cazul rănirilor în zona pelviană şi a părţii superioare a piciorului. S-a observat
că majoritatea leziunilor severe în zona coapsei şi a pelvisului, suferite de pietonii adulţi,
sunt cauzate de autovehicule cu profiluri de capote pătrate a căror muchie este la
înălţimea de 85-100 cm. Pentru copii impactul cu capota autovehiculului se face în zona
toracelui. Leziunile la şold şi coapsă pot fi reduse prin coborârea profilului şi rotunjirea
202
muchiei capotei. Totuşi, unele schimbări sunt importante în determinarea gradului de
vătămare a capului şi toracelui.
Principalul parametru al autovehiculului care influenţează severitatea vătămării
pietonului este rigiditatea.
A) Partea frontală rigidă
Testele cu partea frontală rigidă au demonstrat imposibilitatea unei protecţii efective
pentru pietoni la viteza de impact de 40 Km/h, din cauză că la viteză mare manechinele
au fost frecvent aruncate în aer, creând posibilitatea de apariţie a unui impact sever cu
capul în parbriz şi cu rostogolire pe sol, acestea fiind două din cele mai frecvente cauze
de vătămare fatală.
Manechinele au fost frecvent deteriorate la viteză mare de testare, prezentând vătămări
particulare la partea inferioară a piciorului, la genunchi, la partea superioară a
femurului, la pelvis, cap şi gât. Deteriorările au fost mai ales când partea inferioară a
piciorului a fost strivită de bara paraşoc, sau pelvisul a fost strivit de muchia superioară
a capotei combinată cu partea verticală frontală.
Testele au arătat că reduceri considerabile în severitatea impactului pot fi obţinute prin:
• Aşezarea unităţilor de absorbţie a energiei pe muchia capotei şi pe bară, pentru a
limita forţa de impact asupra picioarelor adulţilor şi pelvis iar pentru copii, pentru
a limita forţa de impact asupra picioarelor şi toracelui.
• Ajustarea formei părţii frontale a autovehiculului pentru a limita rotaţia torsului şi
pentru a face posibilă lovirea capotei cu capul.
B) Părţile frontale absorbante de energie
În general se arată că răspunsul manechinului; tip copil şi manechinului tip adult a fost
influenţat de înălţimea barei, capotă, muchia capotei, înălţimea şi unghiul frontal.
Forţa de impact a părţii frontale a autovehiculului a fost limitată la o forţă constantă de
colaps a unităţii absorbante de energie potrivită (fiecare la 4 KN). Este estimat că
această încărcare este sigură pentru regiunea pelviană a adulţilor, dar în aceleaşi
configuraţii a dat acceleraţii înalte ale toracelui copilului şi sunt discutate mai jos.
203
Această forţă de strivire, când este utilizată pentru bară nu poate da o toleranţă
necesară de încărcare către picior pentru toate configuraţiile frontale.
Schimbări majore ale rigidităţii sunt greu de realizat deoarece barele de protecţie au
rolul de a proteja autovehiculul în coliziunile cu viteze mici. S-a constatat că unele
autovehicule cu o parte frontală mai puţin rigidă pot cauza vătămări severe ale
pietonilor. Structurile frontale mai puţin rigide vor cauza fracturi şi vătămări ale
ţesuturilor moi, acestea contribuind la reducerea timpilor de refacere a pietonului.
Înălţimea la care sunt poziţionate barele de protecţie actuale este cam aceeaşi cu
înălţimea genunchiului la pietonii adulţi.
Pe un pieton nivelul înălţimii barei poate cauza forţe mari şi eforturi asupra piciorului
dacă bara are o construcţie rigidă. În aceste teste utilizând o bară deformabilă,
acceleraţii de 60-70 g pentru un interval de timp de 3 ms au fost înregistrate la
genunchi.
S-a verificat că reducerea ca înălţime a barei, reduce severitatea vătămărilor piciorului
de către bara oaraşoc şi s-a demonstrat că pot apare fracturi de la o încărcare a
genunchiului de numai 2.2 kN.
Introducerea unei bare secundare, deformabile, montate la 300-350 mm deasupra
solului şi poziţionată mai jos cu aproximativ 50 mm în spatele barei principale reduce
vătămarea la nivelul piciorului. Propunerea acestor două sisteme de bare este de a
acţiona asupra articulaţiei genunchiului cu un nivel acceptabil de încărcare, dând o largă
distribuţie a forţelor de încărcare asupra piciorului.
Barele de protecţie montate mai jos pot de asemenea să amelioreze gradul de
vătămare al pietonilor şi al ocupanţilor autovehiculului. În particular, ocupanţii
autovehiculului lovit în lateral suferă mai puţine leziuni dacă înălţimea la care e montată
bara de protecţie a autovehiculului care loveşte este foarte apropiată de înălţimea
pragurilor autovehiculului lovit. Studiile efectuate de (NASS) National Accident Sampling
System au arătat că rata vătămărilor grave, în cazul unui impact lateral cu partea
frontală a altui autovehicul la care înălţimea barei de protecţie este la 203 – 302 mm,
este mai mică decât în cazul în care bara de protecţie a autovehiculului care loveşte
este la înălţimea de 406 – 531 mm. În mod similar, autovehiculele cu barele de
204
protecţie montate mai sus provoacă vătămări de două ori mai grave decât
autovehiculele a căror bară de protecţie este la 305 – 404 mm înălţime.
Sistemul „active hood” cuprinde o bară paraşoc împărţită în trei zone şi punctul
considerat ca fiind cel mai rigid în fiecare zonă e testat cu piciorul-manechin. Testele au
fost făcute atât cu picior-manechin cât si cu stâlpi uşori în faţa barei de protecţie pentru
a releva diferenţele dintre aceste tipuri de impact. Sarcina senzorului e nu numai de a
sesiza foarte rapid coliziunea, dar şi de a detecta dacă obiectul lovit e o persoană sau
un obiect oarecare. Un contact cu membrană acoperă întreaga lăţime a barei de
protecţie. Acesta este plasat într-o spumă în interiorul carcasei de plastic a barei. Două
accelerometre sunt poziţionate în partea din spate a grinzii barei, Figura 7-18.
Figura 7-18 Senzorii montaţi în bara paraşoc la sistemul „active hood”
Fâşia senzorului-contact e plasată intr-un şanţ în spuma dintre două straturi ale unui
material plastic subţire. Senzorul de contact e divizat în doua elemente late de câte 100
mm. Fiecare are un număr de întrerupătoare şi dă un semnal dacă unul din
întrerupătoare e închis. Astfel obţinem informaţii despre lăţimea obiectului lovit. De
asemenea, dă o primă indicaţie sistemului asupra producerii impactului, o aşa-zisă
punere în gardă a sistemului senzor.
Accelerometrele sunt montate pe o lungime de 250 mm de fiecare parte a axei de
simetrie a autovehiculului, pentru a obţine un semnal bun, indiferent unde ar avea loc
impactul.
Acceleraţia măsurată de accelerometre e integrată pentru a obţine viteza. Valoarea
maximă în cadrul unei perioade de timp alese, de după primul contact, este cea
utilizată. Această valoare furnizează informaţii privind rigiditatea obiectului lovit, dacă e
205
un picior sau un stâlp, spre exemplu. Testele s-au făcut la diverse viteze, 20, 25, si 30
km/h. La peste 30 km/h bara de protecţie a început să sufere deformaţii plastice
(ireversibile) la impacturile cu un stâlp uşor. Sarcina dificilă este de a face diferenţa
între obiecte când deformaţiile sunt minore. Viteza de 20 km/h reprezintă pragul minim
la care senzorul activează sistemul. Vătămările sunt, de cele mai multe ori, minore la o
viteza de impact atât de mică. Prin urmare, activitatea a fost concentrată pe testarea
senzorului între 20 si 30 km/h.
Articulaţia genunchiului constituie una din cele mai complexe structuri a corpului
omenesc, susceptibilă foarte uşor la vătămări datorită anatomiei sale şi a poziţionării la
distanţă mare faţă de centrul de masă al corpului. Modelul de faţă se bazează pe datele
geometrice foarte exacte culese de MRI (Magnetic Resonance Imaging) prin scanarea
cadavrelor [121]. Au fost concepuţi algoritmi care să identifice tipul ţesăturii fără
scanarea cu MRI. S-a generat suprafaţa tridimensională a modelului şi s-au rediscretizat
ţesuturile moi vitale, ale solidului reprezentat. Pentru a face legătura între proprietăţile
materialului specimenului cu modelul, majoritatea parametrilor fizici au fost adunaţi din
literatura de specialitate, numai câţiva fiind obţinuţi prin propriile experimentări în
laborator.
Figura 7-19 Modelul genunchiului 3D realizat de ESI - Group
206
Contactul principal este localizat între cartilagiul tibiei şi femurului în partea mediană.
Mişcarea de tăiere (forfecare) din interior dă naştere la o mare compresiune între
condilul femurului şi centrul coloanei vertebrale, separând ambele părţi ale cartilagiului
tibiei.
Multiple simulări au fost făcute pentru industria de autovehicule, pentru a ajuta inginerii
din domeniul siguranţei la proiectarea structurilor de autovehicule, care pot minimiza
substanţial vătămările genunchiului. Este vorba de un crash frontal al piciorului şi unul
lateral al pietonului, în care bara de protecţie loveşte piciorul.
7.8 Viitoare direcţii de cercetare
Concepţia, designul şi materialele folosite în industria constructoare de autovehicule
sunt diferite faţă de acum 20 de ani. Profilul frontal al autovehiculelor este mai jos şi cu
linii mai fluente; capotele sunt mai scurte; materialele plastice, mai uşoare, sunt
utilizate pe larg în construcţia părţii frontale a autovehiculelor, iar planşele de bord sunt
şi ele realizate cu precădere din materiale plastice. Testele au indicat că aripile şi
capotele construite din materiale plastice trebuiesc concepute cu foarte mare atenţie
pentru a minimiza efectele impactului asupra capului pietonului. Coborârea profilului
maşinii şi montarea mai joasă a barelor de protecţie pot fi benefice atât pentru pieton
cât şi pentru ocupanţii habitaclului în cazul unui impact lateral. Autoutilitarele sunt
folosite tot mai larg ca maşini de familie, mai mult decât autovehiculele comerciale.
Aceste schimbări accentuează nevoia de a aduna tot mai multe date despre accidentele
de circulaţie în scopul de a rafina informaţiile şi de a spori eficacitatea cercetărilor.
Traumele capului şi ale toracelui produc cam aceleaşi daune, dar în cercetările ultimilor
ani s-a constata că o leziune moderată (AIS 2) a creierului poate avea efecte pe termen
lung sau chiar permanentă, un rezultat care nu se produce în cazul unei vătămări
moderate a toracelui. Vătămările membrelor inferioare, care implică şi genunchii, pot
conduce la handicapuri permanente, chiar dacă leziunea este moderată. Genunchiul
este cea mai vulnerabilă regiune a piciorului. Pe deasupra, toleranţa la vătămare a
articulaţiei genunchiului nu a fost stabilită exact. Ca atare trebuiesc stabilite mai bine
priorităţile în vederea stabilirii direcţiilor de cercetare referitoare la vătămările suferite
de pietoni, în diferite regiuni ale corpului.
207
Simulările pe calculator au luat o mare amploare în ultimii ani. Modelele create sunt
folosite pentru determinarea vitezelor capului şi toracelui pietonilor, care sunt loviţi de
autovehicule. Aceste viteze sunt influenţate de: viteza de impact, geometria
autovehiculului, rigiditatea părţii frontale şi alţi parametri. Acurateţea acestor predicţii
este limitată de dificultatea de formulare a modelelor care simulează coliziunea. Mari
diferenţe de viteză apar între simulările efectuate pe cadavre şi cele realizate cu ajutorul
manechinelor, datorită diferenţelor de absorbţie a energiei, a flexibilităţii diferitelor
regiuni ale corpului şi a rigidităţii acestora.
208
8 MODELE MATEMATICE ALE PIETONULUI
Având ca bază capitolul anterior, în continuare se vor propune modele matematice cu
una, două şi mai multe mase pentru pietonul aflat în interacţiune cu autoturismul.
Modelul bi-masă este constituit din picioare şi trunchi, împreună cu capul. Segmentele
din care este constituit pietonul sunt considerate rigide iar în articulaţii sunt luate în
considerare momentele date de tonusul muscular. Conturul pietonului este reprezentat
prin segmente de dreaptă.
8.1 Modelul pietonului mono-masă
În Figura 8-1 este schiţat procesul prin care un corp solid este lovit într-un punct O1 =
O2, excentric faţă de axa O2y2.
Figura 8-1 Coordonatele pietonului monomasă în procesul de impact
Sistemul de axe xOyz este fix, legat de sol, sistemul x1O1y1z1 este mobil, aflat în mişcare
de translaţie faţă de sistemul fix, iar sistemul x2O2y2z2 este legat de corpul al cărui
centru de masă se află în punctul Cg. Punctul O1 = O2 este astfel centru instantaneu de
rotaţie, în jurul acestuia corpul se roteşte cu unghiurile ψ, θ şi ϕ. Sistemul xOyz este
legat de sistemul mobil x1O1y1z1 prin vectorul de poziţie r0 şi de sistemul x2O2y2z2 prin
209
vectorul de poziţie al centrului de masă rc. O1 este centrul instantaneu de rotaţie al
pietonului în timpul impactului cu autovehiculul. Prin rotirea cu cele trei unghiuri
menţionate anterior, în jurul axelor sistemului se determină versorii noilor poziţii ale
axelor sistemului mobil, legat de corp, x2O2y2z2. Se consideră că rotaţia corpului va avea
loc în trei faze, după cum urmează:
a) Rotire cu unghiul ψ în jurul axei y (y1 = y1')
=
Ψ⋅+Ψ⋅−=
Ψ⋅+Ψ⋅=
jj
cosisinki
sinicoskk
'
'
'
(8. 1)
Figura 8-2 Rotirea corpului (faza a)
b) Rotire cu unghiul θ în jurul axei z (z1' = z1'')
Figura 8-3 Rotirea corpului (faza b)
210
θ⋅+θ⋅−=
θ⋅+θ⋅=
=
cosjsinij
sinjcosii
kk
''''
''''
'''
(8. 2)
c) Rotire cu unghiul ϕ în jurul axei x (x1'' = x2)
ϕ⋅+ϕ⋅=
=
ϕ⋅−ϕ⋅=
cosjsinkj
ii
sinjcoskk
''''2
''2
''''2
(8. 3)
Figura 8-4 Rotirea corpului (faza c)
În urma efectuării calculelor se vor obţine relaţiile pentru versorii sistemului de
coordonate x2O2y2z2.
Se observă că versorul axei y2 este j2, şi are faţă de sistemul xOyz următoarea poziţie:
ϕ⋅θ⋅Ψ+ϕ⋅Ψ
ϕ⋅θ
ϕ⋅θ⋅Ψ−ϕ⋅Ψ
=
==
)cos()sin()sin()sin()cos(
)cos()cos(
)cos()sin()cos()sin()sin(
u
u
u
uj
z
y
x
cg2 (8. 4)
Deoarece mişcarea în spaţiul tridimensional este mai dificil de studiat pentru corpuri, se
va analiza doar mişcarea în planul yOx. Prin urmare vom avea doar o rotaţie în jurul
axei Oz, cu unghiul θ, vezi Figura 8-5, iar relaţia (8.4) devine:
θ
θ−
=
==
0
)cos(
)sin(
u
u
u
uj
z
y
x
cg2 (8. 5)
211
Vectorul de poziţie al centrului de masă al corpului rc va fi:
cg20c uCOrr ⋅+= (8. 6)
de unde rezultă ecuaţiile coordonatelor centrului de masă al corpului pe axele x şi y:
θ⋅+=
θ⋅−=
)cos(COyy
)sin(COxx
2Oc
2Oc (8. 7)
Figura 8-5 Rotirea în plan a corpului
Pentru vectorul de poziţie al punctului de impact, care este în prima fază şi centru
instantaneu de rotaţie (rO), se poate alege o lege de variaţie, dacă autovehiculul este în
mişcare în momentul impactului, sau poate fi nul dacă în momentul impactului
autovehiculul a fost frânat total.
În ipoteza absenţei unei legi de mişcare pentru vectorul r0, prin derivarea relaţiei
anterioare se vor obţine succesiv vitezele şi acceleraţiile centrului de masă al corpului.
Figura 8-6 Modelul impactului dintre autoturism şi pietonul monomasă
212
α⋅−⋅α−=
α⋅−⋅α−=••
••
)sin()h1c(y
)cos()h1c(x
c
c (8. 8)
α⋅−⋅α−α⋅−⋅α−=
α⋅−⋅α+α⋅−⋅α−=•••••
•••••
)cos()h1c()sin()h1c(y
)sin()h1c()cos()h1c(x
2c
2c (8. 9)
Pentru simplificarea calculelor se va forma un sistem de forma:
α⋅
α⋅−−
α⋅−
+
α⋅
α⋅−−
α⋅−−
=
α
•••
••
••
••
2c
c
0
)cos()h1c(
)sin()h1c(
1
)sin()h1c(
)cos()h1c(
y
x
(8. 10)
care poate fi scris simplificat sub forma:
[ ] [ ]
α⋅+
α⋅=
•••2BAa (8. 11)
unde [A] este matricea coeficienţilor acceleraţiei unghiulare a pietonului;
[B] este matricea coeficienţilor pătratului vitezei unghiulare a pietonului;
a este vectorul acceleraţiilor de translaţie şi rotaţie ale corpului.
Conform Figura 8-7 pentru cazul pietonului monomasă ecuaţiile de echilibru sunt:
Figura 8-7 Schema forţelor care acţionează asupra pietonului monomasă
213
( )
⋅−⋅
−=
⋅
••
••
••
)cos(1100
010
001
1
1
αα hcF
G
F
y
x
J
m
m
c
c
(8. 12)
care poate fi scris simplificat sub forma:
[ ] QaM =⋅ (8. 13)
unde: [M] este matricea masei şi a momentului de inerţie a pietonului;
[Q] este matricea forţelor care acţionează asupra pietonului;
a este vectorul acceleraţiilor de translaţie şi rotaţie ale corpului.
În vederea aflării necunoscutelor, din ecuaţiile (8.11) şi (8.13) prin înmulţire la stânga
cu [A]T se va obţine:
[ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] ext2TT QBMAAMA =
α⋅⋅⋅+
α⋅⋅⋅
•••
(8. 14)
unde:
[ ] QAQT
ext ⋅= (8. 15)
Relaţia (8.14) poate fi scrisă sub forma:
[ ] [ ] QBA =
⋅+
⋅
•••211 αα (8. 16)
Relaţia (8.16) reprezintă forma simplificată a ecuaţiei diferenţiale în necunoscuta α
= α(t). Prin înlocuirea acesteia în relaţia (8.7) se pot afla coordonatele centrului de
masă al corpului pietonului.
Pentru un pieton a cărui înălţime este de 1,80 m, cu masa de 73 kg şi înălţimea
punctului de impact la 0,75 m de la sol, în urma reprezentării grafice a soluţiei ecuaţiei
diferenţiale de ordinul doi s-a obţinut o curbă de regresie a cărei ecuaţie poate fi
aproximată printr-o funcţie polinomială de ordinul doi a cărei expresie este:
t1363.0t0011.0 2 ⋅+⋅=α (8. 17)
Graficul acestei funcţii este prezentat în Figura 8-8.
214
Cu relaţiile (8.7) şi (8.17) se va trasa traiectoria pietonului în momentul impactului
acestuia cu autoturismul Pentru aceasta se va da punctului de contact “O1” = “O2”
dintre autovehicul şi pieton o lege de mişcare.
Vari
aţi
a u
ng
hiu
lui
de r
ota
ţie l
a p
ieto
nu
l m
on
om
asă
y = 0,0011x2 + 0,1363x
0
20
40
60
80
100
020
40
60
80
100
120
140
160
180
200
Tim
pu
l [m
s]
[grade]
Monomasa
Poly. (Monomasa)
Figu
ra 8
-8 E
xem
plu
de d
eter
min
are
a un
ghiu
lui d
er r
otat
ie a
l cor
pulu
i pie
tonu
lui m
onom
asa
216
8.2 Modelul matematic cu mai multe mase
Figura 8-9 Modelul matematic - schema generala
Pentru generarea ecuaţiilor s-a utilizat modelul mathematic cu doua mase a pietonului,
acesta putand fi modificat cu usurinţă, prin adăugarea de mase suplimentare.
La timpul t ≠ t0 = 0, după ce autoturismul a acţionat asupra genunchiului pietonului,
punctul de contact fiind A, în configuraţia de impact autovehicul frontal - pieton lateral,
pietonul se va găsi în poziţia prezentată în figura Figura 8-10. În această primă fază a
impactului se consideră că centrul
Figura 8-10 Pieton în poziţia trecând strada
instantaneu de rotaţie al masei unu a pietonului este în punctul de contact cu bara
paraşoc a autoturismului, masa doi rotindu-se în jurul articulaţiei şoldului. Articulaţia
217
şoldului este considerată ca o articulaţie cilindrică, în cazul rezolvării problemei plane, în
ea având un coeficient de rigiditate k21, care simulează tonusul muscular.
Coordonatele centrelor de masă, pe axele X si Y, a celor două segmente de corp sunt,
conform schemei din figura Figura 8-9. Prin derivare se vor obţine si vitezele, pe cele
două axe ale sitemului XOY, corespunzătoare centrelor de masă ale celor două
segmente ale corpului pietonului.
⋅+⋅−+=
⋅−⋅−−=
⋅−+=
⋅−−=
)cos(2)cos()1(
)sin(2)sin()1(
)cos()1(
)sin()1(
2
2
1
1
βαβα
αα
chlhy
chlx
hchy
hcx
cg
cg
cg
cg
(8. 18)
⋅⋅−⋅−⋅−=
⋅⋅−⋅−⋅−=
⋅−⋅−=
⋅−⋅−=
•••
•••
••
••
)sin(2)sin()1(
)cos(2)cos()1(
)sin()1(
)cos()1(
2
2
1
1
ββαα
ββαα
αα
αα
chly
chlx
hcy
hcx
cg
cg
cg
cg
(8. 19)
Pentru aflarea necunoscutelor se va aborda metoda Lagrangeană
0=∂∂
+∂∂
−
∂
∂∂•
iii
q
V
q
Ec
q
Ec
dt, (8. 20)
unde pentru cazul nostru i=1,n, iar qi sunt unghiurile α respectiv β pentru cazul prezentat
∑=i
iEcEc (8. 21)
22
2•
⋅+
⋅= iiii
i
JvcgmEc
α (8. 22)
222cgicgii yxvcg
••
+= (8. 23)
( ) ( )2
211, −− −⋅
+⋅⋅=∑ iiii
i
cgii
kygmV
αα (8. 24)
Unde avem:
Ec – energia cinetică;
218
V – energia potenţială
mi – masele segmentelor de corp ce alcatuiesc pietonul;
Ji – momentele e inerţie ale maselor pietonului;
Vcgi – vitezele centrelor de masă ale maselor pietonului;
ki – coeficienţii de rigiditate din articulaţiile corpului pietonului;
Prin înlocuire în relaţia (8.20) şi prin derivarea acesteia se va obţine un sistem de ecuaţii
diferenţiale în necunoscutele α şi β.
219
9 CERCETĂRI EXPERIMENTALE PRIVIND COLIZIUNEA
AUTOTURISM – MANECHIN PIETON
9.1 Regulamante, metode de încercare şi aparatura de măsurare
La sfârşitul anilor 1980, Comitetul European pentru Vehicule Experimentale (European
Experimental Vehicles Committee - EEVC) a început dezvoltarea unui set de standarde
concepute să minimizeze vătămările serioase ale pietonilor în impact până la 40 km/h.
În 1991, EEVC a propus un set de teste reprezentând cele mai importante trei
mecanisme ale vătămărilor: cap, partea superioară a piciorului, partea inferioară a
piciorului. Această lucrare a fost încorporată în testele EuroNCAP, având primele
rezultate în 1997.
U.E. a adoptat recent o Directivă similară (2003/102/EC, Dec. 2003) celei japoneze, dar
care acoperă, de asemenea, şi cerinţele pentru vătămări asupra piciorului. Propunerea
este încorporată în Legislaţia Comunităţii, sub sistemul creat de Directiva 70/156/EEC.
Este aplicabilă autoturismelor, vehiculelor sportive, camioanelor uşoare şi altor vehicule
comerciale uşoare, cu aplicare în două etape începând cu 2005 şi 2010.
Regulamentul canadian referitor la bara de protecţie este unul dintre cele mai riguroase
de acest tip din lume. Acesta este propus spre analizarea compatibilităţii bară-pieton.
National Highway Traffic Safety Administration (NHTSA) a Stalelor Unite a încheiat
dezvoltarea unei cerinţe de testare cu impactor cap la începutul anilor 1990. De atunci,
efortul a fost îndreptat către cercetarea pentru sprijinirea grupului de lucru pentru
protecţie pasivă a International Harmonized Research Activities (PS-WG IHRA).
Un număr mare de pietoni şi biciclişti devin victime ale coliziunilor frontale cu
autoturisme. Acest lucru a fost identificat de către Comitetul European pentru Siguranţa
avansată a Vehiculelor (EEVC) şi astfel s-au efectuat o serie de studii în acest domeniu
de către Grupele de Lucru a EEVC. Ca urmare a acestor cercetări, au fost dezvoltate
diverse recomandări pentru designul structurii frontale a automobilelor. Au fost propuse
metode de testare şi regulamente pentru a impune protecţia pietonului. În primul
trimestru al anului 1987 a fost discutată una dintre aceste propuneri de către grupul
220
„ERGA Safety” a EEC. S-a stabilit necesitatea unor cercetări mai aprofundate pentru a
completa o serie de lacune. EEVC a fost contactată pentru a coordona această cercetare
astfel ca la sfârşitul anului 1987 a fost înfiinţat Grupul de Lucru „Protecţia pietonului”
WG10.
Mandatul acestui grup a fost de a determina metode de testare şi nivele acceptabile de
evaluare a protecţiei oferite pietonilor de către structura frontală în cazul accidentelor.
Metodele de testare ar trebui să fie bazate pe teste pe subsisteme, cum ar fii: bara de
protecţie (inclusiv radiatorul), muchia frontale a capotei (inclusiv faruri şi muchia
frontală a aripilor) şi suprafaţa capotei (inclusiv muchia inferioară a parbrizului), testele
fiind necesare atât pentru pieton adult cât şi pentru pieton copil la impactul la 40km/h.
Studiile au inclus teste cu manechin la scara 1:1, teste pe cadavre, reconstrucţii de
accidente, analiza datelor achiziţionate în urma accidentelor şi simulări pe computer.
Mai mult, propunerile de test dezvoltate au trebuit a fi testate mai târziu pe
autovehicule reprezentative pentru perioada respectivă pentru a determina fezabilitatea
propunerilor. Aceste teste au fost efectuate în 1989/1990 şi încheiate în iunie 1991 de
către un consorţiu european format din BASt, INRETS, LAB/APR, TNO şi TRL.
Cel de-al treilea şi ultim raport EEVC WG10 a fost realizat în 1994, fiind axat pe
modificări şi îmbunătăţiri ale versiunilor anterioare de propuneri de metode de testare.
WG10 a fost desfiinţat în noiembrie 1994.
S-a decis în iunie 1997 crearea unui nou grup de lucru – EEVC WG17 „Siguranţa
pasivă”, având două sarcini principale:
Revizuirea metodelor de testare EEVC WG10 (raport final 1994) şi propunerea
posibilelor modificări, ţinând seama de noile date de statistică existente, biomecanică şi
rezultatele unor teste;
Pentru definirea încercărilor s-au considerat ca reprezentative pentru cazul accidentelor
pieton – automobil următoarele două situaţii:
• Pieton în poziţie laterală (traversând strada), automobil frânând;
• Pieton în poziţie cu faţa spre autoturism, coliziune frontală cu 40 % grad de
acoperire pentru autoturism.
221
Viteza autoturismului în momentul impactului a fost de aproximativ 30 km/h. Pentru
efectuarea încercărilor este necesară următoarea aparatură:
• Manechin pieton instrumentat cu accelerometre şi-sau alţi traductori;
• Autoturism pregătit pentru coliziune şi echipat cu două biomanechine humanoide
Hybrid II First Technology USA;
• Instalaţie de tracţiune pentru autoturisme (pista coliziune, instalaţie tracţiune,
cablu tracţiune, cărucior tracţiune autoturisme, amortizor deblocare cărucior
tracţiune, sistem deblocare pene conice, blocare cablu tracţiune);
• Sistem de iluminare pentru filmare rapidă (1000 img/sec);
• camere filmare rapidă 1000 img/sec STARLEX USA şi sistem electronic de
sincronizare a startării simultane sau decalate a camerelor de filmare rapidă;
• Sistem de măsurare a vitezei autoturismului Tag Heuer – Elveţia;
• Două fotocelule de startare automată a camerelor le filmare, una pentru sistemul
de înregistrare din instalaţia de achiziţionare date la coliziune şi una, semnal
trigger;
• Cabluri pentru achiziţie date la coliziune, în cazul in care nu se dispune de
dataloggere;
• accelerometre triaxiale;
• Instalaţie achiziţie date la coliziune;
• Programe pentru analiza şi prelucrarea semnalelor şi imaginilor filmate la 1000
img/sec;
• Surse de alimentare şi accesorii specifice încercărilor de coliziune.
9.1.1 Manechinul pieton
Scheletul manechinului este compus în primul rând din elemente metalice care îi
conferă o bună rezistenţă structurală şi care imită scheletul uman. Aceast schelet este
acoperit cu cauciuc siliconic care îi asigură forma umanoidă dorită. Părţile componente
ale acestui manechin sunt prezentate în cele ce urmează.
222
Figura 9-1 Capul manechinului
Capul are ca piesă de bază un schelet de sârmă e oţel care este acoperit cu un strat de
silicon care asigură fidelitatea biomecanică precum şi repetabilitatea răspunsului capului
la impactul cu suprafeţe tari. În interiorul acestuia este un accelerometru triaxial montat
în centrul de greutate, furnizând date despre acceleraţiile la care este supus creierul în
timpul unui impact. Metoda de evaluare a gravităţii vătămării capului este prin
măsurarea valorii HIC.
Gâtul manechinului este realizat în două variante. Prima, mai rigidă şi cu limitarea
gradelor de libertate, a doua oferind mai multă libertate mişcării şi îndeplineşte cerinţele
de biofidelitate. Gâtul este format din piese flexibile, concepute pe criterii biomecanice,
cu răspunsuri de atenuare în flexie şi extensie. Este format din patru vertebre rigide
metalice şi patru garnituri modelate în cauciuc (butil elastomer). Garniturile de cauciuc
au fost alese pentru caracteristicile de atenuare şi realizarea histerezisului biomecanic.
Armăturile terminale din metal au rolul de a asigura legăturile cu capul şi torsul
manechinului deoarece în special în timpul impacturilor longitudinale (frontale sau faţă-
spate) apar forţele de încovoiere şi de forfecare care solicită acest organ. Răspunsul
îndoirii în faţă şi în lateral a gâtului mimează răspunsul uman.
Coastele sunt conturate din platbande de oţel nituite şi care pot fi ajustate pentru a
simula forma umană şi sunt acoperite cu un material siliconic pentru atenuare, aplicat
pe suprafaţa lor interioară şi exterioară. Se asigură astfel răspunsul dinamic al pieptului
la impactul frontal distribuit.
223
Figura 9-2 Ansamblu torace
Materialul siliconic ataşat în partea din faţă a coastelor ajută la distribuirea sarcinilor.
Manechinul prezintă o coloană vertebrală formată dintr-un ansamblu telescopic de ţevi,
care permite reglarea înălţimii toracelui.
Figura 9-3 Manechinul pieton – structura osoasă şi musculară
Bazinul este turnat din cauciuc silicon şi este prevăzut cu două articulaţii cilindrice la
care s-au adăugat una/două suprafeţe de frecare între partea conducătoare şi cea
224
condusă, acestea oferind posibilitatea mişcării în cele două plane, planul x, vertical
transversal de referinţă şi planul y, vertical longitudinal de referinţă. Aceste articulaţii
oferă posibilitatea simulării momentului care apare în articulaţia şoldului la om. Reglarea
momentului din articulaţie se face prin strângerea unui şurub şi a unei piuliţe.
Braţele nu sunt prevăzute cu instrumentaţie, deoarece vătămările posibile nu ar pune în
pericol viaţa pietonului, în raport cu vătămările suferite de celelalte părţi ale corpului.
Articulaţia genunchiului se poate asimila cu o articulaţie cilindrică la care s-au adăugat
două suprafeţe de frecare între partea conducătoare şi cea condusă.
Accelerometrele au fost montate cu axele paralele cu cele trei plane anatomice ale
corpului (coronal, sagital şi transversal), vezi Figura 9-4. Axele X şi Y pe care s-au
înregistrat acceleraţiile sunt conţinute în planele sagital, respectiv coronal, iar axele Z
sunt paralele la planul transversal.
Figura 9-4 Amplasarea manechinului în raport cu autoturismul
9.1.2 Pregătirea autoturismului
Autoturismul utilizat a fost lestat la o greutate de 1024 kg, cu rezervorul de combustibil
gol. Partea din faţă, respectiv capota au fost vopsite pentru a se diferenţia zonele cu
potenţiale diferite de vătămare a pietonului şi pentru a facilita analizele de imagine cu
programe speciale. În autoturism au fost montate două manechine Hybrid II Fyrst
Technology USA.
225
În portbagaj a fost montat un sistem special de frânare cu declanşare electrică prin
cablu. Rolul acestui sistem a fost de a declanşa frânarea autoturismului în momentul
impactului cu manechinul pieton, şi evitarea distrugerii lui prin impactul cu bariera fixă
de coliziune (170 tone + bloc metalic pentru coliziune decalată) aflată la circa 15 metri
de zona de impact. De asemenea, în cazul unei erori apărute în fază premergătoare
impactului, autovehiculul poate fi oprit pe pistă, fără a se produce avarii sistemului de
măsurare.
Figura 9-5 Stabilirea repartitiei maselor autoturismului
Figura 9-6 Instalaţia de frânare îmbarcată în autoturism
226
9.1.3 Instalaţia de tracţiune pentru autovehiculele supuse coliziunilor
Instalaţia poate tracta autovehicule la o viteza de peste 100 km/h cu o precizie de ± 1
km/h şi cu acceleraţii cuprinse intre 2 şi 10 m/s2. Ea se compune din următoarele
subansamble şi instalaţii:
• Pista de coliziune cu o lungime de aproximativ 200 m, care permite coliziuni auto
cu bariere fixe (zid), cu bariere mobile (1100 kg şi 1800 kg), autoturism cu
autoturism (două în mişcare sau unul stând pe loc), coliziune laterală, coliziune
laterală autoturism cu bariera tip stâlp, răsturnări autoturism.
• Unitatea de acumulare a energiei pneumo-hidraulică cu servovalvă de comandă
controlată prin calculator, butelii azot, acumulatoare cu piston, motor hidraulic de
acţionare şi motor electric.
• Unitatea de antrenare a autoturismului compusă din: cablu de tracţiune (fără
sfârşit), cărucior tracţiune autoturisme, canal rulare cărucior, amortizor deblocare
cărucior tracţiune, sistem deblocare pene conice.
• Unitatea electronică de comandă care permite introducerea mărimilor definitorii
pentru tracţiune (viteza, timpul de accelerare, timp de mers uniform şi timpul de
frânare). Unitatea permite startarea din camera de achiziţie a datelor la coliziune,
memorarea parametrilor tracţiunii şi oprirea în caz de urgentă.
9.1.4 Filmarea rapidă şi sistemele speciale de iluminare
Pentru analiza grafică a coliziunilor manechin pieton s-au folosit camere de filmare
rapide reglate pentru o viteza de 1000 img/sec. Aceste camere au fost poziţionate
pentru filmarea de tip: vedere de sus şi din lateral stânga. Gradul de iluminare necesar
a fost obţinut prin montarea a 30 lămpi cu becuri de 1 kw fiecare. S-au montat 20 lămpi
în poziţie laterală şi 10 lămpi pentru iluminare de sus. Startarea camerelor se face cu
instalaţii speciale de sincronizare şi startare simultană. Ţinând cont că rola de film
utilizată are 30 m, iar camera are nevoie de un timp de accelerare, se va obţine unui
timp efectiv de filmare de cca 1,5 sec.
227
Figura 9-7 Camerele de filmare de mare viteză şi fotocelulele Tag Heuer
Orice manevră nesincronizată duce la pierderea fenomenelor dorite a se studia la viteze
ridicate. Camerele utilizate permit viteze de filmare de până la 10000 img/sec, dar
aceasta presupune fenomene foarte rapide şi grade de iluminare deosebite.
9.1.5 Măsurarea vitezei autoturismului
Viteza autoturismului a fost măsurată cu un vitezometru cu fotocelule electrice. Precizia
de măsurare este de 0,1%, distanţa între cele două fotocelule fiind de 1 metru.
Figura 9-8 Poziţionarea fotocelulelor Tag Heuer şi aparatura de startare automată
9.1.6 Instalaţia de achiziţie de date la coliziune
Pentru determinarea acceleraţiei in timpul impactului au fost efectuate măsurători
utilizând accelerometre piezorezistive de tip PCB 338M12. Pentru o bună funcţionare,
228
acestea trebuie montate adecvat şi cuplate corespunzător la echipamentele de măsură.
În figură sunt prezentate diverse moduri recomandate de către producător, de montare
a accelerometrelor. Primele două modalităţi de montare au la bază două soluţii de fixare
filetate iar următoarele prezintă două soluţii de fixare cu magneţi.
Figura 9-9 Accelerometrul PCB uniaxial
Figura 9-10 Principii de montaj al accelerometrelor
O altă modalitate de fixare este aceea de a combina soluţia de fixare cu adeziv
industrial pentru metale cu cea a montării filetate.
În cadrul experimentului, accelerometrele au fost montate pe un sistem triortogonal.
Două astfel de sisteme triaxiale au fost utilizate, unul montat pe manechin în cavitatea
craniană, în centrul de masă al capului și unul în cavitatea toracică, pentru a permite
229
prelevarea accelerațiilor la nivelul capului, respectiv la nivelul toracelui în momentul
impactului. Vezi diagrama lanțului de măsură de mai jos.
Montarea accelerometrelor pe sistemele triaxiale şi fixarea acestora din urmă pe
manechin s-a facut respectând paralelismul axelor triortogonale cu cele trei plane
anatomice ale corpului (coronal, sagital şi transversal). Axele X şi Y pe care s-au
înregistrat valorile acceleraţiilor sunt conţinute în planele sagital, respectiv coronal, axa
Z fiind perpendiculară pe acestea.
Figura 9-11 Suportul pentru realizarea unui montaj triaxial al accelerometrelor
Cele 6 accelerometrele au fost conectate la un amplificator de semnal pentru vibraţii
PCB F483B07, pentru a asigura atât sursa necesară de curent continuu către senzori cât
şi amplificarea semnalului de răspuns oferit de către aceştia.
Figura 9-12 Amplificatorul de date
Amplificatorul a fost conectat la o placă de achiziţie National Instruments NI USB 6218
pe 6 canale de achiziţie de tip intrare analogică. Cu ajutorul acestei plăci s-a realizat
transferul datelor în timp real către calculatorul portabil. Lanţul de măsură construit pe
echipamentele şi procesele descrise anterior este reprezentat schematic în figura de mai
jos.
230
Figura 9-13 Lanţul de măsură pentru achiziţia datelor
Momentul impactului cu vehiculul s-a marcat prin contact electric montat la nivelul
genunchiului manechinului.
231
Viteza vehiculului înainte de impact s-a măsurat cu ajutorul instalaţiilor timp – viteza
direct în km/h.
Nivelul maxim al deceleraţiilor măsurate în cap (după axele x, y, z). a fost în domeniul 0
± 200 g iar nivelul maxim al deceleraţiilor măsurate în cutia toracică (după axele x, y, z)
a fost în domeniul 0 ± 100 g.
9.2 Desfăşurarea testelor şi analiza rezultatelor
În cadrul testărilor experimentale pietonul a fost aşezat în faţa autovehiculului, în
poziţia "traversând strada”, cu piciorul stâng înspre autoturism. Impactul a avut loc în
regiunea genunchiului stâng, puţin deasupra acestuia. Viteza autoturismului în
momentul impactului a fost de 30 km/h, autovehiculul lovind pietonul cu zona mediană
a barei paraşoc. Acţionarea asupra sistemului de frânare s-a făcut cu 2 m înainte de
locul coliziunii.
În al doilea scenariu pietonul a fost aşezat cu faţa spre autoturism, el fiind lovit frontal
de zona mediană a barei paraşoc a autoturismului care se deplasa în regim uniform cu
viteza de 30 km/h. Impactul asupra pietonului a avut loc în regiunea genunchilor.
Procesul de pregătire şi desfăşurare a experimentelor este prezentat în tabelele
următoare, iar rezultatele obţinute sunt ilustrate în figurile următoare.
Din analiza diagramelor obţinute s-a constatat că pentru viteza de impact de 30 km/h
durata coliziunii efective dintre pieton şi automobil este de aproximativ 250 ms, după
aceasta pietonul căzând pe carosabil. Impactul în regiunea membrelor inferioare ale
pietonului durează aproximativ 90 ms. Timpul după care pietonul se loveşte cu capul de
parbriz este de aproximativ 190 ms.
La ambele probe pietonul a fost proiectat cu capul în parbrizul autoturismului. De
asemenea membrele inferioare s-au rupt în zona de contact cu bara paraşoc. În timpul
celui de al doilea test manechinul s-a rupt din articulaţia bazinului.
232
Figura 9-14 Schema de desfăşurare a încercărilor experimentale
Acest lucru s-a datorat reglajului momentului din articulaţie, moment care a depăşit
valoarea la care s-a produs ruperea articulaţiei în zona de sudură. Acceleraţiile medii
233
înregistrate, din momentul impactului în zona genunchiului, până la izbirea pietonului cu
capul în parbriz şi pe durata impactului secundar, cu solul, au fost redate în tabelul 9.1.
Tabelul 9.1 Acceleraţiile medii înregistrate la nivelul capului şi toracelui manechinului
Impact primar Impact secundar Test nr Cap Torace Cap Torace
[g] [g] [g] [g] 1 7,525 7,338 5,78 5,137 2 10,81 10,994 10,92 8,344
Forţa medie de impact asupra manechinului a fost în cazul primului test de aproximativ
5300 N. La căderea de pe autoturism pe sol, se remarcă din graficul acceleraţiilor,
manechinul nu a lovit solul cu capul ci doar s-a rostogolit pe acesta în urma mişcării de
rotaţie imprimată la impactul în zona picioarelor. Acceleraţiile apărute în cazul
impactului secundar sunt mai mici decât la coliziunea directă cu autoturismul.
Acceleraţiile mai mari apărute la testul numărul doi se datorează ruperii manechinului
din articulaţia bazinului.
În urma efectuării experimentelor, atât la prima cât şi la cea de-a doua probă, avariile
provocate de pieton autoturismului au fost importante doar în regiunea parbrizului. Pe
capotă s-au înregistrat doar urme de ştergere. Bara paraşoc nu a suferit deformaţii.
Analizând înregistrările filmate şi diagramele se poate afirma că impactul cuprinde trei
faze principale:
• Contactul cu autoturismul, durează din momentul impactului până când pietonul
se desprinde de autoturism;
• Faza de zbor, din momentul separării pietonului de autoturism până la impactul
cu solul;
• Faza de târâre, din momentul luării contact cu solul, până la poziţia finală a
pietonului.
234
9.2.1 Contactul cu autoturismul
Această fază cuprinde o serie de etape, datorită complexităţii fenomenelor care
apar:
• Impactul primar cu lovirea pietonului la nivelul genunchiului;
• Rezemarea pietonului cu femurul de muchia capotei, simultan cu rabaterea părţii
superioare a corpului pe capota autoturismului;
• Rotirea corpului pietonului în jurul axei sale longitudinale;
• Impactul capului pietonului cu parbrizul;
• Căderea de pe autoturism.
La impactul primar pietonul este lovit la nivelul genunchiului de către bara paraşoc a
autoturismului. Deoarece în cazul prezentat autoturismul a fost frânat doar cu puntea
spate nu s-a observat o mişcare de tangaj a acestuia în momentul frânării. După un
timp foarte scurt muchia capotei vine în contact cu femurul pietonului.
Figura 9-15 Impactul primar în zona genunchiului
Tot aici se poate vedea fenomenul de “mulare” a membrelor inferioare pe partea
frontală a autoturismului. Acesta se datorează mobilităţii articulaţilor membrelor
inferioare sau, în cazurile nefericite datorită fracturării a oaselor. Partea inferioară a
piciorului, până la genunchi, tinde să fie trasă sub autovehicul dar datorită diferenţei de
masă dintre această regiune şi restul corpului în final se va produce fenomenul de
235
“mulare”. În faza de tragere a picioarelor sub autoturism sunt posibile apariţii ale
fracturilor de gleznă.
Rabaterea pietonului pe capotă începe cu o oarecare întârziere, faţă de momentul
impactului.
Mişcarea de rotaţie a pietonului în jurul axei sale longitudinale ia naştere datorită
poziţiei piciorului manechinului care este lovit prima dată de bara paraşoc. Punctul de
aplicaţie al forţei de impact este excentric faţă de axa longitudinală a pietonului şi astfel
apare un moment de rotaţie. Rotaţia începe cu o oarecare întârziere, aceasta
datorându-se distribuţiei masei pietonului pe picioare.
Figura 9-16 Mişcarea de rotaţie a pietonului
La rabaterea pietonului pe capota autoturismului rotaţia are loc în jurul punctului de
contact dintre capotă şi femur. În momentul când pietonul se loveşte cu capul de
parbriz, deoarece partea superioară a corpului este mai grea decât picioarele, pentru un
timp corpul şi capul pietonului devin corp comun cu autoturismul, iar picioarele se
rotesc în jurul articulaţiei bazinului, datorită mişcării imprimate la impactul primar.
Desprinderea de autoturism, în cazul vitezelor de impact mici, se manifestă în general
prin căderea în lateral sau prin alunecarea de pe capotă, după ce autoturismul s-a oprit.
În primul caz viteza pietonului în momentul desprinderii de autoturism este egală cu
viteza autoturismului.
236
9.2.2 Faza de zbor
După ce pietonul s-a desprins de autoturism, până la impactul secundar, va descrie prin
aer o traiectorie parabolică. În cazul prezentat această fază este aproape inexistentă,
datorită vitezei mici de coliziune. Faze de zbor apar doar la viteze de peste 40 km/h.
9.2.3 Faza de târâre
Odată ajuns pe sol pietonul se va rostogoli şi va aluneca, poziţia finală fiind complet
aleatoare. Distanţa de alunecare pe sol a pietonului depinde de coeficientul de frecare
dintre sol şi pieton, coeficient care este influenţat de natura suprafeţelor care vin în
contact. Contactul cu solul se poate face cu oricare dintre părţile corpului. S-a constatat
că în urma impactului secundar, cu solul, pietonul nu a atins carosabilul cu capul ci doar
cu toracele şi membrele inferiore, rostogolindu-se pe acesta.
În urma înregistrărilor, din diagramele acceleraţiilor şi filmările efectuate, rezultă:
• Forţa maximă la impactul dintre bara paraşoc a autoturismului şi pieton apare
după un timp de aproximativ 25 de ms, efectul acesteia fiind ruperea piciorului
manechinului.
• Acceleraţia maximă înregistrată a fost în momentul lovirii manechinului cu capul
de parbrizul autoturismului, la 190 ms de la impactul primar.
• Valoarea acceleraţiei la nivelul capului a depăşit 100 g.
• La nivelul toracelui valoarea medie a acceleraţiei înregistrate pe o perioadă de 20
ms a fost de aproximativ 18 g şi a avut loc la impactul secundar, cu solul.
Distanţa de proiectare a pietonului în cazul primului test a fost 7,5 m pe direcţia de
deplasare a autoturismului, valoare care se încadrează în limitele stabilite de Kuhnel
[49] [61].
Avariile suferite de autoturism, la coliziunea cu pietonul s-au materializat prin urme de
ştergere în zona superioară a capotei şi prin spargerea parbrizului.
237
Figura 9-17 Diagrama Kuhnel privind distanţa de aruncare a pietonilor
Deşi la primul test pietonul a fost lovit cu centrul barei paraşoc, datorită mişcării de
rotaţie imprimată acesta a căzut de pe autovehicul prin laterala dreaptă, fapt confirmat
şi de urmele lăsate pe capotă.
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
238
N
r.
Crt
. O
per
aţia
T
imp
ul
de
efec
tuar
e O
bse
rvaţ
ii
Tr
aseu
de
înce
rcăr
i
1.
M
arca
re t
rase
u de
înce
rcăr
i 40
min
O
sin
gură
dat
ă la
înce
putu
l tes
telo
r
Apa
ratu
ra d
e m
ăsu
rare
2.
Ca
blar
e tr
aseu
de
înce
rcăr
i 60
min
M
onta
re
cabl
uri
de
tran
smite
re
a da
telo
r în
regi
stra
re
spre
m
agne
tofo
n 3.
Pr
egăt
ire in
stal
aţie
ilum
inar
e 6
ore
Cabl
are
tras
eu, m
onta
re lă
mpi
4.
M
onta
re c
elul
e H
euer
30
min
4
celu
le,
două
pe
ntru
de
term
inar
ea
vite
zei
auto
turis
mul
ui,
una
pent
ru
decl
anşa
rea
înre
gist
rării
da
telo
r şi
un
a pe
ntru
po
rnire
m
agne
tofo
n şi
osc
ilogr
af
5.
M
onta
re c
amer
a de
film
at r
apid
ă 40
min
2
cam
ere
de f
ilmar
e cu
vite
za d
e 10
00 c
adre
/sec
, sc
him
bare
film
e du
pă fie
care
tes
t 6.
M
onta
re c
amer
a de
film
at
30 m
in
2 ca
mer
e 7.
Pr
egăt
ire a
para
t fo
to
10 m
in
Preg
ătire
film
8.
M
onta
re
acce
lero
met
re
pe
man
echi
n 2
ore
Real
izar
e su
porţ
i şi c
utii
de p
rote
cţie
pen
tru
acce
lero
met
re
9.
Ca
libra
re a
ccel
erom
etre
40
min
O
sin
gură
dat
ă la
înce
putu
l pro
belo
r 10
. Ca
libra
re o
scilo
graf
30
min
O
sin
gură
dat
ă la
înce
putu
l pro
belo
r 11
. Pr
egăt
ire in
stal
aţie
tra
cţiu
ne
20 m
in
Înai
nte
de fie
care
pro
bă
12.
Măs
urar
e şi
înre
gist
rare
dat
e 1
min
La
fie
care
pro
bă
A
uto
turi
sm
13.
Vops
ire a
utot
uris
m
30
min
St
abili
rea
zone
lor
cu d
iferit
e po
tenţ
iale
de
vătă
mar
e a
piet
onul
ui
14.
Lipi
re r
eper
e pe
aut
otur
ism
20
min
Re
pere
pen
tru
urm
ărire
a p
unct
elor
de
impa
ct
15.
Mod
ifica
re
sist
em
de
frân
are
stan
dard
2
ore
Acţio
nare
a fr
ânel
or s
e fa
ce d
in e
xter
ioru
l aut
oveh
icul
ului
cu
ajut
orul
un
ui s
iste
m p
neum
atic
com
anda
t el
ectr
ic
16.
Cânt
ărire
aut
oveh
icul
şi l
esta
re
15 m
in
La în
cepu
tul p
robe
lor
17.
Mon
tare
câr
lige
de t
ract
are
30 m
in
-
18
. M
ăsur
are
defo
rmaţ
ii la
el
emen
tele
de
caro
serie
5
min
-
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
239
19.
Înlo
cuire
bar
a pr
otec
ţie
- -
20.
Înlo
cuire
cap
otă
- -
21.
Înlo
cuire
par
briz
-
-
Man
ech
in
22.
Întă
rire
colo
ană
vert
ebra
lă
3 or
e Pe
ntru
a s
e as
igur
a re
peta
bilit
atea
tes
telo
r şi
a a
sigu
ra o
bun
ă pr
inde
re a
cap
ului
bio
man
echi
nulu
i 23
. Ad
apta
re
cap
şi
gât
de
biom
anec
hin
HYB
RID
II
60 m
in
În v
eder
ea o
bţin
eri u
nor
rezu
ltate
cât
mai
apr
opia
te d
e re
alita
te
24.
Vops
ire m
anec
hin
- -
25.
Lipi
re r
eper
e pe
man
echi
n 15
min
La
înc
eput
ul p
robe
lor,
pen
tru
a pu
tea
urm
ări
mai
uşo
r m
işca
rea
fiecă
rei z
one
a co
rpul
ui
26.
Reg
lare
mom
ente
din
art
icul
aţii
15 m
in
La în
cepu
tul f
iecă
rei p
robe
27
. M
ăsur
are
dist
anţe
de
arun
care
a
man
echi
nulu
i 5
min
D
upă
fieca
re p
robă
C
entr
aliz
are
date
28
. N
otar
e re
zulta
te
10 m
in
Dup
ă fie
care
pro
bă
Ti
mp
tota
l pre
găti
re t
est
21
,43
ore
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
240
Au
totu
rism
mar
ca:
DA
CIA
NO
VA
R 5
23
Mas
a g
ol
[kg]
82
7 R
epar
tiţi
e fa
ţă
/ sp
ate
[kg]
44
2/38
5
Mas
a ec
hip
at
[kg]
10
24
Rep
arti
ţie
faţă
/
spat
e [k
g]
530/
494
Am
pat
amen
t [m
m]
2475
V
itez
a d
e d
esfă
şura
re
a te
stu
lui:
2
9,5
8
km/h
R
egim
ul d
e d
epla
sare
: fr
ânar
e D
irec
ţia
de
dep
lasa
re a
au
totu
rism
ulu
i Rec
tilin
ie,
a lo
vit
din
late
ral
piet
onul
pe
part
ea s
tâng
ă, d
e-a
lung
ul a
xei
Y a
aces
tuia
din
ur
mă.
Pun
ctul
de
impa
ct
Obs
erva
ţii
Bar
ă p
rote
cţie
M
edia
n la
510
mm
faţ
ă de
sol
N
u a
sufe
rit n
ici o
def
orm
aţie
Cap
ota
Zo
na
fron
tală
, ar
ia
cent
rală
a
capo
tei ş
i cea
cap
otă
parb
riz
Zgâr
ietu
ri m
inor
e
Ari
pi
- -
Ech
ipam
ente
su
pu
se
def
orm
ării
Pa
rbri
z D
reap
ta l
a 25
0 m
m d
e lin
ia
med
iană
şi
de
m
uchi
a su
perioa
ră
Spar
t da
r nu
s-a
dep
lasa
t de
pe
ched
er
Ora
de
des
făşu
rare
: 1
72
3
*(S
e vo
r no
ta d
ate
desp
re a
utot
uris
m)
Aut
otur
ism
ul a
fos
t frâ
nat d
oar
cu p
unte
a sp
ate.
P
resi
unea
gaz
ului
în b
utel
iile
de
azot
12,
8 ba
r.
Tim
pul s
curs
pân
ă la
ati
nger
ea f
orţe
i nom
inal
e de
frâ
nare
a f
ost d
e 0,
51 s
ec.
Dis
tanţ
a pa
rcur
să d
e au
tove
hicu
l în
aces
t tim
p: 4
,20
m.
Lun
gim
ea u
rmel
or d
e fr
ânar
e a
fost
7,2
5 m
. S
paţi
ul to
tal p
arcu
rs d
e au
tove
hicu
l pân
ă la
opr
ire
a fo
st 1
1,45
m.
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
241
Man
ech
in a
ntro
pom
etri
c R
UTY
1
Seg
men
tul d
e co
rp
Înăl
ţim
ea
[cm
] M
asa
[kg
]
Capu
l + g
âtul
26
5
Corp
ul +
mâi
nile
58
40
Pi
cioa
rele
96
28
T
otal
an
sam
blu
1
80
7
3
Dir
ecţi
a d
e lo
vire
A
fost
lovi
t la
tera
l pe
part
ea s
tâng
ă, d
e-a
lung
ul a
xei Y
Acc
eler
aţia
max
imă
Vit
eza
un
gh
iula
ră
Seg
men
tul
de
corp
A
rtic
ula
ţia
Mo
men
tul
din
ar
ticu
laţi
e
Nu
măr
d
e m
ase
man
ech
in
X
Y
Z
X
Y
Z
Ob
serv
aţii
- -
[Nm
] -
[g]
[g]
[g]
[rad
/s]
[rad
/s]
[rad
/s]
-
Cap
ul
Gât
Ad
apta
re c
ap
biom
anec
hin
HYB
RID
II
95
40
88
Su
nt
grup
ate
în
inte
rval
ul
195
– 22
0 m
s Şo
ld 1
(f
lexi
e, e
xten
sie)
2
x 50
Şold
2 (
late
ral)
50
Um
ăr
2 x
9 C
orpu
l
Braţ
2
x 9
16
12
12
N
u su
nt g
rupa
te
in
juru
l un
ui
anum
it in
terv
al
Fem
ur s
uper
ior
2 x
15
Pic
ioar
e G
enun
chi
2 x
50
11
- -
-
Nu
s-au
fă
cut
măs
urăt
ori
*(S
e vo
r no
ta d
ista
nţel
e de
aru
ncar
e al
e pi
eton
ului
) P
ieto
nul
a fo
st l
ovit
în
zona
gen
unch
iulu
i st
âng,
dup
ă ca
re a
fos
t pr
oiec
tat
cu c
apul
în
parb
rizu
l au
totu
rism
ului
. Pic
ioru
l st
âng
s-a
rupt
dea
supr
a ar
ticu
laţi
ei g
enun
chiu
lui.
În u
rma
impa
ctul
ui
secu
ndar
pi
eton
ul
a aj
uns
cu
capu
l în
spre
di
recţ
ia
de
depl
asar
e a
auto
vehi
culu
lui,
în l
ater
ala
dera
ptă
a ac
estu
ia,
resp
ecti
v la
1,1
m (
măs
urat
la
şold
) fa
ţă d
e li
nia
med
iană
a
auto
turi
smul
ui ş
i 7
m (
măs
urat
la
şold
) fa
ţă d
e pu
nctu
l de
und
e s-
a pr
odus
co
lizi
unea
. Pie
tonu
l a f
ost p
urta
t pe
capo
ta a
utot
uris
mul
ui.
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
242
Acc
eler
aţii
le
capu
lui
obţi
nute
în
ur
ma
impa
ctul
ui
prim
ar
asup
ra
genu
nchi
ului
Acc
eler
aţii
le
capu
lui
obţi
nute
în
ur
ma
impa
ctul
ui
cu
parb
rizu
l au
totu
rism
ului
Ac
ce
lera
tiile
cap
ulu
i la
im
pac
tul p
rim
ar
-200
-160
-120
-80
-400
40
80
120
160
200
010
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
250
Tim
pu
l [m
s]
Acceleratia (g)
Acceleratia pe axa X
Acceleratia pe axa Y
Acceleratia pe axa Z
Acceleratia rezultanta
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
243
Acc
eler
aţii
le
tora
celu
i ob
ţinu
te
în
urm
a im
pact
ului
pr
imar
as
upra
ge
nunc
hiul
ui
Acc
eler
aţii
le
tora
celu
i ob
ţinu
te
în
urm
a im
pact
ului
din
tre
capu
l pi
eton
ului
şi
parb
rizu
l au
totu
rism
ului
Accele
rati
ile t
ora
celu
i la
im
pactu
l p
rim
ar
-100
-80
-60
-40
-200
20
40
60
80
100
010
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
250
Tim
pu
l [m
s]
Acceleratia (g)
Acceleratia pe axa X
Acceleratia pe axa Y
Acceleratia pe axa Z
Acceleratia rezultanta
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
244
Acc
eler
aţii
le c
apul
ui în
mom
entu
l cân
d pi
eton
ul
a că
zut d
e pe
aut
otur
ism
şi a
ati
ns s
olul
Acc
eler
aţii
le c
apul
ui în
mom
entu
l cân
d pi
eton
ul s
e ro
stog
oleş
te p
e ca
rosa
bil
Accele
rati
ile c
ap
ulu
i la
im
pactu
l secu
nd
ar
-200
-160
-120
-80
-400
40
80
120
160
200
810
820
830
840
850
860
870
880
890
900
910
920
930
940
950
960
970
980
990
1000
1010
Tim
pu
l [m
s]
Acceleratia (g)
Acceleratia pe axa X
Acceleratia pe axa Y
Acceleratia pe axa Z
Acceleratia rezultanta
TE
ST
1 "
PIE
TO
L
OV
IT D
I L
AT
ER
AL
"
245
Acc
eler
aţii
le to
race
lui î
n m
omen
tul c
ând
piet
onul
a c
ăzut
de
pe a
utot
uris
m ş
i a a
tins
sol
ul
Acc
eler
aţii
le to
race
lui î
n m
omen
tul c
ând
piet
onul
se
ros
togo
leşt
e pe
car
osab
il
Accele
rati
ile t
ora
celu
i la
im
pactu
l secu
nd
ar
-100
-80
-60
-40
-200
20
40
60
80
100
810
820
830
840
850
860
870
880
890
900
910
920
930
940
950
960
970
980
990
1000
1010
Tim
pu
l [m
s]
Acceleratia (g)
Acceleratia pe axa X
Acceleratia pe axa Y
Acceleratia pe axa Z
Acceleratia rezultanta
TE
ST
2 "
PIE
TO
L
OV
IT F
RO
T
AL
"
246
Au
totu
rism
mar
ca:
DA
CIA
NO
VA
R 5
23
Mas
a g
ol
[kg]
82
7 R
epar
tiţi
e fa
ţă
/ sp
ate
[kg]
44
2/38
5
Mas
a ec
hip
at
[kg]
10
24
Rep
arti
ţie
faţă
/
spat
e [k
g]
530/
494
Am
pat
amen
t [m
m]
2475
V
itez
a d
e d
esfă
şura
re
a te
stu
lui:
3
0,2
1
km/h
R
egim
ul d
e d
epla
sare
: u
nif
orm
D
irec
ţia
de
dep
lasa
re a
au
totu
rism
ulu
i Rec
tilin
e, a
lovi
t pi
eton
ul d
e-a
lung
ul a
xei X
a a
cest
uia,
(di
n fa
ţă).
Pun
ctul
de
impa
ct
Obs
erva
ţii
Bar
ă p
rote
cţie
M
edia
n la
510
mm
faţ
ă de
sol
-
Cap
ota
Zo
na
fron
tală
, ar
ia
cent
rală
a
capo
tei
Zgâr
ietu
ri m
inor
e
Ari
pi
- -
Ech
ipam
ente
su
pu
se
def
orm
ării
Par
bri
z Ce
ntra
l la
15
0 m
m d
e m
uchi
a su
perio
ară
Spar
t, a
sco
s ch
eder
ul d
e pe
cad
rul s
ău.
*(S
e vo
r no
ta d
ate
desp
re a
utot
uris
m)
Aut
otur
ism
ul n
u a
fost
frâ
nat.
Dup
ă un
par
curs
de
apro
xim
ativ
20
m s
-a iz
bit d
e ba
rier
a ri
gidă
.
Ora
de
des
făşu
rare
: 19
13
TE
ST
2 "
PIE
TO
L
OV
IT F
RO
T
AL
"
247
Man
ech
in a
ntro
pom
etri
c R
UTY
1
Seg
men
tul d
e co
rp
Înăl
ţim
ea
[cm
] M
asa
[kg
]
Capu
l + g
âtul
26
5
Corp
ul +
mâi
nile
58
40
Pi
cioa
rele
96
28
T
otal
an
sam
blu
1
80
7
3
Dir
ecţi
a d
e lo
vire
A
fost
lovi
t di
n fa
ţă, d
e-a
lung
ul a
xei X
a a
cest
uia.
Acc
eler
aţia
max
imă
Vit
eza
un
gh
iula
ră
Seg
men
tul
de
corp
A
rtic
ula
ţia
Mo
men
tul
din
ar
ticu
laţi
e
Nu
măr
d
e m
ase
man
ech
in
X
Y
Z
X
Y
Z
Ob
serv
aţii
- -
[Nm
] -
[g]
[g]
[g]
[rad
/s]
[rad
/s]
[rad
/s]
-
Cap
ul
Gât
Ad
apta
re c
ap
biom
anec
hin
HYB
RID
II
63
7 10
0
Sunt
gr
upat
e în
in
terv
alul
16
0 –
200
ms
Şold
1
(fle
xie,
ext
ensi
e)
2 x
50
Şold
2 (
late
ral)
50
Um
ăr
2 x
9 C
orpu
l
Braţ
2
x 9
30
50
44
Sunt
în
inte
rval
ul
60
- 70
m
s,
la
rupe
rea
man
echi
nulu
i di
n ba
zin
Fem
ur s
uper
ior
2 x
15
Pic
ioar
e G
enun
chi
2 x
50
11
- -
-
Nu
s-au
fă
cut
măs
urăt
ori
*(S
e vo
r no
ta d
ista
nţel
e de
aru
ncar
e al
e pi
eton
ului
) P
ieto
nul
a fo
st
lovi
t în
zo
na
genu
nchi
lor,
a
fost
pr
oiec
tat
cu
capu
l în
pa
rbri
zul
auto
turi
smul
ui d
upă
care
s-a
rup
t di
n ar
ticu
laţi
a şo
ldul
ui.
Tru
nchi
ul ş
i ca
pul
au f
ost
purt
ate
pe c
apot
a au
totu
rism
ului
iar
pic
ioar
ele
au a
juns
sub
roţ
ile
maş
inii
fii
nd a
poi
târâ
te p
ână
la
impa
ctul
au
totu
rism
ului
cu
ba
rier
a ne
defo
rmab
ilă.
P
icio
rul
stân
g s-
a ru
pt
deas
upra
ar
ticu
laţi
ei g
enun
chiu
lui,
în ti
mpu
l col
iziu
nii p
rim
are.
248
Figura 9-18 Poziţia manechinului la începutul primului test
Figura 9-19 Poziţia finală a manechinului pieton pe sol după primul test
249
Figura 9-20 Urmele de ştergere de pe capotă şi parbrizul spart, la finalul primului test
Figura 9-21 Distanţa de proiectare în lateral a manechinului în urma primului test
250
Figura 9-22 Poziţia iniţială a manechinului în cadrul celui de al doilea test
Figura 9-23 Picioarele manechinului au fost târâte sub autoturism
251
Figura 9-24 Avariile autovehiculului în urma celui de al doilea test
252
10 NORMATIVE ŞI REGULAMENTE PRIVIND SIGURANŢA PASIVĂ A
AUTOVEHICULELOR
10.1 Introducere
O mare parte din accidentele cu urmări grave sunt generate de coliziunile cu obstacole
fixe sau cu alte vehicule în mişcare. S-a constatat că şansele de supravieţuire depind nu
numai de disiparea energiei de impact, având ca rezultat acceleraţii moderate ci şi de
menţinerea după coliziune a aşa numitul „spaţiu vital" în jurul fiecărui scaun, astfel ca
pasagerul să nu „fie strivit" între componentele vehiculului. O asemenea importanţă
deosebită a determinat efectuarea, în special în ultimele două decenii, a unor studii
minuţioase care au permis elaborarea unor metodologii de apreciere a comportării structurilor
şi a protecţiei pasagerilor în cazul unor asemenea coliziuni. Dată fiind complexitatea
fenomenelor care pot să apară în procesele coliziunilor, aceste aprecieri au la bază
încercări experimentale pretenţioase şi costisitoare soldate cu distrugerea vehiculului
analizat.
Prescripţiile tehnice impuse deja şi în România, ca ţară semnatară acordurilor cu
Comunitatea Europeană se referă separat la comportarea structurilor autovehiculului şi
la protecţia pasagerilor în cazul coliziuni; metodica încercărilor a fost preluată şi de
standardele naţionale.
10.1.1 Condiţii tehnice impuse vehiculelor în cazul coliziunilor frontale
Întrucât deformaţiile vehiculelor după încercările de coliziune frontală cât şi nivelul de
menţinere a sănătăţii persoanelor rănite în cadrul criteriilor de performanţă aferente
impactului pot furniza indicii asupra vitezelor şi traiectoriilor în momentele accidentelor, s-
a considerat utilă prezentarea în continuare a câtorva prescripţii tehnice impuse în
momentul de faţă.
253
Încercările se fac pe o pistă betonată, suficient de lungă, pentru a permite vehiculului
atingerea, în regim stabilizat, a unei viteze maxime de încercare de 64 km/h conform cu
regulamentele EuroNCAP, cele mai severe de la ora actuală. Pentru aceasta autovehiculul
poate folosi motorul propriu, dar în mod obişnuit el este tractat cu un cablu a cărui
acţiune încetează pe ultimii metri dinaintea locului impactului, pentru a nu influenţa
rezultatele măsurătorilor. Coliziunea are loc cu suprafaţa unui bloc de beton cu masa de
cel puţin 70000 kg, bine ancorat pe sol, numit curent, barieră fixă. Suprafaţa de impact,
perpendiculară pe direcţia de înaintare a autovehiculului, are lăţimea de 3 m şi înălţimea
de 1,5 m; de regulă suprafaţa este acoperită cu plăci de placaj cu grosimea de 20 mm,
iar între acestea şi beton se prevăd plăci din tablă de oţel.
Sursa Automobile DACIA
Figura 10-1 Peretele cu care are loc coliziunea
Autovehiculul trebuie echipat cu toate elementele componente, ca în starea de
exploatare normală, dar fără încărcătură. Dacă este tractat cu cablu, instalaţia de
alimentare se umple în proporţie de 90% cu un lichid neinflamabil, cu masa specifică
echivalentă cu a combustibilului; dacă este propulsat de motorul propriu, se face plinul cu
combustibil în aceeaşi proporţie de 90% a rezervorului.
Pentru măsurarea vitezei se folosesc înregistratoare cu o precizie de 1%. Având în
vedere costul ridicat al acestei probe cât şi numărul lor redus pe perioada unui an,
concomitent se efectuează şi alte încercări care au cu totul alte scopuri, astfel că
254
aparatura de măsură utilizată este deosebit de complexă şi necesită o pregătire
prealabilă pretenţioasă şi de durată.
După coliziune se execută măsurători în cadrul cărora este admisă o compresiune pe
direcţia de măsurare cu o forţă de cel mult 100 N aplicată pe o suprafaţă de 5 cm x 5
cm.
Într-o primă serie de măsurători se consideră două plane transversale verticale, dintre
care unul trece prin punctul R (mijlocul articulaţiei coxo-femurale a manechinului 3D
aşezat pe scaun) iar celălalt prin proeminenţa din habitaclu aflată cea mai în spate în
raport cu suprafaţa tabloului de bord. Se impune ca pe o lăţime de câte 150 mm de o
parte şi de alta a planului longitudinal care trece prin centrul scaunului, distanţa între
planele menţionate să nu fie sub 450 mm; aceste măsurători se fac pentru fiecare loc de
pe scaunele din faţă.
Alte măsurători, legate tot de scaunele din faţă, au în vedere trasarea, înainte de
coliziune, a liniei de intersecţie a planului longitudinal care trece prin centrul scaunului
considerat cu planul orizontal care conţine centrul pedalei frânei de serviciu în stare de
repaus. Se măsoară distanţa, pe această dreaptă, între punctele ei de intersecţie cu
partea din faţă a habitaclului şi cu planul transversal vertical care trece prin punctul R.
După coliziune, această distanţă nu trebuie să scadă sub 650 mm.
Înainte de încercări, se consideră o dreaptă orizontală transversală care trece prin
centrul pedalei frânei de serviciu în stare de repaus şi se determină punctele de
intersecţie ale acesteia cu pereţii laterali care delimitează amplasamentul picioarelor.
După impact se măsoară distanţa dintre două plane longitudinale care trec prin aceste
puncte; pentru fiecare loc de pe scaunele din faţă se impune o distanţă de cel puţin 250
mm.
Înainte de coliziune se măsoară distanţa dintre podea şi plafon de-a lungul unei drepte
verticale care trece prin punctul R şi este situată în planul longitudinal care cuprinde
centrul scaunului. Aceeaşi distanţă măsurată după impact nu trebuie să se micşoreze cu
mai mult de 10%.După coliziune se impun următoarele condiţii:
• nici o componentă rigidă din interiorul habitaclului nu trebuie să prezinte un risc de
rănire gravă pentru ocupanţi (să nu aibă suprafeţe ascuţite sau tăioase);
255
• uşile laterale nu trebuie să se deschidă în perioada impactului;
• să existe posibilitatea deschiderii unui număr suficient de uşi pentru evacuarea
pasagerilor, fără a se face apel la scule sau la mijloace de descarcerare.
10.1.2 Comportarea structurii vehiculului şi protecţia ocupanţilor în
situaţia coliziunii laterale
Ca şi în cazul precedent, efectele coliziunii laterale se analizează sub aspectele
comportării structurii vehiculului şi al protecţiei ocupanţilor. Prescripţiile tehnice se
aplică deocamdată numai acelor vehicule din categoriile M1 şi N1, la care punctul R
obţinut pentru reglajul scaunului în poziţia cea mai de jos, este situat la o înălţime, faţă
de sol, mai mică sau egală cu 700 mm.
Încercarea de coliziune laterală constă în lovirea autovehiculului (staţionat) în partea
laterală cu o barieră mobilă având masa de 950 ± 20 kg şi amplasată pe un cărucior cu
ampatamentul de 3000 mm. Suprafaţa de impact a barierei este deformabilă (fagure
din aluminiu) şi are o lăţime de 1500 mm şi o înălţime de 500 mm. Bariera mobilă se
deplasează pe o traiectorie perpendiculară pe planul longitudinal median al
autovehiculului; planul longitudinal median al barierei mobile trebuie să coincidă, în cadrul
unor distanţe de ±25 mm cu planul transversal ce trece prin punctul R al, scaunului din faţă,
de pe partea laterală unde are loc lovirea. Pista de încercare, acoperită cu îmbrăcăminte dură,
trebuie să aibă o lungime suficient de mare pentru a permite atingerea unei viteze
stabile a căruciorului de 50 ± 1 km/h; înaintea impactului cu această viteză trebuie
întreruptă legătura de tractare a căruciorului.
Vehiculul care se încearcă trebuie să fie dotat cu tot echipamentul interior care poate
influenţa măsurătorile. Rezervorul de combustibil trebuie să fie umplut cu apă în
proporţie de 80%.
Manechinul are o construcţie specială, impusă de procedura de încercare şi manevrare în
situaţia unei coliziuni laterale; el trebuie fixat cu centura de siguranţă şi aşezat pe scaun
într-o poziţie medie de reglaj a acestuia. In interiorul manechinului se prevăd traductoare
pentru măsurarea:
• acceleraţiilor centrului capului pe cele trei direcţii ortogonale X, Y şi Z;
256
• deformării cavităţii toracice în trei puncte;
• forţelor în bazinul manechinului în două locuri;
• forţelor din abdomenul manechinului.
În mod obişnuit coliziunea se efectuează pe partea laterală a conducătorului auto.
Prescripţiile tehnice impuse comportării structurii la coliziune laterală sunt aproximativ
similare cu cele referitoare la coliziunea frontală. Se impune în primul rând ca nici o uşă
să nu se deschidă în timpul încercării. După impact trebuie să fie posibile următoarele
operaţii, fără a întrebuinţa scule speciale:
• deschiderea unui număr suficient de uşi pentru evacuarea tuturor ocupanţilor;
• să se elibereze manechinul din centura de siguranţă;
• să se scoată manechinul din vehicul;
• nu trebuie să apară vârfuri sau muchii ascuţite care să sporească riscul rănirilor;
• pierderile de lichid de înlocuire sau combustibil nu trebuie să depăşească 30
grame/minut.
Referitor la protecţia ocupanţilor se impun criterii de performanţă la nivelul capului,
toracelui, abdomenului şi articulaţiei pubiene.
10.1.3 Comportarea structurii vehiculului în situaţia coliziunii din spate
Mai puţin periculoase asupra sănătăţii ocupanţilor decât coliziunile frontale sau laterale,
coliziunile din spate afectează mai mult structura de rezistenţă a vehiculului ciocnit; de
aceea şi prescripţiile tehnice impuse deocamdată autoturismelor se referă numai la
comportarea structurii habitaclului.
Pentru coliziune se utilizează o barieră mobilă sub forma unui cărucior tractat, prevăzut
cu o suprafaţă de impact plană, cu lăţimea de 2500 mm, înălţimea de 1800 mm şi cu
muchiile racordate cu raze cuprinse între 40 şi 50 mm. Elementul de lovire este
confecţionat din oţel, acoperit pe suprafaţa de impact cu un strat de placaj cu grosimea de
20 mm. Suprafaţa de impact trebuie să fie verticală, perpendiculară pe planul
longitudinal median al autovehiculului; în momentul impactului se admit abateri de 300
mm ale axei verticale mediane a suprafeţei de lovire de-o parte şi de alta a planului
257
longitudinal median al autovehiculului; în acelaşi timp se impune ca suprafaţa de impact
să cuprindă toată lăţimea vehiculului încercat. Masa totală a barierei mobile trebuie să fie de
1100 ± 20 kg. In momentul impactului, între marginea inferioară a suprafeţei de lovire şi sol
trebuie să existe o înălţime de 175 ± 25 mm. Coliziunea se face cu o viteză cuprinsă între 35
şi 38 km/h.
În locul barierei mobile de tip cărucior se poate folosi şi un pendul, cu axa de oscilaţie
de cel puţin 5 m; masa redusă şi dimensiunile suprafeţei de impact a elementului de
lovire al pendulului sunt similare ca şi la bariera de tip cărucior.
Bariera mobilă (cărucior sau pendul) trebuie să fie prevăzută cu un dispozitiv care să
împiedice un eventual al doilea impact.
Vehiculul supus încercării trebuie să se afle în stare neîncărcată sau lestat cu cel mult
10% din greutatea proprie. Se admite cuplarea unei trepte de viteze şi acţionarea frânei
de ajutor.
După coliziune, se impun următoarele condiţii:
• se măsoară înaintea coliziunii distanţa longitudinală dintre proiecţia verticală pe
podea a punctului R de la scaunul amplasat cel mai în spate şi un punct de
referinţă dispus pe o parte nedeformabilă a podelei (spre partea din faţă). Se
măsoară aceeaşi distanţă după coliziune, iar diferenţa rezultată trebuie să fie mai
mică de 75 mm (considerată ca suficientă pentru asigurarea spaţiului longitudinal
de supravieţuire);
• nici un element rigid din habitaclu nu trebuie să fie afectat încât să prezinte
vârfuri ascuţite şi muchii tăietoare care pot mări pericolul de rănire a ocupanţilor;
• portierele laterale nu trebuie să se deschidă în timpul impactului;
• să se poată deschide un număr suficient de portiere fără a fi necesară utilizarea
unor scule, astfel ca să poată fi evacuaţi toţi ocupanţii.
10.2 Regulamentul ECE 29. Prescripţii uniforme privind omologarea
vehiculelor utilitare
Prezentul Regulament se aplica vehiculelor utilitare destinate transportului de mărfuri.
El nu se aplică tractoarelor agricole.
258
Prin „omologarea vehiculului”, omologarea unui tip de vehicul, conform prescripţiilor
prezentului regulament, în ceea ce priveşte protecţia ocupanţilor cabinei unui vehicul
utilitar în cazul unui şoc frontal sau al unei răsturnări ori a unei deplasări a încărcăturii;
Prin ‘tip de vehicul’, autovehiculele care nu prezintă între ele diferenţe esenţiale, aceste
diferenţe referindu-se, în mod special, la următoarele puncte:
• dimensiuni, forme şi materiale ale elementelor cabinei vehiculului;
• fixarea cabinei pe şasiu;
Prin „plan transversal”, un plan vertical perpendicular pe planul longitudinal median al
vehiculului;
Prin „plan longitudinal”, un plan paralel cu planul longitudinal median al vehiculului.
10.3 Prescripţii
Cabina vehiculului trebuie să fie construită şi fixată pe vehicul în aşa fel încât să se evite
la maxim riscurile de vătămare ale ocupanţilor în caz de accident.
Cabina va fi supusă, la alegerea producătorului, fie la toate încercările specificate în
continuare, fie doar la încercările A şi B. Totuşi, un tip de vehicul care a fost omologat
în conformitate cu Regulamentul 33 va putea fi considerat corespunzător exigenţelor
privind şocul la coliziune frontală (încercarea A).
10.4 Metode de încercare
Înaintea încercărilor uşile cabinei vor fi închise, nu încuiate. Pentru încercarea A se va
monta motorul sau o machetă a cărei masă, montaj şi dimensiuni sunt echivalente cu
cele ale motorului.
10.4.1 Ancorajul cabinei
Pentru încercarea A, cabina va fi montată pe un vehicul. Pentru încercările B şi C,
cabina va fi montată, la alegerea producătorului, fie pe un vehicul, fie pe un cadru
distinct. Vehiculul sau cadrul trebuie să fie fixate conform prescripţiilor din paragrafele
următoare.
259
10.5 Încercarea la impact frontal (încercarea A)
10.5.1 Descrierea pendulului
Pendulul va fi din oţel, cu masa uniform repartizată: masa sa va fi de 1500 kg ± 250 kg.
Suprafaţa de lovire dreptunghiulară şi plană, va avea 2500 mm în lăţime şi 800 mm în
înălţime. Muchiile pendulului vor fi rotunjite cu o raza de curbura de cel puţin 15 mm.
Asamblarea pendulului trebuie să fie o construcţie rigidă. Pendulul va fi suspendat liber
prin două tije fixate rigid pe pendul şi distanţate cu cel puţin 1000 mm. Tijele vor avea
lungimea minimă de 3500 mm, măsurată între axa de suspendare şi centrul geometric
al pendulului.
Pendulul va fi poziţionat astfel încât, în poziţie verticală, faţa sa frontală să fie în contact
cu partea cea mai avansată a vehiculului; centrul său de masă să fie situat la 150 mm
sub punctul R şi la maxim 1400 mm deasupra solului; centrul său de masă sa fie situat
în planul longitudinal de simetrie al vehiculului.
Pendulul va lovi cabina din faţă înspre spate. Direcţia de impact va fi orizontală şi
paralelă cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului. Energia de impact va fi de
3000 kgfm pentru vehiculele cu o masă totală autorizată care nu depăşeşte 7000 kg şi
de 4500 kgfm pentru cele cu o masă totală autorizată depăşind această valoare.
10.5.2 Rezistenta acoperişului (încercarea B)
Acoperişul cabinei trebuie să reziste la o sarcină statică corespunzând unei mase
maxime pentru axa (axele) faţă a vehiculului de maxim de 10 tone. Această sarcină va
fi repartizată uniform pe toate elementele portante ale structurii acoperişului cabinei sau
ale compartimentului conducătorului, cu ajutorul unui suport rigid de formă
corespunzătoare.
10.5.3 Rezistenţa peretelui din spate (încercarea C)
Peretele din spate al cabinei trebuie să reziste la o sarcina statică de 200 kg pe tona de
sarcina utilă autorizată. Această sarcină va fi aplicată cu ajutorul unei plăci rigide,
perpendiculară pe axa longitudinală de simetrie a vehiculului, acoperind cel puţin toată
260
suprafaţa din spate a cabinei, situată deasupra lonjeroanelor şi deplasându-se paralel
cu aceasta axă.
10.6 Prescripţii privind fixarea autovehiculelor pe bancul de încercări
10.6.1 Impact frontal
Încercarea A se va efectua pe o cabină montată pe un vehicul în felul următor Figura
10-2, de mai jos. Fiecare lanţ sau cablu de ancorare trebuie să fie din oţel şi să poată
rezista la o forţă de tracţiune de cel puţin 100 kN.
10.6.2 Instalarea şasiului
Lonjeroanele şasiului se aşează pe blocuri de lemn, pe toată lăţimea lor şi pe o lungime
de cel puţin 150 mm. Partea din faţă a blocurilor nu trebuie să fie mai avansată decât
extremitatea din spate a cabinei, nici mai în spate decât mijlocul ampatamentului. La
cererea producătorului, şasiul va fi aşezat în poziţia corespunzătoare celei pe care o
ocupă la sarcină plină.
10.6.3 Fixarea longitudinală
Figura 10-2 Ancorarea autovehiculului
261
Mişcarea de recul a şasiului se limitează cu ajutorul lanţurilor sau al cablurilor A, fixate
în faţa şasiului şi simetric în raport cu axa longitudinală, distanţa între punctele de fixare
fiind de cel puţin 800 mm. După tensionare, lanţurile sau cablurile trebuie să formeze
cu planul orizontal un unghi de cel mult 25º în jos, iar proiecţia lor pe un plan orizontal
trebuie să formeze un unghi de cel mult 10º în raport cu axa longitudinală a vehiculului.
Lanţurile sau cablurile se pot încrucişa.
10.6.4 Fixarea laterală
Mişcarea laterală este limitată de lanţurile sau cablurile B, fixate în mod simetric pe
saşiu în raport cu axa sa longitudinală. Punctele de fixare pe şasiu trebuie să se afle la
cel mult 5 m şi la cel puţin 3 m de faţa vehiculului. După tensionare, lanţurile şi cablurile
trebuie să formeze cu planul orizontal un unghi de cel mult 20º în jos, iar proiecţia lor
pe un plan orizontal trebuie să formeze un unghi de cel puţin 25º şi de cel mult 45º în
raport cu axa longitudinală a vehiculului.
10.6.5 Tensionarea lanţurilor sau cablurilor şi fixarea părţii din spate
Lanţul sau cablul C este mai întâi tensionat cu o sarcină aproximativa de 100 kgf. Se
întind apoi cele 4 lanţuri sau cabluri A şi B şi se supune lanţul sau cablul C la un efort de
tracţiune de cel puţin 1000 kgf. Unghiul format de acest lanţ sau acest cablu cu planul
orizontal nu poate depăşi 15º. O forţă verticală de blocare de cel puţin 50 kgf trebuie
aplicată în punctul O între saşiu şi sol.
10.6.6 Montaj echivalent
La cererea producătorului, încercarea poate fi efectuată cu cabina montată pe un cadru
special, cu condiţia de a se aduce dovada că acest montaj reproduce pe cel existent pe
vehicul.
262
10.7 Rezistenta acoperişului
10.7.1 Cabina montată pe vehicul
Se vor lua măsuri pentru ca vehiculul să nu se deplaseze în mod sensibil în timpul
încercării. În acest scop, se va acţiona frâna de mână, se va cupla o treaptă de viteză,
la roţile din faţă se montează cale de blocare.
Deformarea diferitelor elemente ale suspensiei (arcuri, pneuri etc.) se elimină cu
ajutorul unor piese rigide.
10.7.2 Cabina montată pe un cadru
Trebuie luate masuri pentru ca, în timpul încercării, cadrul să nu se deplaseze în mod
sensibil.
10.8 Rezistenţa peretelui din spate al cabinei
10.8.1 Cabina montată pe vehicul
Se vor lua măsuri pentru ca vehiculul să nu se deplaseze în mod sensibil în timpul
încercării. În acest scop, se va acţiona frâna de mână, se va cupla o treaptă de viteză,
la roţile din faţă se montează cale de blocare.
10.8.2 Cabina montată pe un cadru
Trebuie luate masuri pentru ca, în timpul încercării, cadrul să nu se deplaseze în mod
sensibil.
263
10.9 Determinarea punctului ‘H ‘ şi unghiul real de înclinare a spătarului şi
verificarea relaţiei lor cu punctul ‘R’ şi unghiul prevăzut pentru înclinarea
spătarului
Figura 10-3 Determinarea punctului H cu ajutorul manechinului tridimensional
Punctul ‘H’, care caracterizează poziţia în habitaclu a unui ocupant în poziţia aşezat este
proiecţia, pe un plan longitudinal, a axei teoretice de rotaţie a picioarelor faţă de
toracele unui corp omenesc, reprezentat de manechinul descris în continuare.
Punctul ‘R’, sau ‘punct de referinţă al locului pe scaun’ este punctul de referinţă indicat
de constructor, care are coordonate determinate în raport cu structura vehiculului. El
corespunde poziţiei teoretice a articulaţiei bazinului (punct ‘H’) pentru poziţia, de
conducere sau de folosire normală, cea mai joasă şi cea mai din spate dată fiecăruia din
scaunele prevăzute de către producătorul vehiculului.
„Unghiul de înclinare a spătarului” este înclinarea spătarului faţă de verticală.
„Unghiul real de înclinare al spătarului” este unghiul format de verticala care
trece prin punctul H şi linia de referinţă a toracelui corpului uman, reprezentat de
manechinul descris în paragraful următor.
„Unghiul prevăzut de înclinare a spătarului” este unghiul prevăzut de producător,
care determină înclinarea a spătarului pentru poziţia, de conducere sau de folosire
normală, cea mai de jos şi cea mai din spate dată fiecăruia din scaune de către
producătorul vehiculului. El este format de punctul ’R’ cu verticala şi linia de referinţă a
toracelui şi corespunde, teoretic, unghiului real de înclinare.
264
10.9.1 Determinarea punctelor ‘H’ şi a unghiurilor reale de înclinare a
spătarelor
Se vor determina un punct ‘H’ şi un ‘unghi real de înclinare al spătarului’ pentru
fiecare loc pe scaun, prevăzut de către producător.
Atunci când scaunele situate pe acelaşi rând pot fi considerate similare (bancheta,
scaune identice etc.), nu se va determina decât un singur punct ‘H’ şi un singur
‘unghiul real de înclinare a spătarului’ pe un rând de scaune, plasând manechinul
pe un loc considerat reprezentativ pentru rândul respectiv. Acest loc va fi:
• pentru rândul din faţă, scaunul conducătorului;
• pentru rândul/rândurile din spate, un loc situat spre exterior.
Pentru fiecare determinare a punctului ‘H’ şi a ‘unghiului real de înclinare a spătarului’,
scaunul considerat se va plasa în poziţia, de conducere sau de folosire normală, cea mai
de jos şi cea mai din spate prevăzută pentru acest scaun de către producător. Spătarul,
dacă are înclinarea reglabilă, este blocat aşa cum este specificat de către producător
sau, în lipsa specificării, în aşa fel încât unghiul real de înclinare să fie cât mai aproape
cu putinţa de 25º.
10.10 Caracteristicile manechinului
Se va folosi un manechin tridimensional a cărui masă şi contur sunt cele ale unui adult
de talie mijlocie. Acest manechin este reprezentat în Figura 10-4 şi Figura 10-5. Acest
manechin cuprinde:
• două elemente care simulează unul spatele şi celalalt şezutul corpului, articulate
intr-o axă care reprezintă axa de rotaţie între bust şi coapse. Proiecţia acestei axe
pe latura manechinului este punctul ’H’ al manechinului;
• două elemente simulând gambele şi articulate în raport cu elementul simulând
şezutul;
• două elemente simulând labele picioarelor, legate de picioare prin două articulaţii
simulând gleznele;
265
• un element simulând şezutul este prevăzut cu o nivelă care permite controlul
înclinării sale în sens transversal.
Masele, reprezentând masa fiecărui element al corpului, sunt situate în puncte
adecvate, constituind centrele de greutate corespunzătoare, pentru a realiza o masă
totală a manechinului de aproximativ 76,6 kg. Detalii pentru diferite mase sunt date în
tabelul de la Figura 10-5.
Linia de referinţă a toracelui manechinului este luată în consideraţie printr-o dreaptă
trecând prin punctul de articulaţie al piciorului de bazin şi punctul de articulaţie teoretică
a gâtului pe torace vezi Figura 10-4.
10.11 Poziţionarea manechinului
Instalarea manechinului tridimensional se efectuează în modul următor:
• Se plasează vehiculul pe un plan orizontal şi se reglează scaunele după cum s-a
indicat în paragrafele anterioare;
Figura 10-4 Elementele constructive ale manechinului tridimensional
266
• Se acoperă scaunul pentru încercări cu o pânză pentru a uşura instalarea corectă
a manechinului;
• Se aşează manechinul pe locul pentru încercări, axele articulaţiilor sale fiind
perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului;
Se aşează labele picioarelor manechinului în felul următor:
• pentru locurile din faţă, în aşa fel încât nivela care permite controlul înclinării
şezutului în sens transversal sa fie adusă la orizontală;
• pentru locurile din spate, labele picioarelor sunt aşezate în aşa fel încât să fie, în
măsura posibilităţilor, în contact cu scaunele din faţă.
În cazul în care labele picioarelor se sprijină pe niveluri diferite ale podelei, laba
piciorului care ajunge prima în contact cu scaunul din faţă serveşte ca referinţă, iar
cealaltă labă a piciorului este aşezată în aşa fel încât nivela care permite controlul
înclinării transversale a şezutului să fie adusă la orizontală;
Dacă punctul ‘H’ se determină pe un loc median, labele picioarelor sunt plasate de o
parte şi de cealaltă a tunelului;
Se aşează masele pe coapse, se aduce la orizontală nivela transversală a şezutului şi se
aşează masele pe elementul care reprezintă şezutul;
Se îndepărtează manechinul de spătarul scaunului folosind bara de articulaţie a
genunchilor şi aducând spatele spre înainte. Se repune manechinul la loc pe scaun
lăsând ca şezutul să alunece spre spate până ce va întâmpina rezistenţă, apoi se va
rabate, din nou, spre înapoi spatele pe spătarul scaunului;
Se va aplica de două ori o forţă orizontală de cca. 10 daN ± 1daN 10 kgf ± 1 kgf) pe
manechin. Direcţia şi punctul de aplicare a forţei sunt reprezentate printr-o săgeata
neagră pe Figura 10-5;
Se plasează masele sub laturile stânga şi dreapta apoi masele bustului. Se menţine la
orizontală nivela transversală a manechinului.
Menţinând nivela transversală a manechinului la orizontală, se aduce spatele spre
înainte până ce masele bustului vor fi deasupra punctului ‘H’, astfel se va anula orice
frecare pe spătarul scaunului;
267
Se aduce uşor spatele spre înapoi, pentru a se termina instalarea sa.
Nivela transversală a manechinului trebuie să fie orizontală, în caz contrar, se va
proceda din nou aşa cum este indicat mai sus.
Dacă exista elemente ale vehiculului care împiedică instalarea manechinului
tridimensional, este permisă deplasarea sau demontarea lor.
Figura 10-5 Dimensiunile şi masele manechinului
268
10.12 Rezultate
Manechinul fiind instalat conform paragrafului anterior, punctul ‘H’ şi unghiul real de
înclinare a spătarului considerat sunt constituite de punctul ‘H’ şi unghiul de înclinare al
liniei de referinţă a toracelui manechinului.
Coordonatele punctului ‘H’ în raport cu trei planuri perpendiculare şi unghiul real de
înclinare a spătarului sunt măsurate pentru a fi comparate cu datele furnizate de
constructorul vehiculului.
10.13 Verificarea poziţiei relative a punctelor ‘R’ şi ‘H’ şi a raportului între
unghiul prevăzut şi unghiul real de înclinare a spătarului
Rezultatele măsurătorilor efectuate conform paragrafului anterior pentru punctul ‘H’ şi
unghiul real de înclinare a spătarului trebuie comparate cu coordonatele punctului ‘R’ şi
ale unghiului prevăzut de înclinare a spătarului care sunt indicate de către producătorul
vehiculului.
Verificarea poziţiei relative a punctelor ‘R’ şi ‘H’ şi a raportului între unghiul prevăzut şi
unghiul real de înclinare a spătarului va fi considerată ca satisfăcătoare pentru locul pe
scaun dacă punctul ‘H’, aşa cum este definit de către coordonatele sale, se găseşte într-
un dreptunghi longitudinal cu centrul în ‘R’, ale cărui laturi orizontale şi verticale sunt de
30 mm şi respectiv 20 mm, şi dacă unghiul real de înclinare a spătarului nu se
îndepărtează cu mai mult de 3º de unghiul de înclinare prevăzut.
Dacă sunt îndeplinite aceste condiţii, punctul ‘R’ şi unghiul prevăzut de înclinare vor fi
folosite pentru încercări şi, dacă este necesar, manechinul va fi ajustat pentru ca
punctul ‘H’ să coincidă cu punctul ‘R’ şi pentru ca unghiul real de înclinare a spătarului
sa coincidă cu unghiul prevăzut.
Dacă punctul ‘H’ sau unghiul real de înclinare nu corespunde prescripţiilor de mai sus,
se vor efectua alte două determinări ale punctului ‘H’ sau ale unghiului real de înclinare
(în total trei determinări). Dacă rezultatele obţinute în cursul a două din aceste trei
operaţii corespund prescripţiilor, rezultatul încercărilor va fi considerat ca satisfăcător.
Dacă rezultatele a cel puţin două din trei încercări nu corespund prescripţiilor
anterioare, rezultatul încercării va fi considerat ca nefiind satisfăcător.
269
Dacă se produce situaţia descrisă în paragraful de mai sus, sau dacă verificarea nu se
poate efectua deoarece producătorul nu a furnizat datele despre poziţia punctului ‘R’,
sau despre unghiul prevăzut de înclinare a spătarului, media rezultatelor de la trei
determinări poate fi folosită şi considerată ca aplicabilă în toate cazurile în care punctul
‘R’ sau unghiul prevăzut de înclinare a spătarului este menţionat în prezentul
Regulament.
Figura 10-6 Manechinul folosit pentru verificarea spaţiului de supravieţuire
270
Tabelul 10.1
10.13.1.1 Material - Polistiren cu densitatea 0,0169 g/cm³ Masa - 4,54 kg
10.13.1.2 Dimensiuni AA - lăţimea capului -15,3 cm AB - înălţimea combinată a capului cu gâtul - 24,4 cm D - distanţa din vârful capului până la articulaţia gâtului - 35,9 cm E - adâncimea piciorului - 10,6 cm F - distanţa de la şezut la partea de sus a umărului - 62,0 cm J - înălţimea sprijinului cotului - 21,0 cm M - înălţimea genunchiului - 54,6 cm O - adâncimea toracelui - 2,3 cm P - distanţa de la partea din spate a şezutului, la genunchi - 59,5 cm R - distanţa de la cot la vârful degetelor - 49,0 cm S - lungimea labei piciorului - 26,6 cm T - lungimea capului - 21,1 cm U - distanţa de la şezut, la vârful capului - 90,0 cm V - lăţimea umerilor - 45,3 cm W - lăţimea labei piciorului - 7,7 cm a - distanţa între punctele centrale ale şoldurilor - 17,2 cm b - lăţimea toracelui - 30,5 cm c - lăţimea capului şi a bărbiei - 22,1 cm d - grosimea antebraţului - 9,4 cm e - distanţa între linia centrală verticală a toracelui şi spatele capului - 10,2 cm f - distanţa între articulaţia umărului şi articulaţia cotului - 28,3 cm g - articulaţia genunchiului, înălţimea deasupra solului - 50,5 cm h - grosimea coapsei - 16,5 cm i - înălţimea coapsei (în poziţia aşezată) - 56,5 cm j - distanţa de la vârful capului la punctul ” H” - 81,9 cm k - distanţa între articulaţia soldului şi articulaţia genunchiului - 42,6 cm m - articulaţia gleznei, înălţimea deasupra solului - 8,9 cm
271
10.14 Regulamentul ECE 96/79 (NHTSA 214). Construcţia barierei
deformabilă
10.14.1 Structura barierei
Sursa Internet
Figura 10-7 Bariera deformabilă poziţionată pe bariera mobilă
Dimensiunile diferitelor componente ale barierei sunt:
• Înălţimea de 650 mm;
• Lăţimea 1000 mm;
• Profunzimea de 450 mm (în axa alveolei).
Materialul din care este confecţionată este Aluminiu 3003 (ISO 209), densitatea 28,6
kg/m3. Grosimea foliei, din care este construită structura NIDA, este de 0,076 mm,
dimensiunea unei alveole este 6,4 mm. Rezistenţa la rupere este de 0,342 MPa + 0% -
10%.
NOTĂ: Toate dimensiunile trebuie să respecte o toleranţă de ± 2,5 mm.
Înălţimea de 330 mm (măsurat în axa benzii de lipire a structurii NIDA);
Lăţimea 1000 mm;
Profunzimea de 90 mm (în axa alveolei).
272
Materialul din care este confecţionată este Aluminiu 3003 (ISO 209), densitatea 28,6
kg/m3. Grosimea foii, din care este construită structura NIDA, de 0,076 mm,
dimensiunea unei alveole este 19,14 mm. Rezistenţa la rupere este de 1,711 MPa + 0%
- 10%.
Este de preferat să se utilizeze un adeziv pe bază de poliuretan format din doi
componenţi ( de exemplu răşina XB 5090/1 şi întăritorul XB 5304 fabricat de CIBA
GEIGY, sau un produs echivalent).
10.15 Certificarea structurii alveolare a barierei deformabile
În documentul NHTSA TP-214 D se prezintă o procedură de încercare completă, în
vederea certificării structurii de tip fagure, din componenţa barierei deformabile. Câteva
etape şi condiţii de testare pentru structura alveolară a barierei deformabile se vor
prezenta în continuare.
10.16 Prelevarea eşantioanelor
Cu scopul de asigurare a uniformităţii rezistenţei la rupere dintr-o parte în alta a feţei
din faţă a barierei, este de preferat prelevarea a 8 eşantioane. Deoarece o astfel de
structură a fost omologată, 7 din cele 8 eşantioane trebuie să satisfacă criteriile de
rezistenţă la rupere prezentate în punctele continuare.
Localizarea eşantioanelor depinde de dimensiunile structurii alveolare. Într-o primă fază
este de preferat prelevarea a 4 eşantioane măsurând fiecare 300 mm x 300 mm x 50
mm în grosime, decupate din blocul care constituie faţa dinspre înainte a barierei.
Fiecare din aceste eşantioane de mari dimensiuni trebuie să fie tăiat într-o serie de
eşantioane de 150 mm x 150 mm x 50 mm. Omologarea se va baza pe rezultatele
obţinute în urma încercărilor la care se vor supune eşantioanele, provenind fiecare din
cele 4 puncte de prelevare. La cererea clientului se vor pune la dispoziţia clientului alte
eşantioane.
10.17 Viteza şi distanţa de rupere
Eşantionul se va rupe cu o viteză egală cu cel puţin 5,1 mm/min şi nu trebuie să
depăşească 7,6 mm/min. Profunzimea de rupere minimă va fi de 16,5 mm.
273
10.18 Achiziţia datelor
Datele, care permit compararea forţei aplicate în raport cu ruperea obţinută, trebuie să
fie achiziţionate sub o formă analogică sau numerică pentru fiecare eşantion testat. În
cazul în care datele sunt achiziţionate analogic, e necesară conversia lor ulterioară în
format numeric. Toate datele numerice trebuiesc achiziţionate la o frecvenţă de cel
puţin 5 Hz.
10.19 Procedura de lipire
Imediat înainte de lipirea lor suprafeţele foilor de aluminiu, care trebuie lipite, se vor
curăţa cu ajutorul unor solvenţi potriviţi, precum tricloretanul. De preferinţă această
operaţie se va executa în cel puţin două reprize, pentru a elimina urmele de grăsime şi
alte impurităţi depuse, apoi se recomandă lustruirea suprafeţelor curăţate cu ajutorul
hârtiei abrazive de 120 Nu se va utiliza hârtie abrazivă pe bază de carbură de siliciu sau
metalică. Suprafeţele trebuie lustruite convenabil. În timpul operaţiilor se recomandă
schimbarea cu regularitate a hârtiei abrazive, pentru a se evita colmatarea acesteia, în
acest fel se înlătură pericolul de a avea un efect de polizare. După lustruire suprafeţele
se vor curăţa din nou, după cum s-a menţionat anterior. Per total suprafeţele se vor
curăţa cu un solvent de cel puţin 4 ori. Toate impurităţile şi depunerile rezultate din
operaţiile de abraziune trebuiesc îndepărtate, cunoscându-se efectul negativ al acestora
asupra calităţii lipirii.
Adezivul se va aplica pe o singură faţă cu ajutorul unui rulou de cauciuc, prevăzut cu
nervuri. În cazul în care structura NIDA trebuie lipită pe o folie de aluminiu, adezivul se
va aplica doar pe folia de aluminiu. Cantitatea maximă de adeziv, aplicat într-un strat
omogen pe toată suprafaţa care se va lipi, este de 0,5 kg/m2, cu scopul de a obţine un
film a cărui grosime maximă să fie de 0,5 mm.
10.20 Construcţia structurii NIDA
Structura alveolară principală se va lipii pe placa de aşezare (bază) cu ajutorul
adezivului, în aşa fel încât axele alveolelor să fie perpendiculare pe placă.
Găurile de trecere, care permit montarea barierei, se vor practica în bridele de montaj.
Aceste orificii vor avea un diametru de 9,5 mm. De preferinţă se vor realiza 5 orificii, la
distanţa de 40 mm de marginea superioară a bridei superioare. În brida inferioară se
274
vor practica, în acelaşi mod alte 5 orificii, la 40 mm de capătul inferior al bridei. Orificiile
vor fii situate la distanţa 100, 300, 500, 700 şi 900 mm de fiecare margine a barierei.
Toate găurile se vor uzina cu o abatere de maxim 1 mm faţă de cotele nominale.
Sursa Internet
Figura 10-8 Bariera deformabilă vedere de ansamblu
10.21 Montajul
Se preferă fixarea solidă a barierei deformabile, la extremitatea unei mase mai mari sau
egale cu 7x104 kg, sau pe o structură solidară cu masa. Fixarea părţii din faţă a barierei
se va realiza astfel încât vehiculul să nu poată intra în contact cu nici o parte a structurii
pe o distanţă mai mare de 75 mm, măsurată de la suprafaţa superioară a barierei (brida
superioară exclusă), la un moment oarecare al impactului.
Partea din faţă a suportului pe care este fixată bariera deformabilă va fi plană şi
continuă pe toată înălţimea şi lungimea acesteia, şi se va situa într-un plan vertical ± 1°
şi perpendicular ± 1° pe axa pistei de accelerare a autovehiculului. Aria de fixare nu va
suferi deplasări mai mari de 10 mm în timpul încercării. În anumite cazuri se va apela la
sisteme suplimentare de reţinere, cu scopul de a preveni deplasarea blocului de beton.
Marginea barierei deformabile se va alinia corect în raport cu blocul de beton, în funcţie
de latura autovehiculului testat.
Bariera deformabilă se va fixa pe blocul de beton cu ajutorul a 10 buloane, 5 pe brida
de montaj superioară şi 5 pe brida de montaj inferioară. Buloanele au un diametru de 8
mm minim. Se vor utiliza benzi de fixare din oţel pentru bridele superioară şi inferioară
275
de montaj. Aceste benzi vor avea 60 mm înălţime, 1000 mm lungime, iar grosimea de
minim 3 mm. Cinci orificii de 9,5 mm se vor uzina prin aceste benzi, astfel încât acestea
să corespundă cu orificiile practicate în bridele de montaj ale barierei. Toate
dispozitivele de strângere şi fixare trebuie să reziste la încercarea de impact.
10.22 Pregătirea autovehiculului pentru testele de coliziune decalate
10.22.1 Zona de încercări
Aria în care se vor desfăşura încercările trebuie să fie suficient de mare pentru a se
putea amenaja pista de lansare, bariera şi instalaţiile tehnice necesare. Partea finală a
pistei, cu minimum cinci metri înainte de locul de impact, trebuie să fie orizontală, plană
şi lisă.
Sursa EuroNCAP
Figura 10-9 Schema coliziunii decalate 40%
10.22.2 Bariera
Faţa anterioară a barierei este formată dintr-o structură deformabilă, definită anterior,
şi este perpendiculară ± 1° pe traiectoria pe care se va deplasa autovehiculul supus
testării. Bariera este aşezată pe o masă a cărei greutate nu este mai mică de 7x105 N,
şi a cărei faţă anterioară este verticală ± 1°. Această masă este ancorată de sol, sau
este amplasată pe sol şi echipată cu dispozitive suplimentare de oprire şi ancorare astfel
încât deplasările să-i fie limitate.
10.22.3 Orientarea barierei
Orientarea barierei se face astfel încât primul contact al vehiculului cu ea să se situeze
pe partea pe care este amplasată coloana de direcţie. Deoarece testele se pot realiza cu
276
autovehicule care au postul de conducere amplasat pe partea stângă sau dreaptă,
serviciul tehnic responsabil de încercări va alege postul de conducere amplasat cel mai
puţin favorabil.
10.22.4 Alinierea autovehiculului în raport cu bariera
Autovehiculul va suferi o coliziune de tipul 40% ± 20 mm grad de acoperire.
10.23 Starea autovehiculului
10.23.1 Specificaţii generale
Vehiculul supus testelor trebuie să fie reprezentativ pentru producţia de serie, cu toate
echipamentele instalate normal şi puse în stare de funcţionare. Se pot înlocui anumite
componente, prin mase echivalente, astfel încât o astfel de substituţie să nu influenţeze
sensibil rezultatele măsurate.
Pentru încercări se consideră că masa autovehiculului este masa de ordine de mers cu
autovehiculul gol. Rezervorul de carburant trebuie umplut cu apă, astfel încât masa sa
să fie 90% din cea a unui rezervor plin, conform specificaţiilor date de constructor, cu o
toleranţă de ±1%.
Toate circuitele auxiliare (frânare, răcire, etc.) pot fi golite, dar masa lichidului trebuie
compensată.
Dacă masa aparatelor de la bordul autovehiculului depăşeşte cele 25 kg autorizate, ele
pot fi compensate prin lipsă, ele neavând nici un efect sensibil asupra acurateţei
rezultatelor. Totuşi masa aparaturii de măsură nu trebuie să depăşească sarcina de
referinţă pe fiecare axă cu mai mult de 5%, în valori absolute acest ecart nu trebuie să
fie mai mare de 20 kg.
10.23.2 Amenajarea habitaclului
Poziţia volanului, dacă acesta este reglabil, trebuie plasat în poziţia normală prevăzută
de constructor, sau în poziţia mediană a plajei de reglare. La sfârşitul deplasării
propulsate a autovehiculului, volanul trebuie să fie liber, poziţionat pentru deplasarea
rectilinie înspre înainte
277
Geamurile mobile ale autovehiculului sunt în poziţia închis. Pentru măsurătorile în curs,
şi în acord cu constructorul, ele pot fi coborâte, cu condiţia ca manivela de acţionare să
fie poziţionată pe opţiunea închis.
Levierul de schimbare a vitezelor trebuie să fie la punctul mort.
Pedalele trebuie să fie în poziţia normală de repaus. Dacă sunt ajustabile, ele trebuie să
fie plasate în poziţia mediană, dacă constructorul nu indică o altă poziţionare.
Uşile trebuie să fie închise dar nu blocate.
Trapa superioară, dacă autovehiculul este prevăzut, va fi în poziţia închis. Parasolarul
trebuie rabatat. Oglinda retrovizoare interioară trebuie să fie în poziţie normală de
utilizare.
Tetierele reglabile în înălţime trebuie să fie în poziţia de ridicare maximă.
Scaunele din faţă trebuie să fie amplasate la punctul H, sau în poziţie mediană, sau în
poziţia de blocare cea mai apropiată de cea a înălţimii definită de constructor (dacă sunt
reglabile independent în înălţime). În cazul unei banchete, se va lua ca referinţă punctul
H al locului conducătorului auto.
Spătarul scaunelor din faţă trebuie reglat astfel încât înclinarea torsului manechinului să
fie cât mai apropiată posibil de cea recomandată de constructor, pentru o utilizare
normală. În cazul absenţei oricăror indicaţii particulare spătarul scaunelor din faţă va fi
înclinat 25° spre înapoi, în raport cu axa verticală.
Banchetele din spate, dacă sunt reglabile, trebuie să fie în poziţia cea mai înspre înapoi
posibilă.
10.24 Manechinele antropometrice
Un manechin de tipul Hybrid III, echipat şi reglat conform specificaţiilor proprii acestui
tip, este instalat în fiecare din scaunele faţă. Pentru încercări autoturismul va fi echipat
cu sistemele de reţinere prevăzute de constructor.
10.25 Amplasarea şi instalarea manechinelor
Planul de simetrie al manechinului trebuie să coincidă cu planul median al scaunului.
278
Figura 10-10 Amplasarea manechinelor în habitaclu
Pentru bancheta conducătorului, planul de simetrie al manechinului trebuie să se afle în
planul vertical care trece prin centrul volanului, acest plan fiind paralel cu planul
median, longitudinal al autovehiculului. Poziţia manechinului din dreapta trebuie să fie
simetrică cu cea a manechinului aşezat pe scaunul conducătorului, în raport cu planul
longitudinal, median al autovehiculului.
Dacă autovehiculul este dotat pe locul din faţă cu banchetă destinată pasagerilor,
manechinele se vor amplasa astfel încât planul lor de simetrie să coincidă cu planul
median al locurilor definite de constructor.
10.26 Instalarea manechinelor
10.26.1 Capul
Panoul transversal al aparatelor de măsură instalate în capul manechinului trebuie să fie
în poziţie orizontală.
Pentru punerea la nivel al capului manechinului supus testărilor în autovehiculul echipat
pe partea dreaptă cu scaun cu spătar nereglabil, trebuie să se îndeplinească
următoarele:
Reglarea poziţiei punctului H în limitele prescrise în continuare. Aceasta se poate face
prin reglarea unghiului pelvian al manechinului. Dacă, după aceste operaţii, panoul nu
este încă la nivel se va regla suportul gâtului manechinului, cu aproximativ 2,5°, până la
poziţionarea corectă a capului.
279
10.26.2 Braţele
Manechinul amplasat pe locul conducătorului trebuie să aibă braţele adiacente torsului,
axele mediane fiind, pe cât este posibil, verticale. Manechinul amplasat pe locul din
dreapta trebuie să aibă braţele în contact cu spătarul şi cu flancurile scaunului.
Palmele manechinului amplasat pe scaunul conducătorului trebuie să fie în contact cu
marginea exterioară a volanului, la nivelul axei mediane, orizontale a marginii volanului.
Degetele trebuiesc să fie poziţionate pe marginea volanului şi fixate lejer cu bandă
adezivă, astfel încât mâinile manechinului supus unor forţe crescătoare de cel puţin 9 N,
dar care să nu depăşească 22 N, să se poată desprinde de volan.
Palmele manechinului amplasat în dreapta trebuie să fie în contact cu exteriorul
coapselor. Degetul mic trebuie să atingă perna scaunului.
10.26.3 Torsul
În autovehiculele dotate cu banchete, partea superioară a torsului manechinelor
instalate trebuie să exercite o apăsare pe spătar. Planul sagital median al manechinului
de pe locul conducătorului trebuie să fie vertical şi paralel cu axa longitudinal mediană a
autovehiculului şi trece prin centrul volanului.
Planul sagital median al manechinului aşezat pe locul pasagerului din dreapta trebuie să
fie vertical şi paralel cu axa mediană longitudinală a autovehiculului şi la aceeaşi
distanţă de axa mediană longitudinală a autovehiculului, ca şi planul sagital median al
manechinului „conducător”.
În autovehiculele echipate cu scaun individual, partea superioară a torsului
manechinelor trebuie să se sprijine pe spătarul scaunelor. Planul sagital median al
acestor manechine trebuie să fie vertical şi să coincidă cu axa mediană longitudinală a
scaunelor.
10.26.4 Partea superioară a membrelor inferioare
Partea superioară a picioarelor manechinelor, amplasate pe locul conducătorului şi al
pasagerului din dreapta, trebuie să se sprijine pe perna scaunului, în măsura în care
poziţiile părţilor inferioare a picioarelor permit. Distanţele iniţiale între suprafeţele
exterioare ale genunchilor trebuie să fie de 270 mm ± 10 mm. În măsura în care este
280
posibil, piciorul stâng al manechinului aşezat pe scaunul conducătorului şi picioarele
manechinului aşezat pe locul din dreapta trebuie să fie într-un plan longitudinal vertical.
În măsura în care este posibil gamba dreaptă a manechinului „conducător” va fi într-un
plan vertical.
10.26.5 Partea inferioară a membrelor inferioare
Gamba dreaptă, împreună cu laba piciorului manechinului aşezat pe locul
conducătorului se va sprijini pe pedala de acceleraţie, fără a exercita vreo apăsare,
călcâiul fiind sprijinit de podea, talpa piciorului fiind în planul pedalei. Dacă laba
piciorului nu poate fi amplasată pe pedală, ea va trebui să facă un unghi de 90° cu tibia,
călcâiul sprijinindu-se de podea. Călcâiul piciorului stâng se va poziţiona cât mai spre
înainte şi se va sprijini de podea. Piciorul stâng se va rezema, pe cât posibil cu talpa de
partea oblică a podelei. Axa mediană longitudinală a piciorului va fii paralelă cu axa
mediană longitudinală a vehiculului.
Călcâiele manechinului amplasat pe scaunul din dreapta conducătorului vor fi
poziţionate cât mai în faţă posibil şi se vor sprijini de planşeu, cu tălpile pe partea
înclinată a acestuia. Axele mediane longitudinale ale picioarelor vor trebui să fie paralele
cu axa mediană longitudinală a autovehiculului.
Aparatele de măsură instalate nu trebuie să influenţeze în nici un fel deplasarea
manechinului în timpul crash-ului. Temperatura manechinelor şi a instrumentaţiei
trebuie să fie stabilizată şi menţinută în plaja de 19 – 22° C.
Hainele manechinelor vor fi din bumbac, mulate, cămaşă cu mâneci scurte şi pantaloni,
conform specificaţiilor FMVSS 208. Manechinele vor purta în fiecare picior încălţăminte
militară, după standardul american MIL-S 13192, a căror greutate nu va depăşi 0,57 ±
0,1 kg fiecare.
10.27 Reglarea sistemelor de reţinere
Manechinele vor fi asigurate cu centura de siguranţă. Centura abdominală va fi
pretensionată cu o forţă de 9 – 18 N.
281
10.28 Propulsia şi traiectoria autovehiculului
Autovehiculul este pus în mişcare sau prin grupul său motopropulsor, sau prin alte
dispozitive de propulsie. În momentul impactului, vehiculul nu trebuie să fie supus
acţiunii vreunui dispozitiv auxiliar de ghidare sau propulsie. Traiectoria autovehiculului
trebuie să fie astfel încât să se îndeplinească condiţiile de încercare dorite.
10.29 Viteza de încercare
În momentul impactului, vehiculul trebuie să aibă viteza de 56 –0/+1 km/h. Totuşi,
dacă încercarea s-a desfăşurat la o viteză de impact superioară, iar vehiculul a
corespuns cerinţelor de siguranţă impuse, încercarea se consideră a fi efectuată cu
succes.
10.30 Procedura de certificare a gambei şi labei piciorului manechinului
10.30.1 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii anterioare a piciorului
manechinului
Scopul încercărilor este de a măsura răspunsul piciorului şi gleznei manechinului Hybrid
III la şocuri bine definite, provocate de un pendul cu suprafaţa dură. Pentru încercări
sunt utilizate părţile inferioare ale membrelor inferioare ale manechinului, genunchii
fiind incluşi. Genunchii sunt fixaţi pe suportul de încercat cu ajutorul unui simulator
dinamometric.
10.30.2 Metode de încercare
Înainte de încercări, fiecare gambă va fi menţinută timp de 4 ore la o temperatură de
22 ± 3° C şi o umiditate relativă de 40 ± 30 %. Suprafeţele impactorului şi pielea
manechinului, care vin în contact, vor fi curăţate cu alcool izopropilic. Accelerometrul
montat în pendul va fi orientat astfel ca axa sa de lucru să fie paralelă cu direcţia de
impact, la contactul cu piciorul. Suportul de încercări se va fixa rigid, pentru a se evita
orice mişcare posibilă în timpul impactului. Axa mediană a simulatorului dinamometric al
femurului trebuie să fie verticală, cu o toleranţă de ± 0, 5°. Montajul se reglează astfel
încât linia care uneşte articulaţia genunchiului şi şurubul de fixare a gleznei să fie
orizontală, cu o toleranţă de ± 3°, călcâiul se va sprijini pe foi de material cu un
282
coeficient mic de frecare. Înainte de fiecare încercare articulaţia genunchiului se va
ajusta în strângere folosind mase în plaja de 1,5 ± 0, 5 g. Articulaţia gleznei se va regla
astfel ca mişcările ei să fie libere, apoi se va strânge pentru a fixa laba piciorului pe folia
din material cu coeficient redus de frecare.
Pendulul rigid este compus dintr-un cilindru orizontal al cărui diametru este 50 ± 2 mm
şi un braţ de suport al pendulului al cărui diametru este de 19 ± 1 mm. Cilindrul are
masa de 1,25 ± 0,02 kg, în aceasta fiind incluse toată instrumentaţia şi braţul suport al
pendulului. Braţul pendulului are de 285 ± 5 g. Masa tuturor părţilor pendulului, care au
o mişcare de rotaţie şi care sunt ataşate de braţul suport nu trebuie să depăşească 100
g. Lungimea între axa orizontală centrală a cilindrului şi axa de rotaţie a ansamblului
pendulului este de 1250 ± 1 mm. Axa longitudinală a cilindrului este orizontală şi
perpendiculară pe direcţia de impact. Pendulul trebuie să lovească partea de dedesubt a
piciorului, la o distanţă de 185 ± 2 mm de călcâiul care se reazemă pe platforma
orizontală şi rigidă, în aşa fel încât axa longitudinală mediană a braţului pendulului să
facă cu verticala un unghi de incidenţă maxim de 1° la impact. Pendulul trebuie să fie
ghidat astfel încât orice mişcare laterală, verticală sau de pivotare să fie exclusă.
Între două încercări executate pe aceeaşi gambă trebuie să existe un ecart în timp de
30 minute.
Când talpa fiecărui picior este lovită cu viteza de 6,7 ± 0,1 m/s momentul de
încovoiere maxim al tibiei, în lungul axei y (My) trebuie să fie de 120 ± 25 Nm. Când
tibia este lovită cu 2,1 ± 0,3 m/s forţa de impact, adică produsul dintre masa pendulului
şi deceleraţia măsurată, trebuie să fie de 2,3 ± 0,3 kN.
10.30.3 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii posterioare a piciorului
fără încălţăminte.
Când talpa fiecărui picior este lovită cu viteza de 4,4 ± 0,1 m/s acceleraţia maximă a
pendulului trebuie să fie în plaja 295 ± 50 g. Spre deosebire de cazul precedent
pendulul va percuta partea de dedesubt a piciorului la o distanţă de 62 ± 2 mm de la
baza călcâiului.
283
10.30.4 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii posterioare a piciorului
încălţat.
Când talpa fiecărui picior este lovită cu viteza de 6,7 ± 0,1 m/s forţa maximă de
compresiune a tibiei Fz va avea valoarea de 3, 3 ± 0, 5 kN. Ca şi în cazul precedent
pendulul va percuta partea de dedesubt a piciorului la o distanţă de 62 ± 2 mm de la
baza călcâiului.
10.31 Regulamentul ECE 42. Bara de protecţie şi elementele sale
constructive. Teste de impact cu cărucior mobil
Securitatea pasivă urmăreşte nu numai protecţia ocupanţilor la impact, ci şi a mărfurilor
transportate sau a unor subansamble ale vehiculului. Un rol important în protecţia
structurii vehiculului la coliziuni frontale, din spate, sau în colţuri revine barelor paraşoc
din faţă şi din spate.
Pentru încercări se foloseşte un pendul cu lungimea minimă a braţului de 3350 mm,
având la capăt corpul de impact a cărui masă trebuie să se poată modifica încât să
ajungă egală cu masa totală maximă constructivă a autoturismului.
Încercările se fac pentru următoarele variante de impact:
• longitudinal axial în faţă şi în spate;
• longitudinal decalat cu 300 mm în plan orizontal în raport cu axa mediană, din
faţă şi din spate;
• în colţuri, astfel ca planul A al corpului de impact să formeze un unghi de 60° cu
planul longitudinal median.
Încercările se desfăşoară atât cu autoturismul gol cât şi încărcat; în ultimul caz,
autoturismul se încarcă cu călători sau cu mase adiţionale de câte 75 kg (masa standard
a unui ocupant) dispuse în funcţie de numărul de locuri, conform indicaţiilor din tabelul 9.2.
Pe parcursul probelor nu trebuie acţionat sistemul de frânare, iar schimbătorul de viteze
trebuie pus pe poziţia neutră.
Pentru coliziunile frontale şi din spate, se impune o viteză de impact de 4 km/h; la
coliziunile în colţuri se impune viteza de 2,5 km/h.
284
Viteza de impact W se obţine prin reglarea unghiului 0 al pendulului, între cele două
mărimi existând relaţia:
2
104.0cos
⋅=W
arG (10.1)
în care W se exprimă în km/h. În urma încercărilor menţionate anterior, trebuie
îndeplinite următoarele condiţii tehnice:
• sistemul de iluminare trebuie să rămână în funcţiune şi să fie vizibile toate lămpile.
Se admit refaceri a unor eventuale dereglaje a farurilor sau înlocuiri de becuri la
care s-au rupt filamentele;
• uşile, capacul portbagajului şi capota motorului trebuie să poată fi acţionate
normal;
• uşile laterale nu trebuie să se deschidă în timpul impactului;
• sistemele de răcire şi de alimentare cu combustibil nu trebuie să permită scurgeri
de lichid sau să sufere vreo altă avarie;
• circuitul de gaze arse nu trebuie să prezinte neetanşeităţi sau alte avarii care să
conducă la o funcţionare anormală;
• echipamentul de propulsie, suspensia, anvelopele, direcţia şi sistemul de frânare
trebuie să aibă o funcţionare normală.
Tabelul 10.2. Dispunerea călătorilor (sau maselor echivalente) în funcţie de capacitatea
de încărcare a autoturismului
Număr locuri Număr Dispunere
2 şi 3
2
2 pe scaunele din faţă 4 şi 5
3
2 pe scaunele din faţă 1 pe scaunul din spate
6 şi 7
4
2 pe scaunele din faţă 2 pe scaunele cele mai din spate
8 şi 9
5
2 pe scaunele din faţă 3 pe scaunele cele mai din spate
Prin această procedură se determină rezistenţa la impact a elementelor barei de
protecţie (în general din module de plastic) ataşate vehiculului în cazul acelor ţări care
au adoptat regulamentul ECE 42 sau un regulament similar.
285
Barele paraşoc trebuie să fie astfel concepute şi plasate încât să reziste şi să protejeze
sistemele de iluminare – semnalizare, răcire, frânare, eşapament, alimentare cu
combustibil, închidere şi blocare uşi şi capote, în urma unui impact la viteză redusă.
10.31.1 Metoda de testare
Testul definit în această procedură tinde să reproducă cât mai fidel condiţiile care apar
în cazul impactului unui vehicul cu bara de protecţie, în cazul staţionării şi cu frâna
neacţionată.
Pentru simplitatea metodei elementele barei de protecţie au fost rigidizate de sol. Un
cărucior mobil loveşte bara cu o viteză, în aşa fel încât nivelul energiei sa corespundă cu
cel al impactului «pendulului» (vezi procedura de testare 32-09-839).
Acest test permite să se înregistreze orice solicitare sau penetrare a barei.
10.31.2 Facilităţi de testare necesare
Construcţie rigidă încastrată într-o construcţie de cărămidă şi care poate fi uşor
asamblată sau dezasamblată.
Un cărucior mobil care se deplasează pe pneuri, iar pe partea cu care se loveşte este
montat un berbec; pentru anumite teste berbecul este înlocuit cu o suprafaţa plană.
Un cărucior ghidat pe şine, cu excepţia ultimilor 30 cm înaintea impactului.
Un sistem de antrenare a căruciorului, ca de exemplu conectarea acestuia la un cablu
de care este prinsă o greutate care cântăreşte aproximativ 200 kg şi care se mişcă
vertical, de sus în jos, sub efectul gravitaţiei şi care este capabil să tragă căruciorul
înapoi.
10.31.3 Echipamentul de măsurare necesar
Viteza la care se produce impactul este măsurată cu ajutorul unor senzori fotoelectrici.
Deceleraţia maximă din momentul impactului este măsurată cu ajutorul unui
accelerometru, care măsoară acceleraţii de ±10 g.
Penetraţia maximă a berbecului în volumul reprezentat de bara de protecţie este
măsurată cu ajutorul unui senzor potenţiometric.
286
Un aparat de aer condiţionat capabil să măsoare temperaturi cuprinse între - 20º C şi +
40º C.
10.31.4 Pregătirea elementelor barei de protecţie
Elementele barei de protecţie trebuie să corespundă cu proiectanţilor şi cu cerinţele
destinaţiei lor specifice.
O perioadă de cel puţin 48 de ore trebuie să treacă în cazul când unul din elementele
de testare este proaspăt vopsit, până când acesta va fi supus testării.
Părţile trebuie depozitate la temperatura mediului ambiant şi ferite de intemperii.
10.31.5 Condiţiile de montare
Toate elementele barei de protecţie sunt montate pe un cadru rigid conform normelor
impuse de proiectant, greutatea căruciorului trebuie ajustată conform valorii specificate.
Sistemul de acţionare trebuie ajustat în aşa fel încât acţiunea sa, să înceteze cu 10 cm
înaintea punctului de impact.
Planul A al berbecului trebuie sa fie vertical şi perpendicular pe axa mediană
longitudinală a căruciorului.
10.31.6 Impactul longitudinal
Bara de protecţie este poziţionată astfel încât tăblia din faţa sa fie în contact cu
berbecul. Planul cadrului care suportă bara trebuie să fie perpendicular pe planul
longitudinal al căruciorului. Poziţia relativă a axei mediane longitudinală a berbecului în
raport cu cea a barei de protecţie este ajustată în funcţie de tipul impactului dorit,
centrat sau necentrat, Figura 10-12;
10.31.7 Impactul cu părţile extreme
Bara este poziţionată în aşa fel încât unul din colţurile tăbliei din faţă este în contact cu
centrul berbecului. Planul A al berbecului formează un unghi de 60º cu planul median
longitudinal al barei, Figura 10-12.
287
Figura 10-11 Dimensiunile corpului de impact (berbecului)
Figura 10-12 Schema încercării barelor paraşoc la viteze reduse
288
Sursa Gheorghe Tămase
Figura 10-13 Testul de încercare frontal axial al barei de protecţie
Sursa Gheorghe Tănase
Figura 10-14 Testul de încercare oblic frontal la 60º al barei de protecţie
289
10.31.8 Poziţionarea senzorilor
Senzorii de penetrare
Oricare ar fi tipul impactului, fixarea senzorilor, se face paralel cu linia centrului
impactului, plasaţi în planul de simetrie vertical şi aflaţi la 400 mm faţă de aceasta linie.
Senzorii de deceleraţie ai căruciorului
Montarea senzorilor de deceleraţie se face de-a lungul axei longitudinale a căruciorului
şi pe cadru.
Senzorii de viteză
Senzorul de viteză este de fapt un senzor fotoelectric fix. Acesta trebuie fixat la o
distanţă de 100 mm faţă de punctul de impact al berbecului.
10.31.9 Testul de încercare
Cu bara fixată, se notează poziţia părţii din faţa în corelare cu cadrul prin înregistrarea
valorilor dimensiunilor A, B, C, D, E, F, G, aşa cum este arătat în Figura 10-15. O tijă de
frânare mobilă se plasează de-a lungul axei mediane longitudinale a barei. Poziţia ei
iniţială este data de punctul H, aşa cum este arătat în Figura 10-15.
Figura 10-15 Cotele care urmează a fi înregistrate în urma testului
O altă tijă de frânare mobilă, cuplată cu echipamentul de măsurare a penetraţiei
berbecului este plasat de-a lungul axei mediane longitudinale a berbecului şi are un
290
capăt aplicat împotriva feţei plane a berbecului. În felul acesta se poate înregistra
mărimea penetraţiei berbecului în elementul de încercat.
Fiecare element de încercat este supus la mai multe teste respectând următoarele
reguli:
• impact longitudinal, centrat, la cota Hc (încărcat);
• impact longitudinal, centrat, la cota Hv (neîncărcat);
• impact longitudinal, necentrat, la cota Hc;
• impact longitudinal, necentrat, la cota Hv;
• impactul colţului, la cota Hc;
• impactul colţului, la cota Hv.
Testele trebuie efectuate la 2.15 km/h, 2.8 km/h, 3.5 km/h pentru impactul
longitudinal, sau 2.1 km/h pentru impactul colţului.
După fiecare impact, se înregistrează dimensiunile A’, B’, C’, D’, E’, F’, G’, H’.
10.31.10 Rezultatele măsurătorilor
Se notează deceleraţia maximă a căruciorului (sau forţa maximă care acţionează asupra
cadrului rigid), penetraţia maximă a berbecului şi viteza de impact toate cu o precizie de
două zecimale.
Se înregistrează următoarele grafice:
• deceleraţia căruciorului şi gradul de penetrare a berbecului în funcţie de timp;
• deceleraţia căruciorului (sau forţa maximă care acţionează asupra cadrului rigid)
în funcţie de gradul de penetrare a berbecului.
• Nivelul de filtrare al semnalelor trebuie sa fie de 100 Hz;
• Se măsoară temperatura elementului de încercat;
• Deformaţiile permanente ale elementului de încercat cum ar fi: A-A’,…, G-G’;
• Deformaţia maximă a elementului de încercat din timpul impactului (diferenţa H-
H’);
• Orice avarie suferită de elementul de încercat (rupturi, uzuri, semne, etc.),
lungimea acesteia, şi locaţia ei (se ataşează o fotografie sau o schiţă de mână).
291
Impactul centrat: axa mediana longitudinală a berbecului coincide cu axa mediană
longitudinală a barei de protecţie.
Impactul necentrat: axa mediană longitudinală a berbecului este paralelă cu axa
mediană longitudinală a barei de protecţie; marginea berbecului nu trebuie să se
găsească în afara unui câmp delimitat de două plane care trec prin extremităţile barei
şi paralele cu planul median longitudinal al barei.
10.32 Dispozitive antiîmpănare
Dispozitivele antiîmpănare sunt structuri care se anexează barelor de protecţie;
dispozitivele antiîmpănare faţă se montează pe vehicule din categoriile N2 şi N3 iar cele
antiîmpănare spate se montează şi pe vehiculele din categoriile O3 şi O4. După cum se
observă, asemenea dispozitive se montează numai pe vehicule mari, fiind destinate să
împiedice intrarea sub vehicul a autoturismelor, motocicletelor şi bicicletelor în cazul unor
coliziuni frontale sau din spate.
Protecţia „antiîmpănare faţă" poate fi oferită şi de părţi ale şasiului sau caroseriei care,
prin formă şi amplasament pot împiedica pătrunderea sub vehicul a autovehiculelor din
categoriile L, M şi N în situaţia unei coliziuni frontale.
Sursa Gaiginschi, R., Filip, I. Expertiza tehnică a accidentelor rutiere
Figura 10-16 Schema pentru amplasarea punctelor de aplicaţie a forţelor
Dispozitivul antiîmpănare faţă se construieşte sub forma unei traverse a cărei înălţime
trebuie să fie de cel puţin 100 mm la vehiculele din categoria N2 şi de cel puţin 120 mm la
292
vehiculele din categoria N3. Nu se admit îndoituri către înainte ale marginilor laterale ale
traversei; muchiile traversei trebuie să fie rotunjite cu o rază de cel puţin 2,5 mm.
Dacă dispozitivul este conceput ca să poată ocupa mai multe poziţii, trebuie să fie
prevăzut cu un sistem de zăvorâre care să asigure fixarea sigură în poziţia de funcţionare
dorită. Suprafeţele exterioare ale traversei trebuie să fie netede sau ondulate orizontal;
se admite prezenţa pe suprafaţa exterioară a capetelor şuruburilor sau niturilor de montaj
cu condiţia să fie rotunjite şi să nu iasă în afara suprafeţei cu mai mult de 10 mm.
Dispozitivul antiîmpănare faţă trebuie să aibă o rezistenţă suficient de mare la forţe
aplicate asupra lui pe direcţie longitudinală. Rezistenţa se verifică static, prin aplicarea
unor forţe în diverse puncte ale suprafeţei exterioare. încercările pot fi efectuate pe
vehicul, pe un element de structură a vehiculului echipat cu dispozitivul antiîmpănare,
sau pe un banc de încercări special. În timpul încercării, vehiculul sau structura separată
a sa trebuie să fie asigurate contra deplasării longitudinale. Dacă încercările se fac pe
vehicul, acesta trebuie să fie gol, să se afle pe o suprafaţă plană, dură şi netedă, roţile
din faţă să fie direcţionate pentru mersul în linie dreaptă iar anvelopele să fie umflate la
presiunea recomandată de producător. În prima fază se marchează punctele de aplicare
a forţelor. Astfel, punctele P1 sunt dispuse la o distanţă de cel mult 200 mm către
interior faţă de planul longitudinal vertical tangent la extremităţile exterioare ale
anvelopelor, Figura 10-16 roţilor din faţă. Punctele P2 sunt situate simetric faţă de
planul longitudinal median al vehiculului, iar distanţa între ele trebuie să fie cuprinsă
între 700 mm şi 1200 mm. Înălţimea punctelor P1 şi P2 nu trebuie să fie mai mare de 445
mm. Forţele de încercare trebuie aplicate separat, în fiecare din punctele menţionate; ele
trebuie să atingă valoarea impusă în cel mai scurt timp posibil iar dispozitivul de
antiîmpănare trebuie să le suporte o perioadă de cel puţin 0,2 secunde.
În punctele P1 se aplică succesiv pe direcţie orizontală, în plan longitudinal, o forţă
egală cu 50% din greutatea maximă a tipului de vehicul căruia îi este destinat
dispozitivul, dar nu mai mare de 80000 N.
În punctele P2 se aplică succesiv, tot pe direcţie orizontală şi în plan longitudinal, o forţă
egală cu 100% din greutatea vehiculului căruia îi este destinat dispozitivul, dar nu mai
mare de 160000 N. Se consideră că rezistenţa dispozitivului de antiîmpănare faţă este
suficientă dacă punctele de aplicaţie a forţelor menţionate nu se deplasează către partea
din spate, pe direcţie orizontală, cu mai mult de 400 mm.
293
La dispozitivele de antiîmpănare faţă se admite o gardă la sol de cel mult 400 mm. Lăţimea
nu trebuie să depăşească gabaritul în lăţime al autovehiculului la nivelul anvelopelor roţilor
axei din faţă, dar nici mai mică cu cel mult 100 mm de fiecare parte laterală.
Acestea sunt construite dintr-o traversă care trebuie să aibă o înălţime a secţiunii de cel
puţin 100 mm, iar modulul ei de rezistenţă la încovoiere trebuie să fie de cel puţin 20 cm3.
La fel ca şi dispozitivele faţă, cele din spate nu trebuie să aibă o lăţime mai mare decât
lăţimea vehiculului măsurată între extremităţile laterale ale anvelopelor axei spate; se
admite ca lăţimea (minimă) să fie redusă cu cel mult 100 mm pe fiecare parte laterală.
Nu se admit îndoituri spre spate ale marginilor dispozitivului şi nici muchii ascuţite.
Amplasarea unui dispozitiv de antiîmpănare spate este obligatorie dacă:
• vehiculul se poate deplasa cu o viteză mai mare de 30 km/h;
• platforma de încărcare este situată la o înălţime mai mare de 700 mm, iar între
capătul din spate al platformei de încărcare şi centrul ultimei axe este o distanţă
mai mare de 1000 mm.
Şi în situaţia vehiculului gol, garda la sol a dispozitivului antiîmpănare spate nu trebuie să
fie mai mare de 500 mm.
Rezistenţa dispozitivului se verifică prin aplicarea unor forţe în diverse puncte ale
traversei. O forţă orizontală egală cu 50% din greutatea maximă a vehiculului, dar nu
mai mare de 100000 N se aplică succesiv în două puncte dispuse simetric în raport cu planul
median longitudinal şi situate la o distanţă de 700...1000 mm între ele. Alte încercări
constau în aplicarea succesivă a unei forţe orizontale egală cu 12,5% din greutatea
maximă a vehiculului, sau de cel mult 25000 N (se alege valoarea cea mai mică) în două
puncte situate la 300 mm (spre interior) în raport cu planele longitudinale verticale
tangente la extremităţile laterale ale anvelopelor roţilor ultimii axe şi într-un punct din
planul longitudinal median.
Se consideră că rezistenţa dispozitivului antiîmpănare spate este satisfăcătoare dacă în
timpul încercărilor sau după, partea posterioară a dispozitivului, în punctele de aplicare
a forţelor nu se distanţează în raport cu partea din spate a vehiculului cu o distanţă mai
mare de 400 mm.
294
10.33 Protecţia laterală a vehiculelor utilitare, a remorcilor şi semiremorcilor
Vehiculele din categoriile N2, N3, O3 şi O4 trebuie echipate cu dispozitive de protecţie laterală
pentru a împiedica căderea sub o parte a vehiculului şi călcarea cu roţile a pietonilor,
cicliştilor sau motocicliştilor.
Dispozitivele de protecţie laterală nu mai sunt necesare dacă elemente ale caroseriei sau
şasiului îndeplinesc funcţia de protecţie conform condiţiilor tehnice impuse dispozitivelor
adiţionale speciale. Nu se admite ca dispozitivele laterale de protecţie să mărească
gabaritul pe lăţime al vehiculului; acestea pot fi montate „retras" cu cel mult 120 mm în
raport cu planul gabaritului lateral al vehiculului. Este indicat ca extremitatea din faţă a
dispozitivului să fie îndoită către interior, ca să nu producă agravări ale rănirilor prin
„agăţare"; extremitatea din spate nu trebuie să fie retrasă cu mai mult de 30 mm pe o
distanţă totală de cel puţin 250 mm, măsurată de la capăt.
Suprafaţa laterală exterioară a dispozitivului de protecţie trebuie să fie continuă şi
netedă; se admit totuşi şi întreruperi, cu condiţia ca spaţiul liber să aibă o lungime de
cel mult 25 mm iar partea din spate a lui să nu fie mai proeminentă ca partea din faţă
(tot pentru a împiedica „agăţarea"). Toate marginile şi capetele trebuie rotunjite cu o
rază de cel puţin 2,5 mm, iar capetele şuruburilor sau niturilor de fixare trebuie şi ele
rotunjite, fără să iasă în afara suprafeţei cu mai mult de 10 mm.
Marginea din faţă a dispozitivului de protecţie laterală trebuie să se afle pe autovehicul
la o distanţă de cel mult 300 mm în spatele planului transversal perpendicular, tangent
la partea din spate a anvelopelor roţilor axei din faţă; la remorci cu proţap se impune ca
aceeaşi distanţă să fie de cel mult 500 mm, iar la semiremorci cu şa, de cel mult 250 mm în
spatele planului transversal median al suportului.
Marginea din spate trebuie să se afle la o distanţă de cel mult 300 mm în raport cu
planul transversal vertical tangent în faţa anvelopelor roţilor situate imediat în spate.
Între sol şi dispozitivul de protecţie laterală trebuie lăsată o înălţime de gardă de cel
mult 550 mm.
Dispozitivele de protecţie laterală trebuie să fie rigide şi fixate astfel ca să nu se desfacă
din cauza vibraţiilor. Rezistenţa dispozitivului se încearcă static, prin aplicarea
perpendiculară pe oricare parte a feţei exterioare a unei forţe de 1000 N prin
intermediul unui berbec cu secţiune circulară plană având diametrul de 220 mm. Se
295
consideră că rezistenţa este satisfăcătoare dacă deformarea dispozitivului nu depăşeşte
30 mm pe o lungime de 250 mm a capătului din spate şi 150 mm pe restul lungimii
dispozitivului.
10.34 Condiţii tehnice impuse centurilor de siguranţă destinate ocupanţilor
adulţi
Ansamblul centurii de siguranţă cât şi modul ei de montare pe autovehicul trebuie să fie
concepute astfel ca să nu influenţeze şoferul asupra conducerii şi nici să nu provoace
disconfort ocupanţilor. Chinga centurilor (elementele flexibile) nu trebuie să aibă o formă
care ar putea provoca leziuni în urma unei eventuale coliziuni; elementele rigide ale centurii
nu trebuie să aibă muchii ascuţite care ar putea să provoace prin frecare, uzura sau ruperea
chingii. Dacă centura are şi componente confecţionate din mase plastice, ea trebuie astfel
instalată încât acestea să nu poată fi prinse în mecanismul de reglare al scaunului sau în uşa
vehiculului. Componentele metalice, susceptibile de oxidare, trebuie protejate anticoroziv în
vederea menţinerii pe o durată mare a uşurinţei cuplării sau decuplării.
Închizătorul centurii trebuie astfel realizat încât modalităţile de deschidere şi închidere să
fie evidente; el trebuie să aibă o lăţime de cel puţin 46 mm în locul de prindere al
chingii. Închizătorul nu trebuie să se deschidă involuntar chiar când nu este tensionat,
sau sub acţiunea unei forţe mai mici de 10 N. El trebuie să se deschidă cu o singură
mână, cu o mişcare executată pe o singură direcţie, când este supus unei forţe de
tracţiune de 300 N.
Deschiderea închizătorului trebuie să se facă prin comanda unui buton de culoare roşie
sau portocalie; pentru a nu fi confundat, nici o altă parte a închizătorului nu trebuie să
aibă o asemenea culoare, închizătorul trebuie să-şi menţină buna funcţionare după ce
este supus la un număr de 5000 cicluri consecutive de închidere-deschidere în condiţiile
folosirii normale. După aceste probe este încercat la tracţiune în condiţii dinamice, la
deschidere în stare tensionată, la tracţiune în condiţii statice şi se verifică comportarea lui în
condiţii climatice speciale. Încercarea dinamică constă în probarea după o metodologie
adecvată, a întregului ansamblu al centurii de siguranţă. În acest scop centura se
fixează pe un cărucior echipat cu scaun şi manechin şi prevăzut cu ancoraje dispuse similar
ca pe autovehicul. Pentru a reproduce fidel fixarea, pe cărucior se rigidizează o secţiune de
vehicul împreună cu scaunele aferente centurilor care se încearcă. Toate scaunele care
compun un grup se încearcă simultan. Dacă scaunele au spătarul reglabil, acesta se
296
fixează înclinat spre spate cu un unghi de 25° - pentru vehiculele din categoriile M1 şi N1,
şi de 15° - pentru toate celelalte categorii. Centura se ajustează pe un manechin care are
prevăzută o scândură cu grosimea de 25 mm între spate şi spătarul scaunului; după
reglaj, scândura se scoate.
Masa totală a căruciorului (cu scaune, manechin, etc.) trebuie să fie cuprinsă între 435 şi
475 kg. Căruciorul trebuie frânat după ce atinge o viteză stabilă cuprinsă între 49 şi 51
km/h; oprirea trebuie făcută pe o distanţă de 350...450 mm pe parcursul căreia
căruciorul trebuie să rămână în poziţie orizontală. Variaţia deceleraţiei căruciorului în
funcţie de timp (exprimat în milisecunde) trebuie să se înscrie în domeniul haşurat din Figura
10-17, ale cărui coordonate se dau în tabelul 7.3.
Sursa Gaiginschi, R., Filip, I. Expertiza tehnică a accidentelor rutiere
Figura 10-17 Variaţia impusă deceleraţiei căruciorului la încercarea centurilor de siguranţă
Pentru oprirea în condiţiile expuse a căruciorului se foloseşte un tampon telescopic
special.
Încercarea de tracţiune statică se efectuează pe o maşină specială, pe capetele căreia
se fixează părţile centurii care se ancorează pe vehicul. Se aplică o sarcină de 9800 N
pentru ansamblul centurii; piesele de fixare (inclusiv închizătorul dacă face parte din
acestea) se încearcă pe aceeaşi maşină, dar cu o sarcină de 14 700 N.
Încercarea de deschidere a închizătorului se face după ce ansamblul centurii a fost verificat
dinamic după metodologia expusă. Apoi, centura se montează la o maşină de încercat
la tracţiune şi i se aplică o forţă de 300 N. Dacă închizătorul este fixat pe un element
rigid, aplicarea sarcinii se face sub acelaşi unghi format de închizător în cadrul probelor
297
dinamice. Se acţionează prin intermediul unei bile cu raza de 2,5...2,6 mm în centrul
butonului de comandă a deschiderii, cu o viteză de mişcare a acestuia cuprinsă între 380 şi
420 mm/minut. Forţa necesară de deschidere nu trebuie să depăşească 60 N.
Pe parcursul încercărilor dinamice şi statice, nu se admit ruperi, deformaţii, desprinderi
sau deschideri ale închizătorului.
Dispozitivul de reglare al centurilor fără retractor trebuie să fie uşor manevrabil. El se
încearcă la microalunecare, în condiţii dinamice şi la tracţiune statică; în urma încercărilor
nu se admit fisurări, deformări sau desprinderi. Se impune totodată ca forţa necesară
reglajului să nu depăşească 50 N.
Tabelul 10.3 Punctul timpul acceleraţi [ms] [m/s2] A 10 15 g B 15 20 g C 25 26 g D
45
26 g E 55 20 g
F 60 0 G
18
32 g H 60 32 g
I 80 0
La retractoarele cu blocare se impune ca între două poziţii succesive de blocare, chinga
să nu se deplaseze cu mai mult de 25 mm. Chinga trebuie să poată fi derulată sub
acţiunea unei forţe de 14...22 N, aplicată pe direcţia de desfăşurare. Retractoarele cu
blocare se încearcă la coroziune şi la rezistenţă la praf. După fiecare din aceste încercări
retractorul se supune la un număr de 5000 cicluri de desfăşurare-înfăşurare. După aceste
verificări se fac încercările de rezistenţă în condiţii dinamice şi statice.
La retractoarele cu blocare de urgenţă se impun următoarele condiţii tehnice:
• să se blocheze când deceleraţia vehiculului atinge 4,4 m/s2 - pentru tipul 4 (cu
prag jos al deceleraţiei) şi 8,3 m/s2 - pentru tipul 4 N (cu prag ridicat al
deceleraţiilor şi utilizat la vehicule din categoriile M2, M3, N1 şi N3);
• să nu se blocheze când acceleraţia liniară a chingii este mai mică de 7,8 m/s2 - la
tipul 4 şi sub 9,8 m/s2 - la tipul 4 N;
298
• să nu se blocheze când dispozitivul de blocare este înclinat cu maxim 12° în
raport cu poziţia normală de instalare;
• să se blocheze dacă dispozitivul de blocare este înclinat cu minim 27° - pentru tipul 4
şi cu minim 40°, pentru tipul 4 N, în raport cu poziţia normală de instalare;
La variantele la care funcţionarea este asigurată de o sursă exterioară de energie,
retractorul trebuie să se blocheze imediat în cazul unei întreruperi a sursei de energie.
Retractorul cu blocare de urgenţă se încearcă la un număr de 40 000 cicluri de
înfăşurare-desfăşurare şi la rezistenţă mecanică.
Chingile nu trebuie să se răsucească (ar provoca creşteri periculoase ale presiunii
aplicate local pe abdomen sau torace) sau să se scămoşeze sub acţiunea energiei de impact
a corpului. Sub o sarcină statică de tracţiune de 9800 N, lăţimea chingii nu trebuie să
scadă sub 46 mm. După condiţionări speciale (frig, căldură, lumină, apă), sarcina statică de
rupere a chingii trebuie să fie de cel puţin 14 700 N.
După încercarea dinamică a ansamblului centurii se impun următoarele condiţii:
• pentru centurile subabdominale, bazinul manechinului trebuie să se deplaseze
către în faţă pe o distanţă cuprinsă între 80 şi 200 mm;
• pentru celelalte tipuri de centuri, bazinul manechinului trebuie să se deplaseze ca
în cazul precedent, iar toracele, între 100 şi 300 mm;
• nu se admit nici un fel de ruperi, deschiderea închizătorului, fisurări ale sistemelor
de blocare şi de reglare etc.
Ancorajele trebuie concepute şi amplasate astfel ca centura să nu alunece pe corpul
pasagerului când este fixată corect şi chinga ei să nu se deterioreze prin frecare cu părţile
rigide ale componentelor autovehiculului cu care vine în contact. Centurile de siguranţă
ale locurilor laterale din faţă de la vehiculele din categoriile M1, M2, N1, N2 şi N3 trebuie
prevăzute cu două ancoraje inferioare şi unul superior; dacă în faţă există şi locuri centrale,
centurile destinate lor se fixează numai în două ancoraje inferioare. Pentru toate celelalte
locuri laterale din vehiculele din categoria M1 centurile trebuie să aibă două ancoraje
inferioare şi unul superior.
Celelalte locuri (neprotejate) din vehiculele aparţinând categoriilor M1, M2, N1, N2 şi N3
trebuie prevăzute cu cel puţin două ancoraje inferioare.
299
Ancorajele se încearcă cu dispozitive speciale la tracţiune cu forţe direcţionate asemănător
cu cele dezvoltate de corpul uman asupra centurilor de siguranţă. Încercările pot fi
efectuate direct pe vehiculul aflat în stare de exploatare sau pe structuri secţionate din
vehicul.
Vehiculul trebuie fixat astfel încât să nu se influenţeze întărirea punctelor sau zonelor de
ancorare şi nici să nu se producă vreo deformare a structurii lui; se consideră că această
condiţie este îndeplinită dacă fixarea se face într-o zonă a vehiculului situată înainte cu cel
puţin 500 mm sau în spate cu cel puţin 300 mm faţă de punctul de ancorare al centurii.
Este indicat ca fixarea să se facă pe suporţi amplasaţi perpendicular pe axele roţilor sau
perpendicular pe linia de sprijin a suspensiei. Se încearcă simultan toate ancorajele
aceluiaşi grup de scaune. Se aplică forţe de tracţiune spre înainte, într-un plan
longitudinal paralel cu planul longitudinal median al vehiculului şi înclinate cu 10°±5°
deasupra orizontalei. Creşterea sarcinii trebuie să se facă cât mai rapid, iar ancorajele trebuie
să reziste la sarcina impusă cel puţin 0,2 secunde.
Pentru a reproduce înclinaţiile şi formele ocupate de chingile centurilor în situaţia unei
coliziuni, se utilizează dispozitive care reproduc orientarea chingii superioare a torsului
Figura 10-18,a sau geometria chingii pentru torace, Figura 10-18,b precum şi dispozitive de
abatere Figura 10-18,c şi de tracţiune adecvate acestora.
La centurile cu trei puncte de fixare prevăzute cu retractor cu revenirea amplasată pe
ancorajul superior, prin intermediul unui dispozitiv de tracţiune, Figura 10-18,c şi a unui
dispozitiv de reproducere a geometriei torsului Figura 10-18,a se aplică la ancorajul
superior o forţă de tracţiune de 13500 ± 200 N. La vehiculele din alte categorii decât M1
şi N1 se aplică o forţa de tracţiune de 6750 ± 200 N, cu excepţia celor din categoriile M3 şi
N3 pentru care se aplică o forţă de 4500 ± 200 N; simultan, la ancorajele inferioare se
aplică prin dispozitivul din Figura 10-18,a aceleaşi forţe ca şi la ancorajul superior.
Aceeaşi metodologie se aplică şi centurilor cu fixare în trei puncte, fără retractor.
Pentru centurile cu două ancoraje inferioare se foloseşte dispozitivul din Figura 10-18a,
prin care se aplică o sarcină de 22250 ± 200 N; la vehiculele din alte categorii decât M1 şi
N1 sarcina trebuie să fie de 11100 ± 200 N, cu excepţia celor din categoriile M3 şi N3, la care
se impune o sarcină de 7400 ± 200 N.
300
Sursa Gaiginschi, R., Filip, I. Expertiza tehnică a accidentelor rutiere
Figura 10-18 Dispozitive de tracţiune a centurilor de siguranţă: a - care reproduc torsul; b - care reproduc toracele; c - destinate abaterii chingii
Alte tipuri de centuri speciale care au chingi subabdominale şi au prinderea în trei puncte,
se încearcă cu dispozitivul din Figura 10-18,b, cu aceleaşi forţe ca şi la centurile
normale cu prindere în trei puncte. După încercări se evidenţiază orice deteriorare a
ancorajelor.
10.34.1 Dispozitive de reţinere pentru copii
Dispozitivele de reţinere pentru copii, Figura 10-19, sunt concepute şi utilizate în scopul
diminuării riscurilor de rănire a copiilor aflaţi în vehicule, în cazul unei coliziuni sau a unei
frânări bruşte ele acţionează pe principiul limitării deplasării corpului. Folosirea dispozitivelor
de reţinere pe scaune rabatabile sau amplasate longitudinal este interzisă. Dispozitivele
de reţinere pentru copii se clasifică în funcţie de masă, de destinaţie, de eficienţă etc. în
funcţie de masă se clasifică în patru grupe:
• grupa 0, destinată copiilor cu masa până la 10 kg;
• grupa I, pentru copii cu masa între 9 şi 18 kg;
301
• grupa II, pentru copii cu masa între 15 şi 25 kg;
• grupa III, pentru copii cu masa între 22 şi 36 kg.
Sursa Autoliv
Figura 10-19 Scaun pentru pasageri copii
După destinaţie, se împart în trei categorii:
• categoria „universală", destinată utilizării pe orice vehicul;
• categoria „semiuniversală", destinată anumitor tipuri de vehicule;
• categoria „specială" destinată unui singur tip de vehicul care este prevăzut de
producător cu ancorajele specifice.
Dispozitivele de reţinere pentru copii se pot împărţi în două clase:
• clasa „integrală", caracterizată prin combinaţiile de elemente flexibile cu
echipamente de închidere, reglare, fixare şi, în unele cazuri prevăzute cu scaun
suplimentar şi/sau scut de impact ce poate fi fixat cu propriile sale chingi;
• clasa „neintegrală", care poate cuprinde un dispozitiv parţial de reţinere care,
folosit împreună cu o centură de siguranţă pentru adulţi, poate constitui un
dispozitiv complet de reţinere.
302
În afara clasificărilor menţionate apar şi alte denumiri ale unor dispozitive de reţinere
care specifică o anume proprietate a lor. Se pot menţiona astfel:
• pernă de sprijin - reprezentând o pernă suficient de rezistentă, prinsă prin
intermediul centurii de siguranţă pentru adulţi;
• scaun de siguranţă pentru copii - care este un scaun cu o montură şi amplasare
specială;
• nacelă, un dispozitiv pentru reţinerea în poziţie culcată a copilului, coloana sa
vertebrală fiind perpendiculară pe planul longitudinal median al vehiculului. Astfel,
forţele de reţinere în caz de coliziune nu acţionează asupra membrelor;
• port-bebe, un dispozitiv care reţine copilul în poziţie semilungită, cu faţa înapoi;
• ham, un dispozitiv compus dintr-o chingă subabdominală (care trece prin faţa
bazinului), o chingă de reţinere a umărului şi uneori, o chingă între picioare;
• centură în Y, compusă dintr-o chingă care trece printre picioarele copilului şi din
chingi pentru reţinerea fiecărui umăr.
Dispozitivele de reţinere de tip „universal" sau „specific" pentru un anume tip de vehicul
se pot instala numai pe locurile în poziţia aşezat din faţă sau din spate. Cele din
categoria „semiuniversal" se folosesc în condiţiile:
• pe locurile din spate, dispozitive orientate către înainte;
• pe locurile din faţă, dispozitive orientate către înapoi.
Nu este admisă instalarea unui dispozitiv de reţinere pentru copii, care este îndreptat
înspre înapoi pe un scaun în faţa căruia se prevede o pernă de aer tip AIRBAG. Pe
asemenea scaune trebuie prevăzute expres inscripţii sau pictograme care să avertizeze
asupra pericolului.
Pentru dispozitivele de reţinere a copiilor se impun următoarele condiţii generale:
• să nu permită răsucirea chingilor sau gruparea elementelor elastice spre o anume
zonă a corpului;
• să nu aibă muchii tăietoare sau proeminenţe care ar prezenta riscuri de rănire sau
ar provoca deteriorarea tapiţeriei scaunelor sau a hainelor ocupanţilor;
303
• să nu permită ca părţile vulnerabile ale corpului (abdomen, zona pubiană etc.) să
fie expuse unor forţe suplimentare de inerţie;
• să protejeze contactele prin frecare ale chingilor cu părţi rigide din interiorul
habitaclului.
La dispozitivele din grupele I şi II de masă prevăzute cu un spătar, înălţimea acestuia
trebuie să aibă cel puţin 500 mm. Dacă se utilizează retractoare, ele trebuie să fie
obligatoriu de tip cu blocare automată sau cu blocare de urgenţă.
Dispozitivul trebuie conceput astfel ca să poată fi utilizat şi de grupele de masă care
încadrează grupa pentru care este destinat.
Dispozitivele de reţinere pentru copii se încearcă după metodologii care ţin seamă de
grupa sau categoria de clasificare; nu lipsesc încercările dinamice sau statice, care se
efectuează aproximativ similar ca la centurile pentru adulţi.
Încercările dinamice se fac numai asupra dispozitivelor de reţinere care nu au mai fost
supuse în prealabil la alte sarcini. Pentru măsurători se utilizează manechine care ţin
seamă de masele, configuraţia şi conformaţia corpului unui copil. La încercările
dinamice, efectuate tot cu ajutorul unui cărucior pe care se fixează ancorajele
dispozitivului de reţinere, trebuie respectate următoarele condiţii:
• acceleraţia rezultantă a toracelui nu trebuie să depăşească 147 m/s2 (15g),
exceptând intervalele cu o durată cumulată mai mică de 3 ms;
• componenta verticală a acceleraţiei de la abdomen spre cap să nu depăşească
294 m/s2 (30g), exceptând intervalele cu o durată cumulată mai mică de 3 ms.
Pe parcursul încercărilor dinamice nu se admit ruperi la componentele dispozitivului şi
nici deblocări ale sistemelor de închidere şi de reglare.
Retractoarele cu blocare automată nu trebuie să permită derulări cu mai mult de 30 mm
ale chingii între două poziţii succesive de blocare. Dacă retractorul echipează o centură
subabdominală, forţa de înfăşurare a chingii trebuie să fie mai mare de 7 N.
Retractoarele cu blocare de urgenţă trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:
• să se blocheze la o deceleraţie a vehiculului de 4,4 m/s2 (0,45g);
• să nu se blocheze dacă acceleraţia liniară a chingii nu depăşeşte 7,8 m/s2;
304
• să nu se blocheze când înclinarea dispozitivului sensibil nu depăşeşte 12° în raport
cu poziţia de instalare;
• să se blocheze când dispozitivul sensibil este înclinat cu mai mult de 27° în raport
cu poziţia de instalare.
Chingile dispozitivelor de reţinere pentru copii trebuie să fie late de minim 25 mm -
pentru grupele de masă 0 şi I şi de minim 38 mm pentru grupele II şi III. Sarcina de
rupere statică trebuie să fie cel puţin de 3600 N - la cele pentru grupele 0 şi I, cel puţin de
5000 N - la cele pentru grupa II şi cel puţin de 7200 N - la cele pentru grupa III.
Ansamblul dispozitivului de reţinere pentru copii se verifică la şoc frontal, la viteza de 50
km/h, şi la şoc din spate, la viteza de 30 km/h.
10.35 Ancorajul scaunelor pentru autoturisme
Scaunele a căror poziţie poate fi reglată trebuie să fie prevăzute cu dispozitive de
blocare a reglajelor şi deplasărilor, care să funcţioneze automat. Dacă dispozitivele de
blocare nu prezintă riscul unor pericole de rănire în cazul unor coliziuni, ele pot echipa şi alte
echipamente de confort, cum ar fi rezemători laterale, rezemători de cap etc. Acţionarea
comenzii de deblocare trebuie să fie amplasată pe partea exterioară a scaunului dinspre
portieră; acţionarea trebuie concepută încât să poată fi accesată cu uşurinţă chiar de către
ocupantul scaunului din spate.
Spatele scaunului se împarte în trei zone, pentru fiecare dintre acestea impunându-se
respectarea unor condiţii tehnice speciale.
Zona 1 se află în spatele spătarului scaunului şi este delimitată orizontal de partea
superioară a spătarului şi un plan perpendicular pe linia de referinţă a scaunului, situat cu
100 mm mai jos de partea superioară a spătarului, iar vertical, este cuprinsă între două
plane longitudinale verticale dispuse la 100 mm de o parte şi de alta a planului longitudinal
de simetrie al scaunului. Linia de referinţă a spătarului coincide cu linia de referinţă a
toracelui manechinului tridimensional aşezat pe scaun, deci se poate considera că este
paralelă cu înclinaţia spătarului. La scaunele şi banchetele prevăzute cu rezemătoare de cap,
zona 1 este cuprinsă între două plane longitudinale verticale aflate la 700 mm de o parte şi
de alta a planului longitudinal de simetrie al scaunului (sau locului de pe banchetă) şi este
305
situată între un plan perpendicular pe linia de referinţă a scaunului aflat la 635 mm
deasupra punctului R şi partea superioară a rezemătoarei de cap.
Zona 2 cuprinde partea de deasupra planului perpendicular pe linia de referinţă, situat
la o distanţă de 100 mm mai jos de partea superioară a spătarului din care se elimină
zona 1. Dacă scaunul sau bancheta au rezemătoare de cap integrată, zona 2 cuprinde
părţile situate deasupra unui plan perpendicular pe linia de referinţă a scaunului, aflat la
440 mm deasupra punctului R, din care se elimină zona 1.
Zona 3 reprezintă partea spătarului de deasupra planului orizontal care trece prin
punctul R, din care se elimină zonele 1 şi 2.
Părţile din spatele scaunelor situate în zona 1 trebuie să treacă testul de disipare a
energiei de impact, care se face după aceeaşi metodologie şi cu aceeaşi aparatură ca şi
în cazul încercării suprafeţelor din zona de impact a capului aflate în partea din faţă a
habitaclului; la fel, se impune ca deceleraţia să nu depăşească 80 g pe o perioadă de cel
mult 3 ms. Aceste condiţii nu se impun pentru scaunele amplasate cel mai în spate şi
nici scaunelor dispuse spate în spate.
Pe spatele scaunelor nu trebuie să se găsească proeminenţe ascuţite sau zone cu
asperităţi care pot mări riscul de rănire în cazul unei coliziuni. Se admit proeminenţe pe
spatele spătarului dacă au marginile rotunjite cu o rază de 2,5 mm în zona 1, cu o rază de 5
mm în zona 2 sau cu o rază de 3,2 mm în zona 3.
Suprafeţele componente ale zonei 2 pot prezenta raze de rotunjire mai mici de 5 mm,
dar mai mari de 2,5 mm dacă satisfac testul de disipare a energiei de impact; aceste
suprafeţe trebuie să fie „pline" pentru a se evita contactul direct cu structura de
rezistenţă a scaunului.
Rezistenţa scaunului se verifică prin încercări ale spătarului, dispozitivelor sale de
reglare, a ancorajului, a sistemelor de reglare, blocare şi de deplasare a scaunului.
Înaintea încercării, spătarul scaunului se reglează şi apoi se blochează într-o poziţie
înclinată cu 25° faţă de verticală. Dacă spătarul este prevăzut cu rezemătoare de cap
reglabilă, aceasta se fixează în poziţia cea mai înaltă. Cu ajutorul unui dispozitiv care
reproduce spatele unui manechin tridimensional se aplică armăturii spătarului scaunului un
moment de 530 Nm în raport cu punctul R. In cazul unei banchete cu mai multe locuri
306
încercarea se efectuează simultan pentru toate locurile. Se consideră că încercarea este
pozitivă dacă nu se produce nici o ruptură a structurii de ansamblu a scaunului.
Ancorajele şi dispozitivele de reglare şi blocare a deplasării scaunului se verifică în
condiţii dinamice. Încercarea de rezistenţă la efectele inerţiei se efectuează cu scaunele
montate pe structura de rezistenţă a vehiculului, fixată rigid pe un cărucior de încercare.
Se fac două încercări care diferă prin poziţia scaunului:
• blocat cu 10 mm în spatele celei mai avansate poziţii, cu perna fixată în poziţia
cea mai de sus (dacă este reglabilă înălţimea pernei);
• blocat cu 10 mm înaintea celei mai retrase poziţii, cu perna fixată pe înălţimea cea
mai mică.
Căruciorul este deplasat astfel ca ansamblul structurii de rezistenţă a vehiculului pe care
se fixează scaunul să fie supus unei deceleraţii orizontale de cel puţin 196 m/s2 (20g) pe
o perioadă de aproximativ 3 ms; se face o încercare către înainte şi alta către înapoi,
pentru a solicita ancorajele în ambele sensuri, direcţia deceleraţiilor fiind paralelă cu
planul longitudinal median al vehiculului.
Încercarea de coliziune frontală cu barieră fixă se face după aceeaşi metodologie şi cu
aceeaşi aparatură ca la încercările pentru evaluarea comportării structurii autovehiculului la
asemenea coliziuni. În mod obişnuit, când se fac astfel de încercări se verifică şi
ancorajele scaunelor.
Testele dinamice sunt pozitive dacă nu apar fisurări sau ruperi ale armăturii scaunului ori
ale ancorajelor. Se acceptă totuşi deformaţii permanente sau chiar ruperi cu condiţia ca
ele să nu crească riscul de vătămare în cazul unei coliziuni. Pe parcursul încercărilor
dinamice nu se admit deblocări ale dispozitivelor de reglare. La scaunele rabatabile se
impune menţinerea funcţiilor de deplasare pentru ca astfel ocupanţii să poată ieşi după o
eventuală coliziune. Se acceptă ca după încercările dinamice, dispozitivul de reglare sau
blocare să nu mai fie în stare de funcţionare.
10.36 Ancorajul scaunelor autobuzelor
Prescripţiile tehnice sunt elaborate astfel încât să se poată evalua comportarea în caz de
accident a ocupanţilor, a structurii scaunului şi a ancorajelor sale.
307
O primă serie de încercări urmăresc protecţia pasagerului faţă de scaunul amplasat în
faţă. Verificările se fac în regim dinamic şi static.
În primul caz, împreună cu scaunul care se încearcă se mai foloseşte şi un scaun
auxiliar de acelaşi tip, amplasat în spatele lui, ambele având aceeaşi înălţime de 750
mm. Scaunele se montează pe o platformă de încercare rigidă şi se fixează similar ca pe
vehicul. Dacă spătarul scaunului este reglabil, înclinarea lui faţă de verticală trebuie să
fie de aproximativ 25° spre spate; când este prevăzut cu rezemătoare de cap, aceasta
trebuie reglată în poziţia cea mai de jos. Platforma de încercare se fixează rigid pe un
cărucior. Pe scaunul auxiliar se aşează un manechin prevăzut cu senzori de acceleraţie
(pe cele trei direcţii fundamentale) în centrul capului, de deplasare şi acceleraţie în torace şi
cu senzori de forţă în oasele femurale.
Căruciorul se pune în mişcare cu o instalaţie adecvată şi când atinge o viteză stabilizată
cuprinsă între 30 şi 32 km/h este supus unei coliziuni cu un dispozitiv special, conceput
şi realizat astfel ca deceleraţia lui să rămână în limitele de 8-12 g. Încercarea statică constă
în aplicarea asupra spătarului scaunului a unor forţe a căror valoare depinde de înălţimea
locului de acţionare. Forţele trebuie să se exercite pe o direcţie orizontală, în planul
longitudinal vertical de simetrie al locului de pe scaun, având sensul către înainte.
Se consideră că pasagerul este protejat de scaunul amplasat imediat în faţa lui dacă:
• în timpul încercării dinamice (coliziunea căruciorului), nici o parte a trunchiului şi
capului manechinului nu depăşesc un plan vertical transversal dispus la 1,6 m în
faţa punctului R al scaunului auxiliar;
• deplasarea maximă în plan orizontal a punctului de aplicaţie a forţei statice la
scaunul încercat nu depăşeşte 400 mm.
Alte încercări urmăresc evaluarea gravităţii rănirii ocupanţilor scaunelor. S-au ales
pentru apreciere criterii biomecanice de acceptabilitate, similare oarecum cu criteriile de
performanţă utilizate în cazul coliziunii frontale a vehiculului.
Spre deosebire de acestea, încercările referitoare la rănirea ocupanţilor scaunelor se
efectuează cu aceeaşi metodologie şi echipamente ca şi la încercările dinamice privind
protecţia pasagerului în raport cu scaunul din faţa sa.
Se consideră că încercarea este pozitivă dacă:
• nu se produc ruperi ale scaunului şi suporturilor de fixare;
308
• scaunul rămâne fixat, chiar dacă cedează (se rupe) un ancoraj. În acest caz forţa
trebuie să se menţină cel puţin 0,2 secunde după rupere;
• toate dispozitivele de blocare rămân blocate pe durata încercării. Se admite totuşi
ca aceste dispozitive să nu mai fie în stare de funcţionare;
• nici o parte a scaunului nu prezintă muchii ascuţite sau vârfuri care ar putea
provoca răniri pasagerilor în eventualitatea unei coliziuni reale.
Părţile rigide sau proeminenţele rigide situate pe spatele spătarului scaunului trebuie
rotunjite cu raze de cel puţin 5 mm.
10.37 Tetiere
Tetiera are rolul de a limita deplasarea către înapoi a capului unui adult pentru a preveni
rănirea zonei cervicale a coloanei vertebrale a ocupantului scaunului în situaţia unei
coliziuni din spate. Rezemătorile de cap trebuie concepute şi realizate astfel ca să nu se
constituie într-o sursă de pericol pentru ceilalţi ocupanţi ai vehiculului.
Se impune în mod deosebit ca rezemătorile de cap să nu conţină pe nici o faţă a lor
proeminenţe sau muchii ascuţite care ar putea produce rănirea ocupanţilor. Marginile
rezemătorilor de cap trebuie tapisate pentru a evita contactul direct al capului cu
elementele structurii de rezistenţă; în zonele care pot fi atinse de un cap fals cu diametrul de
165 mm, elementele structurii trebuie să aibă o rază de curbură de cel puţin 5 mm. Dacă nu
se pot îndeplini aceste cerinţe se impune ca părţile menţionate să treacă testul de
absorbţie a energiei de impact.
Rezemătoarea de cap trebuie fixată astfel încât după încercarea eficienţei ei să nu iasă în
afara capitonajului nici o parte rigidă a dispozitivului de fixare sau a armăturii scaunului.
Eficienţa rezemătorii de cap se verifică static; dacă rezemătoarea este reglabilă, va fi
încercată în poziţia cea mai înaltă. La banchetele cu mai multe locuri, verificarea se face
simultan pentru toate locurile. În prima fază se trasează în planul longitudinal vertical de
simetrie al scaunului (sau al locului de pe banchetă) linia de referinţă determinată cu
ajutorul manechinului tridimensional (linia de referinţă a trunchiului manechinului). Cu
un cap sferic cu diametrul de 165 mm se aplică pe rezemătoarea de cap, la o distanţă de
65 mm sub vârful ei, o forţa care să genereze un moment de 373 Nm în raport cu punctul H
(articulaţia coxofemurală a manechinului aşezat pe scaun). Forţa se aplică perpendicular pe
linia de referinţă a scaunului, în planul longitudinal de simetrie al lui (sau al locului de pe
309
banchetă). Dacă rezemătoarea are o construcţie de tip cu zăbrele, forţa se aplică pe
elementul cel mai apropiat de partea plină a rezemătorii. În continuare forţa se măreşte
până când momentul în raport cu punctul H atinge o valoare de 890 Nm, şi asta în
condiţiile în care nu se produc rupturi ale spătarului sau scaunului.
Rezemătorile de cap care nu au înălţimea reglabilă trebuie să aibă vârful situat la o
distanţă de cel puţin 750 mm deasupra punctului R; la rezemătorile cu înălţime reglabilă
trebuie să se poată obţine o distanţă de 700 mm între punctul R şi vârful rezemătorii
pentru o poziţie intermediară de reglaj a ei.
În poziţia cea mai coborâtă, între rezemătoarea de cap reglabilă în înălţime şi partea
superioară a spătarului scaunului trebuie să fie o distanţă de cel mult 25 mm. Lăţimea
rezemătoarei de cap trebuie să acopere o zonă de cel puţin 85 mm de o parte şi de
cealaltă a planului longitudinal de simetrie al locului de pe scaun sau banchetă.
Rezemătoarea de cap împreună cu sistemul ei de fixare trebuie să permită o deplasare
către înapoi a capului (sub acţiunea momentului static de 373 Nm) de cel mult 102 mm.
BIBLIOGRAFIE
1. *** KYOWA Electronic Instruments Co., Ltd., Catalog 2014B, Sensor System
Solutions, Tokyo, 2000.
2. ***ANSYS56 Documentation Guide.
3. ***Catalog First Technology Safety Systems, Precision crash test dummies,
1999.
4. ***Colecţia de reviste “Automotive Engineer”, 1998 – 2007.
5. ***Colecţia de reviste “Ingenieurs de l’Automobile”, 1990 – 1998.
6. ***Dubbel, Manualul inginerului mecanic, Editura tehnică, 1998.
7. ***Hutte, Manualul inginerului, Editura Tehnică, 1995.
8. ***Introduction to Pro/Engineer, Training Guide for Release 20.0, Parametric
Technology Corporation, 1998.
9. ***Mică enciclopedie matematică, Editura tehnică, Bucureşti - 1980.
10. ***Standarde internaţionale pentru manechine antropometrice destinate
incercărilor de coliziune la impact lateral. ISO/TR 9790-1-6.
11. ***The Math Works Inc., Simulink – Dynamic Sistem Simulation for Matlab,
1999.
12. Alexandru, P., ş.a., Teoria şi proiectarea mecanismelor vol. 2, Braşov, 1999.
13. Asandei, C., Cercetări asupra dinamicii evenimentelor rutiere pieton – automobil,
teza de doctorat, Braşov, 2001.
14. Avramescu, N., ş.a., Dinamica accidentelor grave de circulaţie 1990-1999, M.I.
direcţia Poliţiei Rutiere, 2000.
15. Baciu, C., Aparatul locomotor, (anatomie funcţională, biomecanică, semiologie
clinică, diagnostic diferenţial), Editura Medicală, Bucureşti 1981.
16. Bedewi, P. G., Bedewi, N. E., Modeling of occupant biomechanics with emphasis
on the analysis of lower extremity injuries, FHWA/ NHTSA, 1996.
17. Bedewi, P. G., Human Finite Element Modeling with Applications for Vehicle
Occupant and Crashworthiness Simulations, The George Washington University,
August 1995.
18. Black, N., Dumbleton, . H., Clinical Biomechanics, Churchill Livingstone, 1981.
19. Blaimont, P., Contribution a l’etude biomechanique du femur humain, Acta
orthop. Belgica, 1968.
20. Blăjină, O. A., Maple în matematica asistată de calculator, Editura Albastră, Cluj –
Napoca, 2001.
21. Bratu, P., Sisteme elastice de rezemare pentru maşini şi utilaje, Editura Tehnică,
1990.
22. Câmpian, O., Şoica, A., Încercarea si omologarea autovehiculelor, Editura
Universitatii Transilvania din Brasov, 2004.
23. Cesari, D., „Vehicle Design and Pedestrian Safety”, WorkShop: “New
technologies for Reducing Injuries from Vehicles în European Traffic”, Italy, nov.
2004.
24. Chun, Z., King – Hay, Y., MADYMO Model Simulation of a Pedestrian Car
Accident, Wayne State University, Detroit, 1996.
25. Dettinger, J., Beitrag zur Verfeinerung der Rekonstruktion von
Fussgangerungfallen, Verkehrsunfall und Fahrzeugtechnik, 12/1996.
26. Dettinger, J., Beitrag zur Verfeinerung der rekonstruktion von
Fussgangerunfallen, Vuf. 1/1997.
27. Dietmar, O., Verletzengsmechanik des Kopfanpralls von Fussgangern bei
Windschutyscheiben kontact auf PKV, Verkehrs Unfall und Fahrzeug Technik,
11/1998.
28. Digges, K. H., Bedewi, P.G., ş.a. Determination and Modeling of Ankle Injury
Causation, FHWA/NHTSA, 1996.
29. Dragomir, D., Proiectare asistată de calculator pentru inginerie mecanică, Editura
Teora, 1996.
30. DR. STEPHAN DATENTECHIK, PC-CRASH A Simulation Program for Vehicle
Accidents, Technical and Operating Manual, Version 8.0 - November 2006, Linz,
Austria.
31. Du Bois, P., ş.a., Vehicle Crashworthiness and Occupant Protection, American
Iron and Steel Institute, 2000 Town Center Southfield, Michigan, 2004.
32. Edward L. M., ş.a., Structural and Mechanical Properties of the Developing
Human Skull with Numerical Simulation During Impact Loading, 1996.
33. Foster, J.K., Hybrid III 50 the Percentile Dummy, Vector Ressearch inc.
Calibration Documents, 1985.
34. Foster, J.K., Kortge, J., Hybrid III Biomechanically Based Crash Test Dummy,
SAE 770938/985.
35. Foster, J.K., Part 572 Antropometric Test Dummy – Calibration Test Techniques
and Equippment, 1985.
36. Franchini, G., Zusemmenstoss mit Fussganger Tagungsbereich – Wiewchoft und
Kraftfahreung, Belgrad,1975.
37. Fricke, I, Lynn, B., Traffic Accident Reconstruction, vol. 2 of the The Traffic
Investigation manual, 1990.
38. Gafiţanu, M., ş.a., Organe de maşini, Editura Tehnică, 1981.
39. Gaiginschi, R., Filip, I., Expertiza tehnică a accidentelor rutiere, Editura
Tehnică, Bucureşti, 2002.
40. Gaiginschi, R., Filip, I, s.a. Siguranţa circulaţiei rutiere vol II, Editura
Tehnică, Bucureşti, 2006.
41. Ghinea, M., Fireţeanu, V., Matlab - calcul numeric - grafică - aplicaţii, Editura
Teora, 1995.
42. Goldstein, S., Frankenburg, E., Kuhn, J., Biomechanics of Bone, Edition Springer
Verlag, 1996.
43. Huang, Y., King, A. I., Finite Element Modeling of Gross Motion of Human
cadavers in Side Impact, SAE Technical Paper No 942207, 1994.
44. Jalobeanu C., Raşa, I., MathCAD, Probleme de calcul numeric şi statistic, Editura
Albastră, Cluj Napoca -1995.
45. Jerry, J., Pedestrian Accidents Reconstruction, 1994.
46. Kapandji, J. A., Physiologie articulaire, Fasc II, Maloine, Paris, 1980.
47. Kramer, M., Ein einfaches Modell zur Simulation des Fahrzeug – Fussganger –
Unfalls, ATZ nr. 3, 1974.
48. Kroell, C., Schneider, D., Nahum, A., Impact Tolerance and Response of the
Human Thorax II, SAE – Technical Paper, 1974.
49. Kuhnel, A., Der Fahrzeug Fussganger Unfall und seine Rekonstruktion
Dissertation, TU-Berlin, 1980.
50. Marike J. Van Der Horst, Human head neck response in frontal, lateral and rear
end impact loading; modelling and validation : Technische Universitet Eindhoven,
2002. Proefschrift. - ISBN 90-386-2843-9
51. Mertz, H.J., Biofidelity of the Hybrid III Head, SAE Papers 851245.
52. Moser, A., și col., „The Pedestrian Model in PC-Crash – The Introduction of a
Multi Body System and its Validation”, International Congress and Exposition
Detroit, Michigan, mar. 1999.
53. Moser, A., și col., „Validation of the PC -Crash Pedestrian Model”, SAE 2000
World Congress, March 2000, Detroit, MI, USA, Session: Accident
Reconstruction: Simulation & Animation, mar. 2000.
54. Michael, J., Sens, I., Philip, H., Perception Reaction Time Values for Accident
Reconstruction, SAE Papers 89732.
55. Nahum, A.M., Melvin, J.W., Accidental Injury, ed. Springer – Verlag, 1996.
56. Neathery, R. F., Lobdell, T. E., Mechanical Simulation of human Thorax Under
Impact, SAE – Technical Paper No 730982, 1973.
57. Nistor, N., Stoleru, M., Expertiza tehnică a accidentului de circulaţie, Editura
Militară, 1987.
58. Pauwels, F., Biomecanique de l’appareile moteur, Springer Verlag, Berlin, 1979.
59. Preda, I., Ingineria asistată pentru autovehicule, Editura Universităţii
Transilvania, Braşov, 1998.
60. Rau, H., Erweiterte Analysemoglichkeiten von Fussgangerunfallen mit Hilfe der
rechnerischen Simulation suf der Basis des Mehrkorpersystems MADYMO, Vuf.
5/1998.
61. Rau, H., Kuhnel, A., Burg, H., Fussganger chwindikeiten und Zeugenansagen
Dekra-Fachschriftenschibe, Vuf. 8/1976.
62. Rau, H., Otte D., Schulz B., Coliziuni autoturism - pieton în domeniul superior al
vitezelor. Rezultate cu manechine în domeniul 70 - 90 km/h., Verkehrsunfall und
Fahrzeugtechnik, 12/2000.
63. Regulamentul nr.12 al ECE-ONU. Protecţia conducătorului fată de volan la impact
64. Regulamentul nr.14 al ECE-ONU. Ancorarea centurii de siguranţă
65. Regulamentul nr.16 al ECE-ONU. Centuri de siguranţă şi sisteme de reţinere
pentru adulţi
66. Regulamentul nr.17 al ECE-ONU. Rezistenţa scaunelor şi ancorajelor la
autoturisme
67. Regulamentul nr.21 al ECE-ONU. Amenajarea interioară
68. Regulamentul nr.25 al ECE-ONU. Rezemătoare de cap
69. Regulamentul nr.26 al ECE-ONU. Proeminenţe exterioare la autoturisme.
70. Regulamentul nr.29 al ECE-ONU. Protecţia ocupanţilor cabinelor vehiculelor
utilitare
71. Regulamentul nr.32 al ECE-ONU Comportarea structurii vehiculului la coliziunea
spate
72. Regulamentul nr.33 al ECE-ONU. Comportarea structurii vehiculului la coliziune
frontală
73. Regulamentul nr.42 al ECE-ONU Bare de protecţie faţă şi spate
74. Regulamentul nr.44 al ECE-ONU. Dispozitive de protecţie pentru copii
75. Regulamentul nr.58 al ECE-ONU. Dispozitive de protecţie antiîmpănare
spate.
76. Regulamentul nr.61 al ECE-ONU. Proeminenţe exterioare la autocamioane.
77. Regulamentul nr.73 al ECE-ONU. Dispozitive de protecţie antiîmpănare
laterală.
78. Regulamentul nr.80 al ECE-ONU. Scaunele autobuzelor şi ancorarea lor
79. Regulamentul nr.93 al ECE-ONU. Protecţia şi montarea dispozitivelor
antiîmpănare faţă
80. Regulamentul nr.94 al ECE-ONU. Protecţia ocupanţilor la coliziune frontală
81. Regulamentul nr.95 al ECE-ONU. Protecţia ocupanţilor la coliziune laterală
82. Ripianu, A., Popescu, P., Bălan, B., Mecanica tehnică, Editura Didactică şi
Pedagogică, Bucureşti, 1982.
83. Rohm, M., Schimmelpfennig: Dynamik bei der Kollision Krad/Fussganger,
Verkehrsunfall und Fahrzeugtechnik, Vuf. 2/1997.
84. Ruşitoru, F., Şoica, A., Enache, V., Dima, D., Aspects Regarding the Vehicle
Pedestrian Collisions, The 4th European Academy of Forensic Science
Conference, EAFS2006, Helsinki, Finlanda.
85. Scheiber, E., Lixăndroiu, D., MathCAD, Prezentare şi probleme rezolvate, Editura
Tehnică, Bucureşti - 1994.
86. Scheiber, E., Lupu, M., Matematici speciale, rezolvarea problemelor asistată de
calculator cu exemplificări în Derive, MathCAD, Maple, Mathematica, Editura
Tehnică, Bucureşti -1998.
87. Searle, I., John, A., The Trajectories of Pedestrians, Motorcycle, Following a
Road Accident, SAE Paper 831622.
88. SR 13261:1995. Dispozitive de reţinere pentru copii Condiţii tehnice şi metode de
încercare
89. SR ISO 3560:1997. Încercarea la coliziune frontală cu barieră fixă
90. STAS 11270-88. Ancoraje pentru centuri de siguranţă Condiţii tehnice şi
metode încercare
91. STAS 6926/20-88. Determinarea rezistentei autoturismelor la impact cu viteză
redusă. Metode de încercare
92. STAS 9842-89. Centuri de siguranţă şi sisteme de reţinere pentru ocupanţi adulţi.
93. Şoica, A., Asandei, C., Aspecte privind coliziunile de tipul autoturism – pieton,
Conferinţa NAV-MAR-EDU, Constanţa, 2001.
94. Şoica, A., Florea, D., Aspects of human body modelling with application on car
crash tests, Conferinţa „Prevention of traffic accidents on roads 2000”, Novi Sad
– Yugoslavia, 2000.
95. Şoica, A., Florea, D., Computer simulation of the pedestrian trajectory after the
vehicle impact, Conferinţa „Prevention of traffic accidents on roads 2000”, Novi
Sad – Yugoslavia, 2000.
96. Şoica, A., Florea, D., Luca Motoc, D., Conducătorul auto ca factor integrant al
sistemului om – vehicul – mediu de circulaţie, Conferinţa NAV-MAR-EDU,
Constanţa, 2001.
97. Şoica, A., Florea, D., Luca Motoc, D., The conceive of an antropomorphic dummy
for the car crash tests, A VIII-A Conferinţă de Autovehicule Rutiere, Piteşti, 2000.
98. Şoica, A., Florea, D., Scafaru, C., Security systems and regulations regarding the
passenger’s safety, The IXth International Conference CONAT 99, Braşov, 1999.
99. Şoica, A., Stadiul actual al cercetărilor în domeniul reconstituirii accidentelor de
circulaţie, Referat nr. 1 din teza de doctorat, Braşov, 2000.
100. Şoica, A., Tehnici de modeare dinamică a impactului autoturism – pieton, ,
Referat nr. 2 din teza de doctorat, Braşov, 2001.
101. Şoica, A., Mathematical model of the monomass pedestrian in interaction
with the vehicle - Conferinţa „Prevention of traffic accidents on roads 2004", Novi
Sad, Yugoslavia, 14-15 octombrie 2004, pag. 42-48 .
102. Şoica, A., Casuistic analysis of road accidents involving pedestrians-
Conferinţa „Prevention of traffic accidents on roads 2004", Novi Sad, Yugoslavia,
14-15 octombrie 2004, pag.208-214.
103. Şoica, A., Florea, D.: Measures undertaken in order to reduce injuries at
touring car – pedestrians collisions, The 10th International Congress, CONAT
2004, Automotive and future technologies, Brasov, 20-22 october, 2004.
104. Şoica, A., Lache, S., Theoretical and Experimental Approaches to Motor
Vehicle – Pedestrian Collision, 3rd WSEAS International Conference on APPLIED
and THEORETICAL MECHANICS - MECHANICS'07, Tenerife, Canary Islands,
Spain, December 14-16, 2007, ISSN 1790-2769, pag 264-270.
105. Şoica, A., LACHE, S., Case Study Regarding the Motor Vehicle – Pedestrian
Collision, WSEAS TRANSACTIONS on APPLIED and THEORETICAL MECHANICS,
Issue 10, Volume 2, October 2007, ISSN: 1991-8747.
106. Şoica, A., Luca Motoc, D., Lache, S., Tarulescu, S., Aspects concerning of
the vehicle-pedestrian impact at low velocities, DAAAM International Scientific
Book 2008, Vol. 7, ISSN 1726-9687, ISBN 3-901509-69-0, Editor: B. Katalinic,
hard cover, Publisher DAAAM International Vienna.
107. Şoica, A., Tarulescu, S., Motoc Luca, D., Influence Of Bumper Design On
Pedestrian Injuries, The 20 th International DAAAM Symposium, 25-28 nov 2009,
Viena, ISSN 1726-9679, pag 0145-0146.
108. Tabacu, St., Impactul automobilelor, Editura Universităţii din Piteşti, 2004.
109. Tănase, Gh., Cercetări teoretice şi experimentale privind optimizarea
structurii faţă în ceea ce priveşte siguranţa pasivă a automobilului, teza de
doctorat, Braşov, 2003.
110. Tecuşan, N., Ionescu, E., Tractoare şi automobile, Editura Didactică şi
Pedagogică, 1982.
111. Thompson, T., Pedestrian walking and running velocity study, Accident
Reconstruction Journal, vol. 3, 1991.
112. Togănel, G., Şoica, A., Dima, D., Aspects Regarding the Analysis of the
Car Geometry Influence over the Pedestrian Injury Severity and Distribution,
12th European Automotive Congress EAEC, Bratislava, 29 june-1 july 2009, ISBN
978-80-969243-8-7.
113. Trusca, D., Benea, B., Şoica, A., Tarulescu. S., Modelling passenger
Human Model behavior in the Case of Rear Impact, 2nd WSEAS Intrenational
Conference on Multivariate Analysis and its Application in Science and
Engineering MAASE09, Istanbul, Turkey, 30 May-1 June, 2009, pag 125-129,
ISSN 1790-5117.
114. Truşcă, D., Şoica, A., Benea, B., Târulescu, S., Computer Simulation And
Experimental Research Of The Vehicle Impact, Wseas Transactions On
Computers, ISSN 1109-2750, Issue 7, Volume 8, July 2009.
115. Tschirschwitz, C., Interdisziplinare Zusammenarbeit bei der
Beweissicherung nach Nutzfahrzeug Fussgangerunfallen, Vuf. 7-8/1999.
116. Untaru, M., şi colectiv, Dinamica autovehiculelor, Reprografia Universităţii
Transilvania Braşov, 1986.
117. Vaughan, R., Accident Reconstruction Technology and Animation, SAE
papers 970962.
118. Viano, D. C., ş.a., Biomechanics in Human Chest Abdomen, and Pelvis in
lateral Impact, American Society of mechanical Engineers AMD Vol 106, 1989.
119. Viano, D. C., ş.a., Bolster Impacts to the Knee and Tibia of Human
Cadavers and Antropomorphic Dummy, SAE – Technical Paper, 1978.
120. Grosu, I., Calculul si constructia avionului, Editura didactica si pedagogica,
Bucuresti 1965.
121. **** Site web http://www.esi.fr
122. **** Site web http://www.gwu.gov
123. **** Site web http://www.idiada.es
124. **** Site web http://www.maceng.com
125. **** Site web http://www.ncac.gwu.edu
126. **** Site web http://www.sfdab.com
127. **** Site web http://www.tno.com
128. **** Site web http://www-nrd.nhtsa.dot.gov
129. **** Site web http://www.aaa.asn.au
130. **** Site web http://www.autoliv.com
131. **** Site web www.destatis.de
132. **** Site web www.eevc.org
133. **** Site web http://eur-lex.europa.eu/ro/index.htm
134. **** Site web http://www.euroncap.com
135. **** Site web http://www.unece.org/trans/main/
136. **** Site web http://www.cemt.org/irtad/IRTADPUBLIC/index.htm
137. **** Site web http://www.internationaltransportforum.org/
138. **** Site web http://www.howstuffworks.com
139. **** Site web http://www.securiteroutiere.equipement.gouv.fr/infos-
ref/observatoire/observatory.html
140. **** Site web http://www.ip-prevent.org/
141. **** Site web http://en.wikipedia.org/wiki/
142. **** Site web http://www.trauma.org
143. **** Site web Audi, VW, Seat
CUPRINS 1 SIGURANŢA PASIVĂ A AUTOVEHICULELOR.................................1
1.1 Generalităţi ........................................................................................................................................................1
2 CADRELE ŞI CAROSERIILE AUTOVEHICULELOR..........................9 2.1 Caroseriile autovehiculelor. Rolul, condiţiile impuse şi clasificarea caroseriilor.......................................9 2.2 Cadrul şi şasiul autovehiculelor. Rol şi caracteristici .................................................................................10
2.2.1 Construcţia cadrelor ..........................................................................................................................13 2.2.2 Construcţii speciale ...........................................................................................................................23
2.3 Caroseriile autoturismelor .............................................................................................................................25 2.4 Caroseriile autobuzelor ..................................................................................................................................37 2.5 Caroseriile autocamioanelor..........................................................................................................................43
3 ELEMENTE PRIVIND PROIECTAREA ŞI CALCULUL CAROSERIILOR..............................................................................46
3.1 Generalităţi ......................................................................................................................................................46 3.2 Tendinţe în realizarea autovehiculului „sigur” ............................................................................................47
3.2.1 Modele matematice simple ale impactului dintre autovehicule ..................................................49 3.2.2 Modele matematice complexe ale automobilului ..........................................................................51
3.3 Determinări teoretice a energiei disipate şi a rigidităţii structurii autoturismelor .................................56 3.4 Calculul şi construcţia barelor paraşoc ........................................................................................................61
3.4.1 Generalităţi, soluţii constructive ......................................................................................................61 3.4.2 Starea de solicitare a barelor paraşoc ............................................................................................64 3.4.3 Stabilirea modelului de calcul ..........................................................................................................65 3.4.4 Calculul de rezistenţă pentru bara din polipropilenă cu armătură de metal în ipoteza deformării plastice.............................................................................................................................................68 3.4.5 Calculul simplificat al barelor paraşoc ............................................................................................72
3.5 Calculul de rezistenţă al caroseriilor utilizând metode clasice ................................................................74 3.6 Deformaţiile de torsiune şi încovoiere ale lonjeroanelor...........................................................................80 3.7 Teste virtuale 3D de verificare a rezistenţei caroseriilor...........................................................................87
3.7.1 Etapele de lucru.................................................................................................................................88 3.8 Analiza structurală de tip static asupra cadrului unui prototip ................................................................92 3.9 Analiza crash-urilor cu ajutorul supercalculatoarelor ................................................................................96 3.10 Descrierea modelului. ..................................................................................................................................98
3.10.1 Scenariile de impact ..........................................................................................................................99 3.10.2 Comparaţia dintre test şi simulare ................................................................................................100 3.10.3 Nivelul de absorbţie al energiei .....................................................................................................102
4 DETERMINAREA MĂRIMILOR CINEMATICE ALE COLIZIUNII PRIN COMBINAREA LEGILOR DE CONSERVARE A IMPULSULUI ŞI A ENERGIEI..................................................................................103
4.1.1 Determinarea funcţiilor de timp ale vitezei, acceleraţiei şi deformărilor autovehiculelor în impactul frontal sau din spate, centrat ........................................................................................................104 4.1.2 Calculul erorilor................................................................................................................................110
5 SISTEME DE PROTEJARE A VIEŢII PASAGERILOR UNUI AUTOVEHICUL. PRINCIPII ..........................................................111
5.1 Metode de reţinere a ocupanţilor unui autovehicul .................................................................................113 5.1.1 Analogia oului şi metodele de aplicare ale acestui principiu .....................................................113
5.2 Imperfecţiunile sistemelor clasice de tip centură de siguranţă .............................................................115 5.3 Îmbunătăţirea reţinerii în cazul unui şoc frontal ......................................................................................116 5.4 Eficacitatea airbagului..................................................................................................................................117
6 SUBANSAMBLELE SISTEMELOR DE REŢINERE ŞI PROTECŢIE A PASAGERILOR..............................................................................119
6.1 Concepţia sistemelor de siguranţă pasivă interioară...............................................................................119 6.2 Regulamente şi Directive în vigoare ..........................................................................................................120 6.3 Ansamblul centură de siguranţă.................................................................................................................120
6.3.1 Generalităţi .......................................................................................................................................120 6.3.2 Retractorul acţionat mecanic .........................................................................................................121 6.3.3 Retractorul cu blocare comandată electronic ..............................................................................123 6.3.4 Mecanismul de pretensionare a centurii de siguranţă ...............................................................125 6.3.5 Limitatorul de efort .........................................................................................................................129 6.3.6 Ajustarea înălţimii de prindere a centurilor. Centuri de siguranţă ancorate de scaun. Tetiere. 131
6.4 Ansamblu AIRBAG ........................................................................................................................................136 6.4.1 Noţiuni de bază................................................................................................................................136 6.4.2 Sistemul de aprindere gaz-hibrid ..................................................................................................141 6.4.3 Determinarea cantităţii de combustibil necesară umflării unui airbag.....................................142 6.4.4 Evoluţia airbagului ...........................................................................................................................143 6.4.5 Dezactivarea airbagului ..................................................................................................................144 6.4.6 Dezvoltarea sistemelor airbag .......................................................................................................145 6.4.7 Unitatea electronică de comandă - Arhitectură şi funcţionalitate. Senzori utilizaţi la sistemele de siguranţă pasivă .........................................................................................................................................150
6.5 Siguranţa la volan. Poziţia corectă de conducere ....................................................................................159
7 CERCETĂRI PRIVIND SIGURANŢA PASIVĂ A PIETONILOR.....161 7.1 Generalităţi ....................................................................................................................................................161 7.2 Evaluarea accidentelor rutiere pieton - automobil...................................................................................166
7.2.1 Metoda orientativă ..........................................................................................................................167 7.2.2 Metoda estimativă ...........................................................................................................................168
7.3 Evaluarea leziunilor. Scara AIS – Abreviated Injury Scale .....................................................................169 7.4 Studiul leziunilor la nivelul capului .............................................................................................................171
7.4.1 Cinematica şi dinamica impactului ................................................................................................173 7.4.2 Simularea impactului capului .........................................................................................................176 7.4.3 Evaluarea potenţialului de vătămare a capului ...........................................................................178 7.4.4 Măsuri în vederea reducerii vătămării capului pietonului ..........................................................185 7.4.5 Concluzii............................................................................................................................................189
7.5 Aspecte privind leziunile la nivelul toracelui .............................................................................................190 7.5.1 Testări de impact cu pendulul ......................................................................................................190 7.5.2 Rezistenţa toracelui la impact frontal ...........................................................................................191 7.5.3 Modelarea matematică a toracelui................................................................................................195
7.6 Elemente ale profilului geometric al autovehiculului care influenţează vătămările pietonilor ...........195 7.7 Cercetări asupra vătămărilor produse membrelor inferioare ale pietonului.........................................196
7.7.1 Simularea impactului picior - autovehicul ....................................................................................198 7.7.2 Rezultate obţinute în urma simulărilor .........................................................................................200
7.8 Viitoare direcţii de cercetare .......................................................................................................................206
8 MODELE MATEMATICE ALE PIETONULUI.................................208 8.1 Modelul pietonului mono-masă ..................................................................................................................208 8.2 Modelul matematic cu mai multe mase ....................................................................................................216
9 CERCETĂRI EXPERIMENTALE PRIVIND COLIZIUNEA AUTOTURISM – MANECHIN PIETON ...........................................219
9.1 Regulamante, metode de încercare şi aparatura de măsurare .............................................................219 9.1.1 Manechinul pieton ...........................................................................................................................221 9.1.2 Pregătirea autoturismului ...............................................................................................................224 9.1.3 Instalaţia de tracţiune pentru autovehiculele supuse coliziunilor.............................................226 9.1.4 Filmarea rapidă şi sistemele speciale de iluminare.....................................................................226 9.1.5 Măsurarea vitezei autoturismului ..................................................................................................227 9.1.6 Instalaţia de achiziţie de date la coliziune ...................................................................................227
9.2 Desfăşurarea testelor şi analiza rezultatelor.............................................................................................231 9.2.1 Contactul cu autoturismul ..............................................................................................................234 9.2.2 Faza de zbor.....................................................................................................................................236 9.2.3 Faza de târâre..................................................................................................................................236
10 NORMATIVE ŞI REGULAMENTE PRIVIND SIGURANŢA PASIVĂ A AUTOVEHICULELOR.....................................................................252
10.1 Introducere .................................................................................................................................................252 10.1.1 Condiţii tehnice impuse vehiculelor în cazul coliziunilor frontale..............................................252 10.1.2 Comportarea structurii vehiculului şi protecţia ocupanţilor în situaţia coliziunii laterale.......255 10.1.3 Comportarea structurii vehiculului în situaţia coliziunii din spate.............................................256
10.2 Regulamentul ECE 29. Prescripţii uniforme privind omologarea vehiculelor utilitare.......................257 10.3 Prescripţii .....................................................................................................................................................258 10.4 Metode de încercare ..................................................................................................................................258
10.4.1 Ancorajul cabinei .............................................................................................................................258 10.5 Încercarea la impact frontal (încercarea A)............................................................................................259
10.5.1 Descrierea pendulului .....................................................................................................................259 10.5.2 Rezistenta acoperişului (încercarea B) .........................................................................................259 10.5.3 Rezistenţa peretelui din spate (încercarea C) .............................................................................259
10.6 Prescripţii privind fixarea autovehiculelor pe bancul de încercări .......................................................260 10.6.1 Impact frontal ..................................................................................................................................260 10.6.2 Instalarea şasiului ...........................................................................................................................260 10.6.3 Fixarea longitudinală .......................................................................................................................260 10.6.4 Fixarea laterală ................................................................................................................................261 10.6.5 Tensionarea lanţurilor sau cablurilor şi fixarea părţii din spate ................................................261 10.6.6 Montaj echivalent ............................................................................................................................261
10.7 Rezistenta acoperişului ..............................................................................................................................262 10.7.1 Cabina montată pe vehicul ............................................................................................................262 10.7.2 Cabina montată pe un cadru .........................................................................................................262
10.8 Rezistenţa peretelui din spate al cabinei ................................................................................................262 10.8.1 Cabina montată pe vehicul ............................................................................................................262 10.8.2 Cabina montată pe un cadru .........................................................................................................262
10.9 Determinarea punctului ‘H ‘ şi unghiul real de înclinare a spătarului şi verificarea relaţiei lor cu punctul ‘R’ şi unghiul prevăzut pentru înclinarea spătarului .........................................................................263
10.9.1 Determinarea punctelor ‘H’ şi a unghiurilor reale de înclinare a spătarelor............................264 10.10 Caracteristicile manechinului ..................................................................................................................264 10.11 Poziţionarea manechinului ......................................................................................................................265 10.12 Rezultate ...................................................................................................................................................268 10.13 Verificarea poziţiei relative a punctelor ‘R’ şi ‘H’ şi a raportului între unghiul prevăzut şi unghiul real de înclinare a spătarului .............................................................................................................................268 10.14 Regulamentul ECE 96/79 (NHTSA 214). Construcţia barierei deformabilă......................................271
10.14.1 Structura barierei.........................................................................................................................271 10.15 Certificarea structurii alveolare a barierei deformabile.......................................................................272 10.16 Prelevarea eşantioanelor.........................................................................................................................272 10.17 Viteza şi distanţa de rupere ....................................................................................................................272 10.18 Achiziţia datelor ........................................................................................................................................273 10.19 Procedura de lipire ...................................................................................................................................273 10.20 Construcţia structurii NIDA .....................................................................................................................273 10.21 Montajul.....................................................................................................................................................274 10.22 Pregătirea autovehiculului pentru testele de coliziune decalate .......................................................275
10.22.1 Zona de încercări .........................................................................................................................275 10.22.2 Bariera...........................................................................................................................................275 10.22.3 Orientarea barierei ......................................................................................................................275 10.22.4 Alinierea autovehiculului în raport cu bariera..........................................................................276
10.23 Starea autovehiculului .............................................................................................................................276 10.23.1 Specificaţii generale ....................................................................................................................276 10.23.2 Amenajarea habitaclului .............................................................................................................276
10.24 Manechinele antropometrice ..................................................................................................................277 10.25 Amplasarea şi instalarea manechinelor.................................................................................................277 10.26 Instalarea manechinelor..........................................................................................................................278
10.26.1 Capul .............................................................................................................................................278 10.26.2 Braţele...........................................................................................................................................279 10.26.3 Torsul ............................................................................................................................................279 10.26.4 Partea superioară a membrelor inferioare ...............................................................................279 10.26.5 Partea inferioară a membrelor inferioare.................................................................................280
10.27 Reglarea sistemelor de reţinere .............................................................................................................280 10.28 Propulsia şi traiectoria autovehiculului..................................................................................................281 10.29 Viteza de încercare ..................................................................................................................................281 10.30 Procedura de certificare a gambei şi labei piciorului manechinului ..................................................281
10.30.1 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii anterioare a piciorului manechinului ......................281 10.30.2 Metode de încercare ...................................................................................................................281 10.30.3 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii posterioare a piciorului fără încălţăminte. .............282 10.30.4 Încercări de rezistenţă la şoc a părţii posterioare a piciorului încălţat. ..............................283
10.31 Regulamentul ECE 42. Bara de protecţie şi elementele sale constructive. Teste de impact cu cărucior mobil ......................................................................................................................................................283
10.31.1 Metoda de testare .......................................................................................................................285 10.31.2 Facilităţi de testare necesare .....................................................................................................285 10.31.3 Echipamentul de măsurare necesar..........................................................................................285 10.31.4 Pregătirea elementelor barei de protecţie ...............................................................................286 10.31.5 Condiţiile de montare..................................................................................................................286 10.31.6 Impactul longitudinal ..................................................................................................................286 10.31.7 Impactul cu părţile extreme.......................................................................................................286 10.31.8 Poziţionarea senzorilor................................................................................................................289 10.31.9 Testul de încercare......................................................................................................................289 10.31.10 Rezultatele măsurătorilor .......................................................................................................290
10.32 Dispozitive antiîmpănare .........................................................................................................................291 10.33 Protecţia laterală a vehiculelor utilitare, a remorcilor şi semiremorcilor ............................................294 10.34 Condiţii tehnice impuse centurilor de siguranţă destinate ocupanţilor adulţi..................................295
10.34.1 Dispozitive de reţinere pentru copii ..........................................................................................300 10.35 Ancorajul scaunelor pentru autoturisme...............................................................................................304 10.36 Ancorajul scaunelor autobuzelor............................................................................................................306 10.37 Tetiere .......................................................................................................................................................308
Indexul figurilor Figura 2-1 Exemplu de preluare a deformaţiilor în mod concentrat şi distribuit .............................................10 Figura 2-2 Deformarea cadrelor cu diverse secţiuni in funcţie forţa de compresiune ....................................12 Figura 2-3 Tipuri de lonjeroane bloc ......................................................................................................................13 Figura 2-4 Deformarea axială a unui tub cu pereţi subţiri ..................................................................................14 Figura 2-5 Mod de deformare prin încovoiere ......................................................................................................15 Figura 2-6 Mecanismul de apariţie a articulaţiilor plastice ..................................................................................15 Figura 2-7 Mod de pliere a unui tub cu pereţi subţiri având raportul „t/b” mic [31] ......................................17 Figura 2-8 Mod de pliere a unui tub cu pereţi subţiri având raportul „t/b” mare [31] ...................................17 Figura 2-9 Componentele de încovoiere (sus) şi întindere (jos) ale tuburilor cu pereţi subţiri de secţiune
circulară (a) şi patrat (b)..................................................................................................................................18 Figura 2-10 Bara de protecţie montată prin elemente absorbante de energie pe cadru ...............................19 Figura 2-11 Cadru în X .............................................................................................................................................21 Figura 2-12 Cadru dreptunghiular ..........................................................................................................................22 Figura 2-13 Cadru cu întărituri ................................................................................................................................23 Figura 2-14 Infrastructură de tip platformă ..........................................................................................................24 Figura 2-15 Cadru tubular spaţial folosit ca platformă de bază pentru autoturisme Lotus ............................25 Figura 2-16 Principalele forme de caroserii de autoutrisme a - sedan; b - break-combi; c - cabriolet; d -
faux-cabriolet; e - limuzină de lux; f - limuzină-cabriolet; g - cupeu; h - roadster; i - torpedo; f - coupe de ville; k - laundoulet..........................................................................................................................28
Figura 2-17 Conceptul orizontal ..............................................................................................................................30 Figura 2-18 Conceptul vertical ................................................................................................................................31 Figura 2-19 Structura frontală de protecţie a pasagerilor unui autoturism ......................................................33 Figura 2-20 Schema constructivă a unei caroserii combinate ............................................................................33 Figura 2-21 Elementele amovibile ale caroseriei ..................................................................................................35 Figura 2-22 Elementele componente ale planşeului şi suprastructurii caroseriei ............................................35 Figura 2-23 Caroserie autoportantă cu platformă întărită ..................................................................................36 Figura 2-24 Centura de siguranţă cu fixare în trei puncte ..................................................................................37 Figura 2-25 Caroserii de autobuz de diferite forme .............................................................................................38 Figura 2-26 Caroserie autoportantă de tip grindă cu zăbrele pentru autobuz .................................................39 Figura 2-27 Construcţia unui autobuz cu caroserie de tip cheson .....................................................................40 Figura 2-28 Schema pentru determinarea spaţiului de supravieţuire în plan transversal (a) şi longitudinal
(b)........................................................................................................................................................................41 Figura 2-29 Schema dispozitivului de răsturnare a caroseriei autobuzelor ......................................................42 Figura 2-30 Tipuri de cabine pentru autocamioane .............................................................................................44 Figura 3-1 Dirijarea energiei de impact prin elemente promotoare de deformaţie .......................................48 Figura 3-2 Model matematic simplu al coliziunii cu un perete nedeformabil ...................................................49 Figura 3-3 Model multimasă al autovehiculului ....................................................................................................51 Figura 3-4 Modelul cu două mase şi un ocupant al autoturismului ...................................................................53 Figura 3-5 Forţele care acţionează asupra maselor care compun sistemul......................................................53 Figura 3-6 Deformaţiile, vitezele şi acceleraţiile obţinute prin simularea impactului frontal pe modele
simplificate .........................................................................................................................................................54 Figura 3-7 Elementele structurii de rezistenţă faţă supuse deformării .............................................................57 Figura 3-8 Exemplu de diagrame înregistrate în urma impactului .....................................................................57 Figura 3-9 Modelul simplificat al autovehiculului compus din structuri cu coeficienţi de rigiditate diferiţi ..58 Figura 3-10 Valorile coeficienţilor de rigiditate când avem curba de deceleraţie a autovehiculului .............61 Figura 3-11 Ansamblu bară paraşoc cu elemente absorbante de energie de tip manşon. 1- armătura
metalică a barei; 2 – scut din materiale termoplastice pentru susţinerea zonei inferioare a barei; 3 – cadrul scutului; 4 – elemente ranforsare scut; 5 – manşon absorbant superior; 6 – manşon absorbant inferior; 7 – fascia barei; 8 – rampă de fixare a scutului; 10 – elemente de fixare a armăturii de structura de rezistenţă a caroseriei..........................................................................................62
Figura 3-12 Decupări in structura barei care măresc gradul de absorbţie al energiei....................................63 Figura 3-13 Dimensiunile pendului conform cu regulamentul ECE 42 ..............................................................64 Figura 3-14 Exemple de forţe aplicate pe bara paraşoc; a) forţa aplicată pe direcţia unei axe centrale de
inerţie; b) forţa aplicată pe direcţia unei axe centrale care nu este şi axă principală de inerţie; c) forţa aplicată pe o direcţie oarecare. .......................................................................................................................65
Figura 3-15 Montajul barei paraşoc de caroserie prin suporturi şi armătură ...................................................66 Figura 3-16 Bara curbă dublu articulată ................................................................................................................67 Figura 3-17 Bara simplu rezemată..........................................................................................................................67 Figura 3-18 Schema de calcul redusă a barelor paraşoc.....................................................................................67 Figura 3-19 Deformarea plastică a barei paraşoc ................................................................................................69 Figura 3-20 Variaţia tensiunii pe lăţimea secţiunii transversale .........................................................................69 Figura 3-21 Schema de încărcare pentru calculul barei paraşoc .......................................................................70 Figura 3-22 Schema caroseriei închise a unui autoturism, echivalată cu un paralelipiped format din
elemente geometrice ........................................................................................................................................74 Figura 3-23 Forţele de graniţă dintre elementele caroseriei autoturismului supus la încovoiere ..................75 Figura 3-24 Forţele interioare pe pereţii laterali supuşi la încovoiere ...............................................................76 Figura 3-25 Forţele de graniţă dintre elementele caroseriei închise a autoturismului supus la răsucire .....77 Figura 3-26 Schema de calcul a elementelor caroseriei închise a unui autoturism supuse la răsucire ........79 Figura 3-27 Forţele interioare pe peretele lateral al caroseriei unui autoturism supus la răsucire..............80 Figura 3-28 Ansamblul a două lonjeroane independente încastrate supus la torsiune şi încovoiere ..........81 Figura 3-29 Forţele care acţionează uniform distribuit pe lungimea lonjeroanelor .........................................81 Figura 3-30 Deformaţiile lonjeroanelor independente .........................................................................................82 Figura 3-31 Ansamblul de două lonjeroane legate la capăt cu o traversă – supus la torsiune.....................83 Figura 3-32. Eforturile într-o secţiune a traversei – reacţiunile interioare static nedeterminate...................84 Figura 3-33 Schema forţelor care acţionează pe lonjeroane, cu traversa secţionată (încovoierea
lonjeroanelor static determinată). ..................................................................................................................85 Figura 3-34 Torsiunea lonjeroanelor şi schema de solicitare a traversei..........................................................86 Figura 3-35 Cadrul, modelul fizic ............................................................................................................................93 Figura 3-36 Modelul3D în reprezentare „cadru de sârmă” ................................................................................94 Figura 3-37 Modelul 3D al cadrului discretizat în elemente de tip „beam”.......................................................95 Figura 3-38 Constrângerile aplicate şi forţele de greutate date de grupul motopropulsor ............................95 Figura 3-39 Deformaţiile cadrului ...........................................................................................................................96 Figura 3-40 Tensiunile apărute în cadru sub acţiunea forţelor de greutate a conducătorului şi grupului
motopropulsor ...................................................................................................................................................96 Figura 3-41 Vedere de sus şi dedesubt a modelului ............................................................................................99 Figura 3-42 Comparaţie între deformaţiile modelului şi ale autovehiculului la 90 ms după impact............100 Figura 3-43 Comparaţie între deformaţiile modelului şi ale autovehiculului la 90 ms după impact (vedere
de dedesubt)....................................................................................................................................................101 Figura 3-44 Acceleraţiile obţinute teoretic şi experimental in zona inferioara a motorului şi a scaunului din
dreapta .............................................................................................................................................................101 Figura 4-1 Schema ciocnirii dintre două autovehicule asimilat unui model simplificat cu două mase .......103 Figura 5-1 Sistemul Air bag inventat de I.W. Hetrick ........................................................................................111 Figura 5-2 Analogia oului pentru cazul unui vehicul nedeformabil şi pasager nereţinut ..............................113 Figura 5-3 Analogia oului pentru cazul unui vehicul deformabil şi pasager nereţinut ..................................114 Figura 5-4 Analogia oului pentru cazul unui vehicul nedeformabil şi pasager reţinut rigid .........................114 Figura 5-5 Analogia oului pentru cazul unui vehicul deformabil şi pasager reţinut cu sisteme nerigide....115 Figura 5-6 Decalajul în timp produs de sistemele imperfecte de reţinere a pasagerilor ..............................116 Figura 6-1 Retractor cu sistem de blocare de tip masă inerţială .....................................................................122 Figura 6-2 Mecanism de blocare a retractorului, cu pârghie ............................................................................123 Figura 6-3 Schema captorului pentru blocarea mecanismului retractor (sus); retractorul cu comandă
electronică (jos)...............................................................................................................................................124 Figura 6-4 Schema constructivă a unui pretensioner care acţionează asupra închizătorului centurii ........126 Figura 6-5 Pretensioner care acţionează asupra închizătorului centurii dezactivat (stanga) si activat
(dreapta) ..........................................................................................................................................................127 Figura 6-6 Poziţia închizătorului centurii înainte şi după acţionarea pretensionerului ..................................128 Figura 6-7 Schema mecanismului de pretensionare integrat în retractorul centurii de siguranţă ..............128 Figura 6-8 Schema unui mecanism RLE cu bară de torsiune ...........................................................................130 Figura 6-9 Mecanism de reglare a punctului de prindere a centurii pe stâlpul B ..........................................131 Figura 6-10 Centură de siguranţă ancorată de structura scaunului ................................................................132 Figura 6-11 Centură de siguranţă ancorată de structura scaunului ................................................................133 Figura 6-12 Reprezentarea mişcării gâtului în flexie şi extensie şi mecanismul de vătămare prin răsucire a
capului ..............................................................................................................................................................134 Figura 6-13 Testarea capacităţii de reţinere a) poziţia iniţială a spătarului înainte de testare b) Forţa
aplicată pentru testarea capacităţii de reţinere ..........................................................................................135
Figura 6-14 Ansamblu airbag amplasat între coloana de direcţie şi conducător ...........................................136 Figura 6-15 Activarea sistemului airbag în diverse situaţii de impact .............................................................137 Figura 6-16 Principalele elemente componente ale unui sistem airbag..........................................................138 Figura 6-17 Schema airbagului şi sistemul de umflare amplasate în volan....................................................139 Figura 6-18 Sistemul de umflare utilizează combustibili solizi şi un dispozitiv de aprindere .......................139 Figura 6-19 Schema sistemului de umflare gaz-hibrid ......................................................................................141 Figura 6-20 Airbagul cu umflare a sacului în trepte...........................................................................................145 Figura 6-21 Strategia de umflare a airbagului în funcţie de intensitatea şocului frontal..............................146 Figura 6-22 Elementele sistemului airbag lateral ...............................................................................................147 Figura 6-23 Amplasarea airbagului de tip cortină ..............................................................................................148 Figura 6-24 Airbagurile de tip cortină si cele laterale în stare activată ...........................................................148 Figura 6-25 Poziţionarea airbagurilor destinate protecţiei frontale şi laterale ...............................................149 Figura 6-26 Amplasarea în habitaclu a unităţii electronice a sistemului airbag .............................................151 Figura 6-27 Procesorul sistemului airbag ............................................................................................................152 Figura 6-28 Conexiunile cu elementele controlate de unitatea electronică ....................................................152 Figura 6-29 Senzor piezoelectric de deceleraţie, principiu de funcţionare .....................................................153 Figura 6-30 Principalele elemente ale unei unităţi electronice de comandă a airbagului.............................154 Figura 6-31 Senzorul de deceleraţie al sistemului airbag..................................................................................154 Figura 6-32 Amplasarea diverşilor senzori în autovehicul .................................................................................155 Figura 6-33 Senzorul de preanunţare principiu de funcţionare ........................................................................155 Figura 6-34 Senzorul de deceleraţie laterală.......................................................................................................156 Figura 6-35 Senzorul de presiune montat în interiorul portierei ......................................................................157 Figura 6-36 Senzorul de detactare a prezenţei ocupantului .............................................................................158 Figura 7-1 Distribuţia severităţii leziunilor (a), Distribuţia vătămărilor pe regiuni ale corpului (b) .............171 Figura 7-2 Corelaţia HIC - AIS ..............................................................................................................................173 Figura 7-3 Modele matematice pentru simularea corpului pietonului .............................................................176 Figura 7-4 Traiectoria capului pietonului în funcţie de timp obţinută în urma testelor cu cadavre ............177 Figura 7-5 Împărţirea capotei în zone cu potenţial de vătămare diferit .........................................................178 Figura 7-6 Efectul punctului de impact asupra severităţii vătămării, măsurată în HIC.................................179 Figura 7-7 Capotă cu structură de ranforsare mai puţin rigidă ........................................................................181 Figura 7-8 Capotă cu structură de ranforsare rigidă..........................................................................................182 Figura 7-9 Efectul modificării regiunii capotă – aripă asupra valorii acceleraţiei la impact..........................186 Figura 7-10 Efectul modificării capotei asupra acceleraţiei în momentul impactului ....................................186 Figura 7-11 Testul EuroNCAP cu sistemul capotă activă ...................................................................................187 Figura 7-12 Testul EuroNCAP pentru testarea capotei active la impactul cu capul pietonului (Sursa
Autoliv) .............................................................................................................................................................189 Figura 7-13 Coridorul ISO şi rezultatele încercărilor la viteza de 22.5 km/h..................................................192 Figura 7-14 Coridorul NHTSA al acceleraţiei coloanei vertebrale şi rezultatul încercărilor la viteza de 27
km/h, lansare de pe sanie .............................................................................................................................193 Figura 7-15 Modelul matematic al toracelui, propus de Lobdell, pentru impactul frontal ............................195 Figura 7-16 Articulaţia genunchiului realizată de Aldman şi Bunketorp ..........................................................199 Figura 7-17 Automobil cu geometrie frontală variabilă A – muchia capotei, B – muchia superioară a barei,
C – avansul frontal al barei, D – unghiul de înclinare frontal, Structuri absorbante de energie (suprafeţele haşurate) ....................................................................................................................................200
Figura 7-18 Senzorii montaţi în bara paraşoc la sistemul „active hood”.........................................................204 Figura 7-19 Modelul genunchiului 3D realizat de ESI - Group .........................................................................205 Figura 8-1 Coordonatele pietonului monomasă în procesul de impact ...........................................................208 Figura 8-2 Rotirea corpului (faza a) .....................................................................................................................209 Figura 8-3 Rotirea corpului (faza b) .....................................................................................................................209 Figura 8-4 Rotirea corpului (faza c)......................................................................................................................210 Figura 8-5 Rotirea în plan a corpului....................................................................................................................211 Figura 8-6 Modelul impactului dintre autoturism şi pietonul monomasă ........................................................211 Figura 8-7 Schema forţelor care acţionează asupra pietonului monomasă....................................................212 Figura 8-8 Exemplu de determinare a unghiului der rotatie al corpului pietonului monomasa...................215 Figura 8-9 Modelul matematic - schema generala .............................................................................................216 Figura 8-10 Pieton în poziţia trecând strada .......................................................................................................216 Figura 9-1 Capul manechinului .............................................................................................................................222 Figura 9-2 Ansamblu torace ..................................................................................................................................223 Figura 9-3 Manechinul pieton – structura osoasă şi musculară .......................................................................223
Figura 9-4 Amplasarea manechinului în raport cu autoturismul ......................................................................224 Figura 9-5 Stabilirea repartitiei maselor autoturismului ....................................................................................225 Figura 9-6 Instalaţia de frânare îmbarcată în autoturism .................................................................................225 Figura 9-7 Camerele de filmare de mare viteză şi fotocelulele Tag Heuer ...................................................227 Figura 9-8 Poziţionarea fotocelulelor Tag Heuer şi aparatura de startare automată ....................................227 Figura 9-9 Accelerometrul PCB uniaxial ...............................................................................................................228 Figura 9-10 Principii de montaj al accelerometrelor .........................................................................................228 Figura 9-11 Suportul pentru realizarea unui montaj triaxial al accelerometrelor ..........................................229 Figura 9-12 Amplificatorul de date .......................................................................................................................229 Figura 9-13 Lanţul de măsură pentru achiziţia datelor......................................................................................230 Figura 9-14 Schema de desfăşurare a încercărilor experimentale...................................................................232 Figura 9-15 Impactul primar în zona genunchiului ............................................................................................234 Figura 9-16 Mişcarea de rotaţie a pietonului ......................................................................................................235 Figura 9-17 Diagrama Kuhnel privind distanţa de aruncare a pietonilor ........................................................237 Figura 9-18 Poziţia manechinului la începutul primului test .............................................................................248 Figura 9-19 Poziţia finală a manechinului pieton pe sol după primul test ......................................................248 Figura 9-20 Urmele de ştergere de pe capotă şi parbrizul spart, la finalul primului test .............................249 Figura 9-21 Distanţa de proiectare în lateral a manechinului în urma primului test .....................................249 Figura 9-22 Poziţia iniţială a manechinului în cadrul celui de al doilea test ...................................................250 Figura 9-23 Picioarele manechinului au fost târâte sub autoturism ................................................................250 Figura 9-24 Avariile autovehiculului în urma celui de al doilea test ................................................................251 Figura 10-1 Peretele cu care are loc coliziunea ..................................................................................................253 Figura 10-2 Ancorarea autovehiculului ................................................................................................................260 Figura 10-3 Determinarea punctului H cu ajutorul manechinului tridimensional ..........................................263 Figura 10-4 Elementele constructive ale manechinului tridimensional ...........................................................265 Figura 10-5 Dimensiunile şi masele manechinului .............................................................................................267 Figura 10-6 Manechinul folosit pentru verificarea spaţiului de supravieţuire .................................................269 Figura 10-7 Bariera deformabilă poziţionată pe bariera mobilă .......................................................................271 Figura 10-8 Bariera deformabilă vedere de ansamblu.......................................................................................274 Figura 10-9 Schema coliziunii decalate 40% ......................................................................................................275 Figura 10-10 Amplasarea manechinelor în habitaclu .........................................................................................278 Figura 10-11 Dimensiunile corpului de impact (berbecului) .............................................................................287 Figura 10-12 Schema încercării barelor paraşoc la viteze reduse....................................................................287 Figura 10-13 Testul de încercare frontal axial al barei de protecţie ................................................................288 Figura 10-14 Testul de încercare oblic frontal la 60º al barei de protecţie ....................................................288 Figura 10-15 Cotele care urmează a fi înregistrate în urma testului ...............................................................289 Figura 10-16 Schema pentru amplasarea punctelor de aplicaţie a forţelor ...........................................................291 Figura 10-17 Variaţia impusă deceleraţiei căruciorului la încercarea centurilor de siguranţă ..................................296 Figura 10-18 Dispozitive de tracţiune a centurilor de siguranţă: a - care reproduc torsul; b - care reproduc
toracele; c - destinate abaterii chingii ............................................................................................................300 Figura 10-19 Scaun pentru pasageri copii...........................................................................................................301