Evaluarea influenței organizării tracțiunii autovehicule lor asupra [610991]

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
SPECIALIZAR EA: AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIP LOMĂ

Absolvent: [anonimizat]

2017

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Evaluarea influenței organizării tracțiunii autovehicule lor asupra
stabilității în mers

Conducător: Absolvent: [anonimizat]

2017

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI

PROIECT DE DIPOMĂ

Numele și prenumele absolvent: [anonimizat] : Crăciunescu Con stantin Marian
Secția și forma de învățământ : Autovehicule Rutiere, ZI
Tema proiectulu i de diplomă : Evaluarea influen ței organizării tracțiun ii autovehicule lor asupra
stabilității în mers
Locul de documentare : Departamentul A.R.T.
Conducătorul proie ctului : șef lucr. dr. ing. Nicolae CORDOȘ
Consultanți de specialitate : conf. dr. ing. Adrian TODORUȚ
Data primirii temei : 10.10.2016
Data predării : 28.06.2017

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC: ABSOLVENT: [anonimizat]: Toate drepturile de autor privind proiectul de diplomă/lucrarea de diserta ție, multiplicarea pe orice cale, traducerea
unei părți sau a întregii lucrări, precum și valorificare a sub orice formă a conținutului și ideilor cuprinse în proiect, sunt
atribute exclusive ale UNIVERSITĂȚII TEHNICE DIN CLUJ -NAPOCA.

2017

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI

Fișa absolvent: [anonimizat] 2017

Numele și prenumele Crăciunescu Constantin Marian

Titlul proiectului de
diplomă
Evaluarea influenței organizării tracțiunii autovehiculelor asupra stabilității î n mers

Numele și prenumele Data la care student: [anonimizat] 10.10.2016
Consultant de
specialitate conf. dr. ing. Adrian
Todoruț 10.10.2016

Consultant de
specialitate

Programul de pregătire săptămânală

Informațiile suplimentare pentru pregătirea lucrării în vederea susținerii pot fi accesate pe pagina
web a Facultății de Mecanică: http://mecanica.utcluj. ro

Perioada
săptămânală Numele si prenumele Semnătura Aviz birou
catedră Semnătura

Feb. 27 – Martie 03
Martie 06 -10
Martie 13 -17
Martie 20 – 24
Martie 27 – 31
Aprilie 03 -07
Aprilie 10 -14
Aprilie 17 -21
Aprilie 2 4-28
Mai 01 -05
Mai 08 -12
Mai 15 -19
Mai 22 -26
Mai 29 – Iunie 02
Iunie 05 -09
Iunie 12 -16
Iunie 19 -23
Iunie 26 -28

Consiliu Departament,

Conf.dr.ing. Ioan -Adrian TODORUȚ
Prof.dr.ing. Nicolae BURNETE
Prof.dr.in g. Nicolae FILIP
Prof.dr.ing. Istv án BARAB ÁS
Conf.dr.ing. Sanda BODEA

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI
Sesiunea: iulie 2017

Director D epartament,
Conf. dr. ing. Adrian TODORUȚ

RECENZIE

Asupra proiectului de diplomă cu titlul ……………………………… ……………………….
……………………… …………………………….…………………………………………………………
………………………………………………… ………………………………. ……… …………………………..

Elaborat de absolventul ………………………………………………………………………………….

Conținutul proiectului:
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
……………………… ……………………………………………………………………………………….

Perioada de documentare și pregătire a proiectului:
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………….
Aspecte po zitive:
…………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………..
Aspecte negative:
………………………………………………………………………………………………………..…
……………………………………………………………………………………………………….. ……
Contribuții personale ale autorului
…………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………
Posibilități de valorificare a proiectului:
..……………………………………………………………..…………………………………………
………………………………………………………………………………………… ………………
……………………………………………………………………………………………………………..

Se propune admiterea / respingerea proiectului pentru susținere publică.

Conducător : șef lucr . dr. ing. Nicolae CORDOȘ

Declarație pe proprie răspundere privind
autenticitate a lucrării de diplomă

Subsemnatul Crăciunescu Constantin Marian , legitimat cu C.I seria SV nr. 898919 , CNP
1940524330200, autorul lucrării: Evaluarea influenței organizării tracțiunii autovehiculelor
asupra stabilității în mers elaborată în vederea susț inerii examenului de finalizare a studiilor de
licență la Facultatea de Mecanică , Specializarea Autovehicule Rutiere din cadrul Universității
Tehnic e din Cluj -Napoca , sesiunea iulie a anului universitar 2016 -2017 , declar pe proprie
răspundere, că această l ucrare este rezultatul propriei activități intelectuale, pe baza cercetărilor mele
și pe baza informațiilor obținute din surse care au fost citate, în textul lucrării, și în bibliografie.
Declar, că această lucrare nu conține porțiuni plagiate, iar sursel e bibliografice au fost
folosite cu respectarea legislației române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.
Declar, de asemenea, că aceasta lucrare nu a mai fost prezentată în fața unei alte comisii de
examen de licență/diplomă/disert ație.
De asemenea, declar că sunt de acord ca proiectul de diplomă/lucrarea de disertație să fie
verificată prin orice modalitate legală pentru confirmarea originalității, consimțind inclusiv la
introducerea conținutului său într -o bază de date în acest sc op.
În cazul constatării ulterioare a unor declarații false, voi suporta sancțiunile administrative,
respectiv, anularea examenului de diplomă .
Lucrarea conține: ____ pagini, ____ tabele, ____schițe și diagrame. Anexa cu desene
conține ____formate A0, _ ___formate A1, ____ formate A2, _____formate A3, _____ formate A4.
Proiectul are anexate și: ______ CD/DVD -uri

Data Nume, prenume
28.06.2017 Crăciunescu Constantin Marian

Semnătura

Crăciunescu Constantin Marian Rezumat
8

REZUMAT

Această lucrare a fost realizată cu scopul de a evalua posibilitățile de dezvoltare a
siguranței autovehiculelor, prin introducerea sistemelor de proiectare asistată de computer în
industria autovehiculelor.
Capitolul 1 prezintă introducerea în domeniul stabilității autovehiculelor și cuprinde
necesitatea temei propuse a fi studiată, obiectivele urmărite și descrierea fiecărui capitol al lucrării.
Capitolul 2 conține noți uni generale despre stabilitate, prezentarea situației actuale cu
ajutorul unei clasificări a soluțiilor de organizare a tracțiunii urmate de o descriere a sistemelor de
siguranță activă care ajută la imbunătățirea stabilității autovehiculelor.
Capitol ul 3 conține studi ul parametrilor stabilității, interpretarea reprezentărilor grafice
obținute prin dezvoltarea unui model numeric și evaluarea influențelor anumitor parametri asupra
vitezelor critice de deplasare.
Capitolul 4 detaliază realizarea simulării co mputerizate cu ajutorul programului
CarMaker , modul de utilizare și pașii de lucru urmați. S -au obținut rezultate care au fost ulterior
prezentate sub formă animată și grafică, valorile fiind comparate între cele 3 autovehicule.
Capitolul 5 prezintă efectu area cercetărilor cu privire la realizarea măsurătorilor
experimentale. S -au prezentat imagini din tim pul măsurătorilor după care datele obținute au fost
interpretate grafic comparând rezultatele obținute.
Capitolul 6 conține concluziile finale cu privire la realizarea lucrării, prezentându -se
contribuțiile personale ale autorului și posibilele direcții de dezvoltare în domeniu.
Bibliografia conține cărțile și lucrările de specialitate pe baza cărora s -a realizat lucrarea.
Anexele cuprind fișele tehnice ale autovehiculelor utilizate în cadrul simulărilor și
experimentelor, modelarea matematică detaliată pe baza căreia s -au obținut rezultatele precum și
tabele aferente coeficienților utilizați.

Crăciunescu Constantin Marian Abstract
9

ABSTRACT

This paper was realised to evaluate the possibillities of vehicle safety development by
introducing computer assisted design systems into the automotive industry.
Chapter 1 introduces stability in vehicles and presents the necesity of the studied theme,
the objectives followed and the description of each chapter of the paper.
Chapter 2 contains general concepts of stability, presenting the current situation with a
classificat ion of traction organization solutions followed by a description of active safety
systems that help improve vehicle stability.
Chapter 3 contains the study of stability parameters, interpretation of graphical
representations obtained by developing a numeri cal model and evaluating the influence of
certain parameters on critical speeds of movement.
Chapter 4 details how computer simulation is being carried out using the CarMaker
program and how to use it. Results were subsequently presented in animated and g raphic form,
the values being compared between the three cars.
Chapter 5 presents research on the realization of experimental measurements. Images
were taken from the measurements. Images were taken from the measurements after which the
data were plotted g raphically comparing the results obtained.
Chapter 6 contains the final conclusions regarding the realisation of the paper, presenting
the author’s personal contributions and possible directions of development in the field.
The bibliography contains the b ooks and specialized works on which this paper was made.
The annexes include the technical data sheets for motor vehicles used in simulations and
experiments, the detailed mathematical modeling on the basis which the results were obtained as well
as the ta bles for the coefficients used.

Crăciunescu Constantin Marian Cuprins
10

CUPRINS

Rezumat………………………………………………………………………………………………………. …………………8
Abstract……………………………………………………………………………………………………… …………………..9

1. Introducere………………………………………………………………………………. ………………………… …….. 12
1.1. Considerații generale……………………………………………………………… ………………….. ………. ..12
1.2. Necesitatea temei …………………………………………… ………………………………………… ………. ….13
1.3. Scopul și obiectivele lucrării ………………………………………………………………………. …….. …..13
1.4. Conținutul lucrării ………………………. ……………………………………………………………. ………. …14
1.5. Conzluzii 1 ……………………………………………………………………………………………. ……….. …..14

2. Stadiul actual al dezvoltării în domeniu …………………………………………………………. ……………..15
2.1. Considerații generale privind stabilitatea autovehiculelor ………………………………….. ……….15
2.2. Factori care concur ă la pierderea stabilității …………………………………………………. …………..15
2.3. Soluții de organizare a tracțiunii ………………………………………………………………… …….. …….17
2.3.1. So luția 4×2 cu puntea motoare dispusă în față …………………………………………. ………17
2.3.2. Soluția 4×2 cu puntea motoare dispusă în spate …………………………………….. …………18
2.3.3. Soluția 4×4 ………………………………………………………………………………… ……….. ………19
2.4. Evoluția sistemelor de siguranță ………………………………………………………………… ……………22
2.5. Sisteme de control al stabilității autovehiculelor ……………………………………………. ………….24
2.5.1. Considerații teoretice ………………………………………………………………… …….. …….. ……24
2.5.2. Sistemul de frânare ABS ………………………………………………………………….. ……………25
2.5.3. Sistemul de asistență la frânare …………………………………………………….. …………….. …27
2.5.4. Sistemul de control al tracțiunii TCS ………………………………………………….. …………..27
2.5.5. Sistemul electronic de stabilitate ESP …………………………………………. ………….. ……..28
2.5.6. Sistemul de control la deplasarea în pantă ………………………………………………… ……..33
2.6. Concluzii 2 …………………………………………………………………………. ………….. ……….. ……… ….34

3. Modelare numerică a parametrilor de stabilitate ………………………………………………….. …………35
3.1. Studiul parametrilor stabilității …………………………………………. ……………………………. ………35
3.1.1. Determinarea parametrilor stabilității longitudinale …………………………….. ……….. ….35
3.1.2. Determinarea parametrilor stabilității transversale ………………………………. ……………37

Crăciunescu Constantin Marian Cuprins
11
3.1.3. Determinarea parametrilor stabilității transversale la răsturnare ……………….. ………..40
3.1.4. Determinarea parametrilor stabilității transversale la derapare …………………… ………41
3.2. Modelul matematic de calcul ……………………………………………………………………….. …………42
3.3. Concluzii 3 ………………………………………………………………. ……………………………… …….. ……53

Crăciunescu Constantin Marian Introducere
12

1. Introducere
1.1 Considerații generale
Prin stabilitatea autovehiculului se definește proprietatea acestuia de a rămâne în
permanență în contact cu calea de rulare și de a urmări traiectoria impusă de conducătorul auto
precum și de a se deplasa pe pante, drumuri înclinate, în curbe fără a alun eca, patina, derapa sau
răsturna pe drumuri orizontale, cu înclinare longitudinală sau transversală [4,5,6 ].
Stabilitatea autovehiculului se apreciază în funcție de condițiile în care are loc
deplasarea (viteza de deplasare, valoarea pantei, înclinarea tra nsversală a drumului, razele de
curbură ale drumului) precum și de anumiți parametri constructivi (ecartament, ampatament,
coordonatele centrului de masă etc.) [4].
Pierderea stabilității longitudinale se manifestă sub forma [6]:
 răsturnării in raport cu una din punțile autovehiculului ;
 alunec ării sau patinării longitudinale pe suprafața drumului .
Pierderea stabilității longitudinale este posibilă :
 la urcarea sau coborârea pe un drum cu înclinarea longitudinală față de
orizontală sub un unghi α mare ;
 în timpul demarajului sau frânării ;
 la deplasarea pe drum orizontal cu vitez ă excesiv de mare .
Pierderea stabilității transversale se poate produce :
 fie prin deraparea autovehiculului (alunecarea lateral ă);
 fie prin r ăsturnarea laterală :
o sub ac țiunea componentei transversale a forței centrifugale, ce apare la
deplasarea în viraj ;
o sub acțiunea componentei paralele cu drumul a greutății
autovehiculului, la deplasarea lui pe un drum cu înclinare transversal.
Stabilitatea autovehiculului este semnificativ influențată de dispunerea grupului
motopropulsor. Acesta poate fi repartizat de -a lungul axei logitudinale a autovehiculului sau
poate fi grupat intr -un singur loc.

Crăciunescu Constantin Marian Introducere
13
Pentru autovehiculele cu două punți, organizarea tracțiunii se poate realiza după
soluțiile 4×2 sau 4×4, prima cifră indicând numărul roților iar cea de a doua pe cel al roților
motoare.Pentru organizarea tracțiunii de tipul 4×2, puntea motoare poate fi di spusă în față sau în
spate. La soluția 4×4 (denumită “tracțiune integrală ”), dispunerea motorului se face în față iar
antrenarea ambelor punți se face prin componentele transmisiei distribuite de -a lungul axei
longitudinale a autovehiculului [1 ].

1.2 Necesita tea temei
Această temă este necesară datorită lipsei de cunoasștere a limitelor de stabilitate sau
comportamentul autovehiculului la limită pentru toate regimurile de funcționare ale acestuia
datorită diverselor condiții de deplasare pe care un autovehicul le poate asigura precum și a
diverselor situații care pot fi întâlnite pe parcursul deplasării. Din fericire, cele mai în tâlnite
regimuri pot fi analizat e astfel că se pot determina condițiile limită la care se poate pierde
stabilitatea.
Este foarte impor tant ca aceste criterii să fie cât mai bine stabilite si precizate chiar din
faza de concepție și prezentate fiecărui cumpărator de autovehicule pentru ca aceștia să cunoască
modul optim de folosire, care duce la evitarea pierderii stabilității. În proporț ie de 40% din
accidentele fatale se produc din cauza derapării. Studii internaționale arată că până la 80% din
accidentele cauzate de deraparea de pe drumuri ar putea fi prevenite dacă toate autovehiculele ar
fi echi pate cu sistemul antiderapare [15 ].
În funcție de organizarea punții motoare, este cu atât mai importantă cunoașterea
limitelor de stabilitate deoarece comportamentul autovehiculelor in fiecare din cele trei faze, este
cu totul diferit.
1.3 Scopul și obiectivele lucrării
Scopul acestei lucrări este elaborarea unor modele numerice de calcul pentru
determinarea parametrilor stabilității în viraje și de a determina comportamentul autovehiculelor
în diferite situații de testare.
În concordanță cu scopul propus s -au stabilit următoarele obiective:
 stabili rea parametrilor principali care duc la pierderea stabilității longitudinale
și transversale în funcție de modul de organizare a tracțiunii autovehiculelor;
 studierea sistemelor de siguranță activă;
 dezvoltarea unui model de calcul și evaluarea acestuia;

Crăciunescu Constantin Marian Introducere
14
 efectuarea și evaluarea simulării testelor de stabilitate .

1.4 Conținutul lucrării
Conținutul lucrării se bazează pe necesitatea temei propuse pentru studiere, pe scopul și
obiectivele alese prezentate în Capitolul 1 .
În Capitolul 2 s-a realizat o scurtă intro ducere în stabilitatea autovehiculelor, fiind
descrise influențele acesteia asupra siguranței autovehiculelor și a conducătorilor auto, fiind
prezentată o clasificare a acesteia precum și o serie de factori care concură la pierderea
stabilității. S-a reali zat o clasificare a soluțiilor de organizare a tracțiunii, prezentându -se pentru
fiecare în parte o serie de avantaje și dezavantaje. Ulterior, s -a expus o evoluție a sistemelor de
siguranță, urmată de o descriere amănunțită a sistemelor de control al stab ilității autovehiculelor
(ABS, BAS, TCS, ESP, HDC).
În Capitolul 3 s-a prezentat modelul de calcul folosit pentru determinarea parametrilor
stabilității longitudinale și transversale ai autovehiculelor. S -a realizat o modelare matematică în
urma căreia s -au obținut rezultate numerice și grafice care au fost interpretate ulterior.
În Capitolul 4 s-a realizat o simulare computerizată a testelor de stabilitate în scopul
analizării diferențelor dintre trei autovehicule cu organizări ale tracțiunii diferite. S -a descris
programul utilizat în vederea efectuării simulării, s -au descris etapele de lucru după care s -a
realizat o prezentare animată dar și grafică a rezultatelor, care au fost interpretate ulterior.
În Capitolul 5 s-a prezentat efectuarea cercetărilor cu privire la realizarea măsurătorilor
experimentale. S -au prezentat imagini din timpul măsurătorilor după care datele obținute au fost
interpretate grafic comparând rezultatele obținute.
În Capitolul 6 s-au introdus concluziile finale cu privire la reali zarea lucrării,
prezentându -se contribuțiile personale ale autorului și posibilele direcții de dezvoltare în
domeniu.

1.5 Concluzii 1
În acest capitol s -au prezentat câteva considerații generale despre stabilitatea
autovehiculelor, s -au stabilit scopurile și obiectivele lucrării și s -a prezentat conținutul lucrării.
Stabilitatea autovehiculelor este influențată de: particularitățile constructive și de starea
tehnică a echipamentelor, de factori cum ar fi: calitatea drumului, aderența în contact cu calea de
rulare, înclinarea transversală si longitudinală a căii de rulare, dar și de conducătorul auto,
respectiv participanții la trafic.

Crăciunes cu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
15

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
15

2. Stadiul actual al dezvoltării în domeniu

2.1 Considerații generale privind stabilitatea autovehiculelor
Siguranța autovehiculului devine un criteriu din ce în ce mai important în procesul de
achiziție al unui automobil. Siguranța se poate clasifica în două categorii: activă și pasivă.
Siguranța activă se referă la totalitatea sistemelor și capacităților unui autovehicul de a evita
producerea de accidente și are ca scop prevenirea acestora (ABS, ESP, direcție activă
etc.).Siguranța pasivă reprezintă totalitatea funcțiilor unui autovehicul ce au rolul de a proteja
viața și integritatea corporală a pasagerilor și a pietonilor în timpul și după pr oducerea
accidentelor și are ca scop reducerea consecințelor accidentelor rutiere (centuri de siguranță,
airbag -uri, caroserie etc.)
La nivelul Uniunii Europene s -au realizat câteva statistici privind accidentele
auto.Acestea au dus la obținerea unor date îngrijorătoare legate de numărul de accidente soldate
cu răniri de persoane și mai ales de tendința crescătoare a acestora.
Dacă la aprecierea curentă a performanțelor automobilelor și în special ale
autoturismelor, printre termenii frecvent folosiți, priv ind performanțele motorului (puterea
maximă, moment maxim, consumul orar sau specific de combustibil etc.) sau ale întregului
automobil (viteza maximă, timpul de demarare și frânare, spațiul de demarare și frânare,
accelerația, compunerea transmisiei, tipu l de sistem de frânare, dotările și echipamentele
folosite etc.) rareori se pun la dispoziție și informații sau aprecieri legate de limitele de
asigurare a stabilității, pe care automobilul este capabil să le îndeplinească în anumite
regimuri de deplasare [3].
Este greu de precizat întotdeauna limite de stabilitate sau comportamentul
autovehiculului la limită pentru toate regimurile de funcționare ale acestuia datorită diverselor
condiții de deplasare pe care un automobil îl poate asigura, a multitudinii si tuațiilor întâlnite pe
parcursul deplasării, dar cele mai întâlnite regimuri pot fi analizate astfel că se pot determina
condițiile limită la care se poate pierde stabilitatea.

2.2 Factori care concură la pierderea stabilității
Realizarea unor studii de specialitate ne arată că există un număr de factori care
influențează direct producerea de accidente rutiere grave prin pierderea stabilității:

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
16
 factorul uman;
 starea suprafe ței de rulare ;
 condițiile meteorologice ;
 starea tehnică a autovehiculului.
În cazul în care acești factori pot să apară simultan, posibilitatea de producere a unui
accident este din ce în ce mai mare.
În urma unui studiu științific [21 ] de specialitate efectuat de către Comisia Europeană
(CE) și Uniunea Interna țională a Transportului Rutier (IRU), echipele de experți în accidente au
investigat un număr de 624 accidente. Din toate aceste accidente, cauza principală a accidentelor
este legată de eroarea umană, în procent de 85,2%, a unuia din participanții la traf ic (conducător
auto profesionist, conducător auto amator, pietoni etc.). Totuși, în afara accidentelor legate de
eroarea umană, numai 25% sunt cauzate de conducătorii auto profesioniști.Alți factori cum ar
condițiile meteo 4,4%, condițiile infrastructurii 5,1% sau defecțiunii tehnice ale autovehiculului
5,3 % au jucat numai un rol minor. Acestea sunt prezentate conform diagramei figurii 2.1 [21 ].

Fig. 2.1. Factori care produc pierderea stabilitîții autovehiculelor
Potrivit OMS (Organiza ția Mondială a săn ătății) , 3400 de oameni mor în fiecare zi pe
drumurile din întreaga lume și zeci de mii de personae sunt afectate pentru tot restul vieții. La
nivel mondial, în fiecare an, 1,2 milioane de personae sunt uciși în accidentele rutiere. Conform
estimărilor si dinamicii actuale, până în anul 2020 peste 1,9 milioane de oameni își vor pierde
viața anual în trafic [22 ].
Factorul uman
Condițiile meteo
Condițiile infrastructurii
Defecțiunile autovehiculului

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
17

2.3 Soluții de organizare a tracțiunii
În cazul autovehiculelor cu două punți, tracțiunea poate fi organizată după soluțiile 4×2
sau 4×4. La soluția 4 x2, puntea motoare poate fi dispusă în față sau în spate iar la soluția 4×4,
ambele punți ale autovehiculului sunt motoare.

2.3.1 Soluția 4×2 cu puntea motoare dispusă în față
Aceasă soluție este aplicată la majoritatea autovehiculelor și este organizată astfel :
motorul cu ardere internă este amplasat transveral în partea din față a autovehiculului iar puntea
motoare este cea din față. Acesta este un sistem simplu, mai ușor și mai puțin costisitor de
întreținut. O astfel de soluție este prezentată in fig.2.2. [12].

Fig. 2.2 . Autovehicul 4×2 cu tracțiune pe puntea față
1-motor cu ardere internă; 2-ambreiaj ; 3-cutie de viteze; 4 -diferen țial.

Acest sistem ofer ă o serie de avantaje [10] :
 deplasare corespunzătoare în condiții de iarnă sau pe drumuri cu aderență
scăzută;

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
18
 mai mult spațiu în interiorul autovehiculului deoarece este conținut în
compartimentul motor și nu este necesară alocarea unui spațiu pentru
diferențial și transmisia cardanică, mărind astfel volumul disponibil pentru
pasageri și mărfuri ;
 reduce g reutatea autovehiculului deoarece ansamblul este compus din mai
puține componente;
 eficiență de asamblare : trenul de rulare poate fi asamblat și instalat ca o
unitate, ceea ce permite o producție mai eficientă ;
 pierderi mai mici de putere până la roțile mo toare deoarece este transmisă
direct catre acestea prin ambreiaj, cutie de viteze și arbori planetari.
Dezavantajele acestui sistem sunt [10]:
 tendin ța de subvirare care apare datorită faptului că o mare parte din greutatea
autovehiculului se află în față ;
 centrul de greutate este de obicei mai în față astfel că distribuția masei este
destul de ineficientă ceea ce duce la subvirare ;
 deplasare necorespunzătoare în condiții de drum cu aderență scăzută;
 uzarea arborilor planetari în timpul demarajelor cu roțile bracate.

2.3.2 Soluția 4×2 cu puntea motoare dispusă în spate
La această soluție, motorul cu ardere internă este amplasat transversal în partea din față
a autovehiculului iar puntea motoare este ce din spate. Aceste este un sistem mai complex iar
întreț inerea este mai costisitoare față de soluția în care puntea motoare este ce din fața
autovehiculului. O astfel de soluție este prezentată în fig. 2.3. [12].
Avantajele oferite de acest sistem sunt [11]:
 deplasare corespunzătoare în condiții de drum uscat s au suprafețe de rulare cu
aderență bună ;
 trenul de rulare asigură un cuplu mai mare și ofera o manipulare mai bună ;
 distribuție uniformă a greutății motiv pentru care majoritatea autovehiculelor
sport sau cele de curse sunt echipate cu tracțiune spate ;
 arborii planetari sunt mai pu țin solicitați deoarece roțile din spate se ocupă
doar de tracțiune ;

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
19
 direcția se controlează mai ușor în timpul accelerării deoarece masa întregului
autovehicul se mută pe spate.

Fig. 2.3. Autovehicul 4×2 cu tracțiune pe punt ea spate .
1-motor cu ardere internă; 2 – ambreiaj; 3 – cutie de viteze;
4- diferen țial; 5 – transmisie longitudinal ă.

Dezavantajele acestui sistem sunt [11]:
 tendin ță de supravirare care apare în momentul efectuării unor viraje bruște ;
 deplasare necorespunz ătoare în condiții de iarnă sau pe drumuri cu aderență
scăzută ;
 pierderea cu ușurință a controlului;
 crește greutatea autovehiculului prin existența unei transmisii longitudinale ;
 scade spațiul în interiorul autovehiculului deoarece este necesară alocarea unui
spațiu pentru diferențial și transmisia cardanică.

2.3.3 Soluția 4×4
La această soluție toate punțile autovehiculului sunt motoare. La un autovehicul cu
tracțiune integrală, motorul cu ardere internă este amplasat longitudinal iar cuplul dezvoltat de
acesta este transmis către punțile față și spate. Fiecare punte motoare este prevăzută cu un
diferențial pentru a permite roților să aibă viteze unghiulare diferite în cazul efectuării unui viraj.
Avantaje le tracțiunii integrale sunt [9 ]:

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
20
 stabilitate în viraj mult mai bună decât la soluția 4×2 datorită centrului de
greutate mai coborât ;
 deplasare corespunzătoare în toate condițiile de drum;
 asigur ă o capacitate de trecere mult mai mare;
 asigură o siguranță ridicată în timpul deplasării.
Dezavantajele acestui sistem sunt [9 ]:
 mărește greutatea autovehiculului cu aproximativ 80 -100 kg deoarece are in
plus o transmisie longitudinală, o cutie de transfer și doi arbori planetari ;
 crește consumul de combustibil datorită greutății ridicate ;
 întreținere mai costisitoa re.
Există două tipuri de autovehicule cu tracțiune integral ă:
 autovehicule cu tracțiune integrală permanentă (AWD – All-Wheel -Drive)
 autovehicule cu tracțiune integrală temporară (4WD – Four -Wheel -Drive)
Aceste două sisteme nu pot fi diferențiate foarte m ult deoarece ambele conțin control
electronic. Diferența între cele două ar fi modul în care se controlează transmiterea cuplului către
roțile motoare.
În cazul autovehiculelor cu tracțiune integrală permanentă (AWD) transmiterea puterii
către toate roțile motoare se face electronic, cu ajutorul unui modul electronic de comandă. În
modul de funcționare nominal (AUTO) ,în cazul acestor sisteme conducătorul auto nu decide
dacă tracțiunea este doar pe o punte sau pe două. Tracțiunea integrală poate fi activată sau nu cu
ajutorul sistemului de control electronic prin evaluarea stării autovehiculului în funcție de
anumiți parametri (accelerații, viteze de deplasare, patinarea roților, etc.). Un astfel de sistem
este prezentat în figura 2.4 [12].
Când se dorește folosirea tracțiunii doar pe puntea față, se selectează modulul 2WD iar
pentru folosirea tracțiunii pe ambele punți, se selectează mod ulul 4WD conform figurii 2.5. [12 ].
De regulă, autovehiculele cu tracțiune integrală permanentă, au tracțiunea pe puntea
față și în momentul în care este nevoie, modulul electronic de comandă cuplează și puntea spate.
De obicei, cuplarea punții spate se realizează cu ajutorul unui dispozitiv cu ambreiaj
multidisc, cu sistem de acționare [12] :
 electrohidraulic;
 electromecanic .

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
21

Fig. 2.4. Autovehicul cu tracțiune integrală permanentă (AWD)
1-motor cu ardere internă; 2 – ambreiaj; 3 – cutie de viteze; 4 – diferen țial;
5- transmisie longitudinal ă; 9- sistem de cuplare.

Fig. 2.5. Modul de func ționare al transmisiei AWD
În cazul autovehiculelor cu tracțiune integrală temporară (4WD) a doua punte motoare
este cuplată manual de către conducătorul auto prin intermediul unui levier care permite cuplarea
punții față. De regulă, aceste autovehicule au puntea spate motoare iar în m omentul acționării
levierului se cuplează și puntea față. Un astfel de sistem este prezentat în figura 2.6 [12].
La autovehiculele moderne, conducătorul auto cuplează cea de -a doua punte motoare
prin comandă electronică.

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
22

Fig. 2.6. Autovehicul cu t racțiune integrală temporară .
1-motor cu ardere internă ; 2-ambreiaj; 3 – cutie de viteze;
4-diferen țial; 5 – transmisie longitudinal ă; 6-cutie de transfer;
7- arbore longitudinal; 8 -diferen țial;

În plus față de autovehiculul cu tracțiu ne integrală permanentă, acest sistem este
prevăzut cu o cutie de transfer și un diferențial central. În cazul în care există modul de tracțiune
4LO (low), există și un reductor montat în cutia de transfer care amplifică suplimentar cuplul
venit de la cuti a de viteze [12].

2.4 Evoluția sistemelor de siguranță
Sistemele de siguranță activă și pasivă la autovehicule se află într -o dezvoltare continuă,
iar o dată cu avansarea tehnologiei, aceste sisteme s -au perfecționat atât în ceea ce privește
principiul de fun cționare cât și prin introducerea de noi materiale și sisteme adiționale. Având în
vedere evoluția sistemelor de siguranță la autovehicule (Fig. 2.7) [2], în viitorul apropiat se
preconizează o evoluție a acestora fără precedent ca diversitate și grad de c omplexitate.
Datorită creșterii permanente a numărului sistemelor de securitate și a gradului de
complexitate din dotarea autovehiculelor, este recomandată cunoașterea acestora, cel puțin sub
aspectul facilităților si a modului de funcționare. Deși industr ia fabricanților sistemelor de
siguranță activă s -au dezvoltat considerabil din punct de vedere tehnologic, efectul produs de

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
23
utilizarea acestora nu este încă pe măsura așteptărilor, comparativ cu cel înregistrat de sistemele
pasive de siguranță.
Figura 2. 7 [2] prezint ă istoricul și îmbunătățirile posibile aduse sistemelor de siguranță
activă și pasivă de la airbaguri și până la anumiți senzori încorporați în infrastructura rutieră.
Sistemele electronice avansate și senzorii aparținând infrastructurii rutie re vor permite cel mai
mare potențial de îmbunătățire a siguranței rutiere. Contribuția cea mai mare în siguranța
traficului rutier este adusă de către conducerea autonomă, considerată dezvoltarea “final ă” .

Fig. 2.7. Evoluția sistemelor de siguranță la autovehicule.
SPA1 – Sisteme de evitare a blocării roților la frânare ; SPA2 – Sisteme de control a tracțiunii ; SPA3 – Sisteme
electronice de distribuire a forței de frânare (Repartitoare electronice ale forței de frânar e); SPA4 – Sisteme de
control a stabilității ; SPA5 – Sisteme de antiderapare ; SPA6 – Sisteme de asistare a frânării ; SPA7 – Sisteme de
recunoaștere a traseului ; Sisteme de recunoaștere a zonei de navigație ; SPA8 – Sisteme de p ăstrare a distanței ;
Sisteme a daptive de naviga ție; SPA9 – Suspensii adaptive; SPA10 – Sisteme de recunoaștere a drumului ;
Avertizoare de părăsire a benzii de rulare ; SPA11 – Sisteme de frânare cu comandă electronică ; SPA12 – Sisteme de
recunoaștere a obstacolelor ; SPA13 – Sisteme elec tronice de direcție cu legătură mecanică ; SPA14 – Sisteme de
frânare de urgență ; SPA15 – Sisteme de fr ânare electromecanice ; Sisteme de dire cție electromecanice; SPA16 –
Sisteme de control a deplasării în coloană ; SPA17 – Sisteme de deplasare asistată pe au tostradă ; SPA18 – Sisteme de
evitare a coliziunii ; SPA19 – Sisteme de conducere autonom ă; SSP1 – Celulă de protecție a ocupanților
autovehiculului ; SSP2 – Scaune, centuri de siguran ță; SSP3 – Parbrize lipite, securizate; SSP4 – Elemente de
caroserie deform abile; SSP5 – Airbag; SSP6 – Centură activă de siguranță ; SSP7 – Sisteme de protecție la impact
lateral ; SSP8 – Airbag lateral; SSP9 – Motor cu alunecare sub podea; SSP10 – Tehnologie autonom ă de apel de
urgență – E-Call; SSP11 – Protec ție preventivă la coliziune ; SSP12 – Protecție inteligentă și adaătivă la coliziune.

Siguranța autovehiculului poate fi privită și prin prisma capacității acestuia ca,
indifferent de comenzile conducătorului auto, să nu se permită punerea în mișcare a
autovehiculului (în c azul consumului de alcool), să oprească autovehiculul în cazul ațipirii la
volan, intrarea în derapaj sau răsturnarea în curbe, deplasarea cu viteze neadecvate p e drumuri cu
denivelări etc. [7 ].

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
24
În figura 2.8 [2] este prezentat ă pe axa y o clasificare a si stemelor de siguranță din punct
de vedere al duratei de intervenție al fiecărui element de siguranță (activă sau pasivă). Pe axa x,
din punct de vedere cronologic, este prezentată evoluția sistemelor de siguranță și tendințele de
dezvoltare ale acestora, d ar și a altor sisteme de siguranță. Situațiile de conducere ale
autovehiculelor sunt prezentate cu anumite culori. Cu negru sunt evidențiate situațiile de
coliziune, cu gri închis – situațiile de urgență, iar cu gri deschis – situațiile normale de conducer e
a autovehiculului.

Fig. 2.8. Implementarea și cronologia sistemelor de siguranță pe autovehicule.
Se constată că diversele clasificări ale sistemelor avansate de control ale autovehiculelor
arată complexitatea acestor sisteme, precum și interesul tot mai crescut de a le dezvolta.

2.5 Sisteme de control al stabilității autovehiculelor

2.5.1 Considerații teoretice
În Uniunea Europeană, programul electronic de stabilitate ESP a devenit un standard
universal. De la data de 1 noiembrie 2014, toate autoturismele noi înmatriculate, cu o masă
maxim admisă mai mica de 3,5 tone sunt echipate obligatoriu cu acest sitem antiderapare.
Conform unui studiu efectuat de Bosch în materie de accidente, în 2011, ESP a prevenit peste
33.000 de accidente cu vătămări și a salvat pest e 1.000 de vieți în statele membre UE, deși

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
25
sistemul ESP era instalat pe aproximativ 40% dintre autovehicule. De la lansarea sa în 1995, ESP
a prevenit 190.000 de accidente și a salvat peste 6 .000 de vieți în toată Europa [15 ].
După centura de siguranță, ESP-ul este cel mai important sistem de siguranță al
autovehiculului fiind chiar mai important decât airbag -ul. De la începutul producției de serie,
Bosch a fabricat 100 de milioane de sisteme ESP. În 2014, 84% dintre autovehiculele noi din
Europa sunt ech ipate cu sistemul antiderapare, în timp ce la nivel mondial doar 59% sunt
echipate cu acest sistem. Prin realizarea unor studii independente, 80% din accidentele provocate
de deraparea de pe drumuri puteau fi evitate daca toate autovehiculele ar fi echipat e cu sistemul
ESP [15].

2.5.2 Sistemul de frânare ABS
Sistemele ABS (ABS = Anti -Lock Braking System) sunt sisteme de control al vitezei
roților și de limitare a presiunilor din sistemul hidraulic de frânare, care asigura un control optim
al autovehiculului și d istanțe minime de oprire în timpul frânării de urgență. Pentru toți
constructorii europeni, aplicarea acestor sisteme s -a generalizat, începând cu 2008 fiind o
condiție reglementară pentru noile modele, iar din februarie 2011 sunt aplicate pe toate modelel e
aflate în fabricație [16,20 ]. Un astfel de sistem este prezentat în fig. 2.9 [20].

Fig. 2.9. Componentele sistemului de frânare ABS.
1-unitatea hidraulică cu unitatea de control atașată; 2-senzori de viteză

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
26
ABS -ul este astăzi o funcțiune fiabilă și performantă, care permite obținerea unei bune
distanțe de frânare în marea majoritate a situațiilor, garantând stabilitatea autovehiculului și
permițând manevre de evitare a tamponării. Sistemele ABS moderne asigură, de aseme nea,
repartiția de frânare față/spate, limitând procentul de alunecare pe roțile spate, înainte de a s e
atinge limitele de blocare [20 ]. Acesta este format dintr -o unitate de control electronic, o pompă
de retur, supape care controlează presiunea frânei la fiecare roată și senzori de viteza montați pe
fiecare dintre cele patru roți ale autovehiculului. Acești senzori măsoară viteza la fiecare roată
dupa care transmite aceste informații către unitatea de control. În momentul în care o roată este
pe cale de a se bloca, unitatea hidraulica reduce presiunea de frânare pe roata respective.
Presiunea de frânare crește din nou atunci când roata se întoarce din nou liber (Fig. 2.10).

Fig. 2.10. Autovehicul cu/fără ABS .

În ultimii ani, gabaritul și greutatea acestor sisteme au fost într -o continua scădere
(de la 6,9 la 1,1 kg). Sistemul ABS are un cost destul de ridicat, acesta fiind aproximativ
50% din prețul sistemului de frânare. Acesta are un rol foarte important în securitatea
autovehiculului, însă pentru o utilizare corectă a unui astfel de sistem este necesar un
instructaj al conducătorului auto.
Începutul frânării
Cu ABS
Fără ABS

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
27
2.5.3 Sistemul de asistență la frânare
În funcție de viteza cu care este apasată pedala de frână, sistemul de asistență la
frânare (The Brake Assist System) poate detecta situațiile în care este necesară frânarea de
urgență și ajută șoferul, crescând presiunea în sistemul de frânare. Acest sistem interpretează
o anumită viteză de eliberare a pedalei de accelerație și de apăsare a pedalei de frână ca
reprezentând o situație de urgență și generează automat o forță maxima de frânare în câteva
fracțiuni de secundă [19 ].

Fig. 2.11. Autovehicul cu/f ără BAS [18 ].
Sistemul de asisten ță la frânare este integrat în Programul electronic de stabilitate
(ESP), cu ajutorul căruia controlează presiunea în sistemul de frânare și nu necesită componente
suplimentare. Viteza de apăsare a pedalei de frână este montorizată în permanență de către u n
senzor care trimite aceste date către unitatea electronică de comandă.

2.5.4 Sistemul de control al tracțiunii TCS
Sistemul de control al tracțiunii are rolul de a interveni rapid asupra sistemului de
management al motorului, reducând cuplul, dar și asupra s istemului de frânare pentru prevenirea
patinării roților motoare în timpul demarării automobilului. Acesta face posibilă
rularea/demararea pe carosabil cu aderență scăzută și previne patinarea roților motoare în timpul
accelerăr ii autovehiculului în viraje [14]. Sistemul de control al trac țiunii TCS (Traction Control
System) face parte din categoria sistemelor de siguranță activă.
Unitatea electronică de control compară vitezele de rotație ale roților motoare ale
autovehiculului cu ajutorul senzorilor de vi teză a roții. Dacă oricare dintre roțile motoare se
rotește cu viteze ridicate, aceasta este considerată ca o rotire a roții corespunzătoare. Sistemul de

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
28
control al tracțiunii trimite imediat un semnal pentru a frâna acea roată și, prin urmare, alunecarea
este evitată, permițând conducătorului au to să accelereze sub control [24 ] (Fig. 2.11) [23].

Fig. 2.12. Autovehicul cu/fără TCS .

2.5.5 Sistemul electronic de stabilitate ESP
Acest sistem, întâlnit sub diferite denumiri (ESC – Electronic Stability Control, ESP-
Electronic Stability Programme etc.), are rolul de a menține stabilitatea deplasării
autovehiculelor în situații critice de deplasare și le împiedică să alunece . Acesta ajută
conducătorul auto sa controleze traiectoria autovehiculelor în cazul pierder ii controlului sau în
situația în care acesta este nevoit să ef ectueze o manevră de urgență [17 ].
O varietate de senzori furnizeaz ă date către sistemul ESP, referitoare la unghiul de
virare al direcției, unghiul de virare al roților, accelerațiile longitud inale și laterale ale
autovehiculului. ESP poate acționa, alături de frânarea roților, chiar și asupra tracțiunii
autovehiculului și asupra suspensiilor. Astfel, puterea motorului este redusă pentru a micșora
viteza de deplasare, iar suspensiile sunt setat e pentru a asigura o aderență corespunzătoare între
pneuri și calea de rulare [2]. În figura 2.13 [14] se pot observa componentele sistemului ESP și
legăturile dintre acestea.

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
29

Fig. 2.13. Componentele sistemului ESP .
1-bloc electrohidraulic cu modul electronic de control integrat ; 2- senzori viteză roți ; 3- sensor unghi
volan; 4- senzor girație și accelerație transversală ; 5- calculator injecție.

În Europa, primele autovehicule dotate cu sisteme de control al stabilității au fost
comercializate înce pând cu 1995. În zilele noastre, toate autovehiculele noi, fabricate în Uniunea
Europeană sunt echipate cu sisteme ESP, deoarece, începând cu anul 2014, legislația europeană
impune utilizarea acestui sistem, pentru prevenirea și reducerea numărului de acci dente rutiere.
Conform unei estim ări efectuate de cei de la Bosch pe baza producției de sisteme ESP, evoluția
autovehiculelor dotate cu sitemul ESP este prezentată în fig. 2.14 [14].

Fig. 2.14. Procentul echip ării autovehiculelor cu sisteme ESP.
Evitarea unui obstacol iminent în timpul deplasării poate duce la apariția supravirării
(Fig. 2.15) [14]. Sistemul ESP corectează efectul supravirator al autovehiculului prin frânarea
unei roți, combinată cu reducerea cuplului motor (pentru restabilirea aderenței) [14].

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
30

Fig. 2.15. Corectarea supravirării cu ajutorul sistemului ESP.

În acest caz sistemul ESP frânează roata stângă a punții față și creează un contra –
moment de girație care readuce autovehiculul pe direcția impusă de conducătorul auto.
În cazul deplasării cu viteză ridicată în timpul efectuării virajelor, mai ales în situația
în care calea de rulare are aderență scăzută, autovehiculul poate subvira și părăsi calea de
rulare (Fig. 2.16) [14].

Fig. 2.16. Corectarea subvir ării cu ajutorul sistemului ESP.

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
31
Pentru corectarea subvirării sistemul ESP frânează roata din dreapta a punții spate.
Astfel se creează un moment de girație suplimentar care aduce autovehiculul pe direcția
comandată de conducătorul auto.
În timpul manevrei de evitare a u nui obstacol, atât roțile din față cât și cele din spate
sunt frânate, iar conducătorul auto poate păstra controlu l autovehiculului (Fig.2.17) [2 ].

Fig. 2.17. Principiul de func ționare al sistemului ESC în timpul manevrelor de evitare a unui
obstacol, la deplasarea pe un drum drept.

Obstacolul este prezentat printr -un cerc hașurat, roțile frânate sunt încercuite, iar
manevrele de virare ale conducătorului auto sunt indicate cu o săgeată. De la stânga la dreapta,
figurile ar trebuie să fie văzute ca și o secvență de timp (simbolizate de săgeata din partea de jos
a figurii) [2 ].
În cazul generației noi ESP de la Bosch, aceștia au reușit să reducă semnificativ
greutatea și dimensiunea sistemului cu până la 30% față de versiunea anterioară (Fig. 2.18 ).
Sistemul ESP a ajuns la greutatea de 1,6 kg față de greutatea inițială de 4,3 kg [14].

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
32

Fig. 2.18. Evoluția sistemelor ESP.

În figura 2.19 sunt reprezentate principalele componente cu care interacționează și
realizează schimbul de informații sistemul ESP [14 ].

Fig. 2.19. Componentele și schimbul de informații al sistemului ESP.
1-senzor de girație și accelerație laterală ; 2- sensor pozi ție volan ; 3- sensor presiune lichid de frână ; 4- sensor vitez ă
roți; 5- modulul electronic de control; 6 – bloc hidraulic (supape); 7 -sitem frânare roți ; 8- calculator injec ție; 9-
injector; 10 – bujie ; 11- clapet ă obturatoare.

Producătorii auto utilizează denumiri diferite pentru sistemul electronic de stabilitate al
autovehiculului. Indiferent de denumirea întâlni tă, rolul sistemului și componentele acestuia sunt
aproximativ diferite. În tabelul 2.1 sunt prezentate câteva abrevieri [14 ].

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
33
Tabelul 2.1. Denumiri utilizate de diferi ți producători de automobile pentru sistemul electronic de
control al stabilității .
1. ESP Electronic Stability Program Audi, Bentley, Bugatti, Chrysler, Citroen, Dodge, Daimler,
Hyundai, Jeep, Kia, Lamborghini, Opel, Peugeot, Renault,
Saab, Seat, Skoda, Smart, Suzuki, VW
2. ESC Electronic Stability Control Kia, Proton
3. DSC Dynamic Stability Control BMW, Ford, Jaguar, Land Rover, Mazda
4. VDC Vehicle Dynamic Control Alfa Romeo, Fiat, Infiniti, Nissan, Subaru
5. VSA Vehicle Stability Assist Acura, Honda
6. VSC Vehicle Stability Control Daihatsu, Toyota
7. MSP Maserati Stability Program Maserati
8. PSM Porsche Stability Management Porsche

2.5.6 Sistemul de control la deplasarea în pantă
Sistemul de control la coborârea în pantă (HDC – Hill Descent Control) are rolul de a
ajuta conducătorii auto să coboare pante cu înclinări longitudinale mari, păstrând o viteză de
deplasare mică și constantă, astfel permițând acestora sa se concentreze integral asupra direcției,
fără a fi nevoiți să frâneze. Acest sistem permite frânarea fiecărei roți individual (cu ajutorul
sistemului ABS – Anti-Lock Braking System), precum și intervenția asupra p uterii motorului
(Fig. 2.20) [2 ].

Fig. 2.20. Sistemul de control la deplasarea în pantă.
Acest sistem poate fi privit ca și o completare la si stemul de siguranță activă ESP
(Electronic Stability Programme), dar și a sistemului ABS. Sistemul a fost introdus pentru prima
dată de Land Rover pe modelul Freelander la sfârșitul anilor 1990 [2].

Crăciunescu Constantin Marian Stadiul actual al dezvoltării în domeniu
34
2.6 Concluzii 2
În acest capitol s -a urmărit atât expunerea u nei imagini de ansamblu asupra soluțiilor de
organizare a tracțiunii, cât și o imagine de ansamblu asupra principalelor sisteme active de
siguranță ale autovehiculului și a rolului deosebit de important pe care acestea le joaca în
reducerea numărului de ac cidente rutiere.
Fiecare sistem este important în felul lui, însă, în categoria sistemelor active, ABS -ul
este cel care oferă cea mai mare siguranță. Ca o evoluție care revoluționează aceste sisteme de
siguranță activă, este programul electronic de stabili tate ESP, care ajută conducătorii auto la
evitarea derapajelor autovehiculelor și oferă sprijin sporit în situațiile critice. În momentul de
față, acestea reprezintă câteva dotări standard ale autovehiculului, asigurând astfel tuturor
conducătorilor auto u n nivel de siguranță ridicat.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
35

3. Modelare numerică a parametrilor de stabilitate

3.1 Studiul parametrilor stabilității
Stabilitatea autovehiculului reprezintă capacitatea acestuia de a nu aluneca, patina,
derapa sau răsturna pe drumuri orizontale, cu înclinare longitudinală sau transversală, curbe etc.,
atât în timpul deplasării cât și în stare de repaus [6]. Pierderea sta bilității apare datorită forțelor
ce acționează asupra autovehiculului : forțe laterale, forța de tracțiune, forța de frânare, forțele
centrifugale în viraj.

3.1.1 Determinarea parametrilor stabilității longitudinale
Forțele de aderență la coborâre, urcare sau p e drum drept diferă între ele. În cazul
urcării, roțile corespunzătoare punții spate sunt mai încărcate decât roțile punții față. Astfel va
crește forța de aderență a roților punții spate, iar șansele ca autovehiculul să alunece sunt reduse.
În continuare se vor determina parametrii stabilității longitudinale prin dezvoltarea
relațiilor de calcul. Astfel se consideră un autovehicul, prevăzut cu două punți, cea din spate
fiind motoare, care are o mișcare accelerată pe un drum de calitate bună, cu înclinarea
longitudinală a acestuia față de orizontală sub un unghi α (Fig. 3.1) .

Fig.3.1. Schema forțelor care acționează asupra autovehiculului cu două punți, cea din spate
fiind motoare, la deplasarea pe un drum cu înclinarea longitudinală a acestuia
față de orizontală sub un unghi α.
A-ampatamentul autovehiculului ; a,b- distanța pe orizontală, în lungul axei longitudinale a autovehiculului, a
centrului de greutate față de puntea față /spate; ℎ𝑔- înălțimea centrului de greutate (în cazul de față se con sideră ℎ𝑔≅
ℎ𝑎, ℎ𝑎 fiind înălțimea de presiune) ; 𝐺𝑎- greutatea totală a autovehiculului ; 𝑅𝑎- forța de rezistență a aerului ; 𝑅𝑑-forța
de rezistență la accelerare sau demarare ; 𝑅𝑟- forța de rezistență la rulare ; 𝐹𝑟- forța la roată ; 𝑍1,2- reacțiunile normale
ale solului la puntea față, respectiv puntea spate.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
36

În cazul în care autovehiculul se află în urcare , răsturnarea se produce în jurul punții din
spate, criteriul de stabilitate longitudinal ă fiind dat de mărimea reacțiunilor 𝑍1 (Fig. 3.1). De ai ci
rezultă următoarele condiții [6]:
 𝑍1> 0  stabilitatea longitudinală este asigurată ;
 𝑍1 0  autovehiculul se răstoarnă ;
 𝑍1= 0  stabilitatea longitudinală este la limită.
Pe baza ecuației de momente față de punctul de răsturnare B (Fig. 3.1),

(M)𝐵:𝑍1·A + ( 𝐺𝑎·sinα + 𝐹𝑑 + 𝐹𝑎) · ℎ𝑔 – 𝐺𝑎 · b · cosα = 0, (3.1)

se consideră că autovehiculul se deplasează cu viteză constantă și redusă ( 𝑅𝑑≅0,𝑅𝑎≅0).
Se pune condi ția de menținere a stabilității longitudinale la limită ( 𝑍1=0) pentru
a determina unghiul rampei maxime α la care stabilitatea longitudinală la răsturnare este la
limită [6 ]:

𝛼𝑟𝑢= arctg 𝑏
ℎ𝑔 . (3.2)
Dacă răsturnarea autovehiculului nu este precedată de alunecarea longitudinală a acestuia
sau patinarea roților, atunci trebuie îndeplinită condiția limită de stabilitate la răsturnare [6]:
tg 𝛼𝑟𝑢≤𝑏
ℎ𝑔. (3.3)
Dacă la urcare criteriul de stabilitate longitudinală este dat de mărimea reacțiunilor 𝑍1,
atunci la coborâre, criteriul de stabilitate longitudinală este dat de mărimea reacțiunilor 𝑍2,
deoarece răsturnarea se produce în jurul punții din față.
Astfel la coborâre, unghiul pantei maxime 𝛼𝑟𝑐 , la care stabilitatea longitudina lă la
răsturnare este la limită este dat de relația [6]:
𝛼𝑟𝑐=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑎
ℎ𝑔, (3.4)
iar condiția de stabilitate la r ăsturnare, la coborâre, va fi [6 ]:
tg 𝛼𝑟𝑐 ≤𝑎
ℎ𝑔 . (3.5)

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
37
Pentru a determina unghiul limită de alunecare 𝛼𝑎, la care începe alunecarea
longitudinală a autovehiculului sau patinarea roților motoare la urcare în plan longitudinal, se
determină ecuația de momente față de puncul A (Fig. 3.1) și se tine seama de condiția de
deplasare a autovehiculului (𝐹𝑟 ≥ Ψ · 𝐺𝑎, Ψ fiind coeficientul rezistenței totale a drumului [6]:
𝛼𝑚𝑎𝑥 𝑎= arctg 𝜑·𝑎
𝐴−𝜑·ℎ𝑔 (3.6)
Pentru ca răsturnarea autovehiculului, prevăzut cu puntea motoare spate, să nu fie
posibilă, fiind precedată de patinarea roților, trebuie îndeplinită condiția [6 ]:
tg 𝛼𝑎 >𝜑·𝑎
𝐴−𝜑·ℎ𝑔 . (3.7)
Pentru autovehiculul cu puntea motoare în față, condiția ca alunecarea roților să aibă loc
înaintea răsturnării este [6 ]:
tg 𝛼𝑎 >𝜑·𝑏
𝐴+𝜑·ℎ𝑔 , (3.8)
iar pentru autoveh iculele cu tracțiune integral [6 ]:
tg 𝛼𝑎 > φ . (3.9)
Pentru asigurarea siguran ței de circulație a autovehiculului este necesar ca 𝛼𝑟𝑢,𝑐>𝛼𝑚𝑎𝑥 𝑎 [3]:
φ  𝑏
ℎ𝑔 , (3.10)
φ  𝑎
ℎ𝑔 , (3.11)
care reprezint ă condiția pentru care nu este posibilă răsturnarea longitudinală, precedată de
patinarea roților motoare. Relația (3.10) este valabilă la urcare, iar relația (3.11) la coborâre.

3.1.2 Determinarea pa rametrilor stabilității transversale
Pierderea stabilității transversale apare sub acțiunea forțelor transversale. Înclinarea
transversală a căii de rulare, deplasările în curbă, acțiunea lateral a vântului precum și
neregularitățile căii de rulare determi nă aceste forțe transversale. Deoarece forțele inerției care
apar la deplasarea în curbă dau naștere efectelor cele mai mari, în continuare se va analiza
mișcarea unui autovehicul la mers în curbă.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
38
În cazul deplasării autovehiculului în curbe, această forț ă este centrifugală. Pentru
determinarea acestei forțe, este necesară cunoașterea accelerației autovehiculului care se
deplasează în curbă cu centrul de viraj O (Fig. 3.2) [6], și anume, accelerația longitudinală 𝑎𝑥 și
accelerația transversal 𝑎𝑦 a cent rului de greutate 𝐶𝑔.
bA
'
R'R
Oacpacp sin'a
atg cos'
atg atg sin' '
acp cos'
y'CG x

Fig. 3.2. Accelerațiile centrului de greutate la un autovehicul care se deplasează în curbă
cu centrul de viraj O .
θ-unghiul de bracaj al roților de direcție față de puntea spate ; θ’- unghiul de bracaj al roților de direcție față de
centrul de greutate ; ω- viteza unghiulară a autovehiculului aflat în viraj ; R- raza de viraj ; R’- distanța de la centrul de
viraj O la centrul de greutate 𝐶𝑔; 𝑎𝑐𝑝=R’𝜔2 – accele rația centripetă a centrului de greutate al autovehiculului ;
𝑎𝑡𝑔=R’(dω/dt) – accelerația tangențială a centrului de greutate al autovehiculului.

{𝑎𝑥= 𝑑𝑣
𝑑𝑡−𝑏 · 𝜔2
𝑎𝑦=𝑏
𝑟 · 𝑑𝑣
𝑑𝑡+𝑅·𝜔2 . (3.12)

Cunoașterea acestor accelerații face posibilă determinarea forțelor de inerție ce
acționează în centrul de greutate al autovehiculului. Componentele acestei forțe sunt: forța de
inerție longitudinală 𝐹𝑖𝑥 și forța de inerție transversală 𝐹𝑖𝑦 (Fig. 3.3) [6].

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
39

bA


OY2R'FixBFiya
Y1yCGMiz
Y1cosA xR
Fig. 3.3. Forțele și momentele care acționează asupra autovehiculului
la deplasarea în viraj .

{𝐹𝑖𝑥=𝑚𝑎·𝑎𝑥 =𝐺𝑎
𝑔·(𝑑𝑣
𝑑𝑡−𝑏·𝜔2
𝐹𝑖𝑦=𝑚𝑎·𝑎𝑦 =𝐺𝑎
𝑔·(𝑏
𝑅·𝑑𝑣
𝑑𝑡+𝑅·𝜔2 , (3.13)
în care : 𝑚𝑎 este masa totală a autovehiculului.
Forța centrifugă, care apare în momentul deplasării în viraj a autovehiculului este
echilibrată de către reacțiunile laterale 𝑌1 și 𝑌2.
La deplasarea curbilinie neuniformă apare momentul de inerție 𝑀𝑖𝑧, datorită masei
autovehiculului la rotirea lui în jurul centrului de greutate (se opune vira jului) [6 ]:
𝑀𝑖𝑧=𝐼𝑍 · 𝑑𝜔
𝑑𝑡 = 𝐼𝑍
𝑅· 𝑑𝑣
𝑑𝑡 = 𝐺𝑎
𝑔 · 𝜌𝑧 · 𝑑𝜔
𝑑𝑡 , (3.14)
în care: 𝐼𝑍 – momentul de inerție al autovehiculului în raport cu axa verticală (perpendiculară pe
suprafața drumului) ce trece prin 𝐶𝑔; 𝜌𝑧 – raza de inerție în raport cu axa verticală ce trece prin O [6 ].
În cazul în care autovehiculul se deplasează rectiliniu 𝐹𝑖𝑦=0, rezultă [8 ] :

𝐹𝑖𝑥=𝐹𝑖=𝐺𝑎
𝑔·𝑑𝑣
𝑑𝑡 , (3.15)

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
40
iar în cazul în care se pune condiția că viteza este constantă v = ct și raza de viraj rămâ ne
constantă R = ct, rezultă [8 ]:
{𝐹𝑖𝑥=−𝐺𝑎
𝑔·𝑏·𝜔2
𝐹𝑖𝑦=−𝐺𝑎
𝑔·𝑅·𝜔2=𝐺𝑎
𝑔·𝑣2
𝑅 . (3.16)
Viteza critic ă a autovehiculului in conformitate cu maniabilitatea 𝑣𝑚𝑎𝑛 , este viteza cu
care autovehiculul poate intra în viraj, fără apariția derapării roților de direcție. Aceasta se
determină cu relația [81]:
𝑣𝑚𝑎𝑛 =√(√𝜑2−𝑓2
𝑡𝑔𝜃−𝑓)·𝑔·𝐴·𝑐𝑜𝑠𝜃 , (3,17)
unde f este coeficientul de rezistență la rulare.

3.1.3 Determinarea parametrilor stabilității transversale la răsturnare
Pentru stabilirea criteriilor de stabilitate transversală se ia în considerare un autovehicul
în viraj, pe un drum cu înclinare transversală β. Răsturnarea transversală a autovehiculului se
produce în raport cu punctul S (Fig 3.4) [6].
FiyFiy cos

DhgMiz
Ga sin
Zd
Y1cos+ Y2GaCG
Ga cos

ZsS
EBFiy sin

Fig. 3.4. Forțele și momentele care acționează asupr a autovehiculului la deplasarea în viraj
pe un drum cu înclinarea transversală β.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
41
Unghiul 𝛽𝑟, este unghiul limită de înclinare transversală a drumului, la care
stabilitatea transversală la răsturnare este la limită (răsturnarea autovehiculului, sub acest
unghi, este posibilă în orice clipă). Acesta se obține pe baza ecuației de momente (3.18) față
de punctul de răsturnare S (Fig.3.4) și prin condiția de menținere a stabilității transversale la
răsturnare la limită ( 𝑍𝑑=0), dar se ține seama și de expresia forței de inerție 𝐹𝑖𝑦 din relația
(3.16). Totodată, este necesar ca viteza de deplasare a a utovehiculului v și raza de vira j R să
se considere constante [6 ].
(𝑀)𝑆 :(𝐹𝑖𝑦·𝑐𝑜𝑠𝛽 −𝐺𝑎·𝑠𝑖𝑛𝛽 )·ℎ𝑔−𝐺𝑎·𝑐𝑜𝑠𝛽 + 𝐹𝑖𝑦·𝑠𝑖𝑛𝛽 )·𝐸
2=0 . (3.18)
𝛽𝑟=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (𝑣2
𝑔·𝑅−𝐸
2·ℎ𝑔
1+𝑣2
𝑔·𝑅·𝐸
2·ℎ𝑔) , (3.19)
în care E – ecartamentul roților autovehiculului.
Viteza limită 𝑣𝑐𝑟𝑟 de deplasare a unui autovehicul aflat în viraj, pe un drum cu înclinare
transversală, la care nu are loc, dar poate începe răsturnarea l aterală, este dată de relația [6 ]:
𝑣𝑐𝑟𝑟=√𝑔·𝑅·(𝑡𝑔𝛽 +𝐸
2·ℎ𝑔
1−𝐸
2·ℎ𝑔·𝑡𝑔𝛽 . (3.20)
Odat ă cu creșterea unghiului β va crește și viteza critică la răsturnare 𝑣𝑐𝑟𝑟. Răsturnarea
transversală a autovehiculului este posibilă în condițiile arătate mai sus cu condiția să nu fie
precedată de deraparea laterală [6 ].

3.1.4 Determin area parametrilor stabilității transversale la derapare
Unghiul limită de înclinare transversală a drumului la care stabilitatea transversală la
derapare este la limită se notează cu 𝛽𝑑 și se obține pe baza condiției de menținere a stabilității
transvers ale la derapare ( 𝜑𝑦·(𝑍𝑆+𝑍𝐷)>𝑌1 ·𝑐𝑜𝑠𝜃 +𝑌2) (Fig. 3.4), dar se ia în considerare și
expresia forței de inerție 𝐹𝑖𝑦 (3.16). Sub acest unghi, deraparea autovehiculului poate avea loc în
orice moment. De asemenea viteza de deplasare a autovehicululu i v și raza de viraj R se
consideră a fi constante [6 ].
𝛽𝑑=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔𝑣2
𝑅−𝜑𝑦·𝑔
𝑔+𝜑𝑦·𝑣2
𝑅 , (3.21)

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
42
Suma reacțiunilor normale ale drumului la roțile din dreapta respectiv stânga a
autovehiculului este egală cu suma reacțiunilor normale ale drumului la puntea din spate
respectiv față a acestuia ( 𝑍1+𝑍2=𝑍𝑠+𝑍𝑑) [6].
Viteza limită 𝑣𝑐𝑟𝑑 de deplasare a unui autovehicul în viraj, pe un drum cu înclinare
transversală, la care nu are loc, dar poate înc epe deraparea laterală, este dată de relația [6]:
𝑣𝑐𝑟𝑑=√𝑔·𝑅(𝜑𝑦+𝑡𝑔𝛽 )
1−𝜑𝑦·𝑡𝑔𝛽 . (3.22)
Pe baza condi ției ca alunecarea laterală să aibă loc înaintea răsturnării laterale
(𝑣𝑐𝑟𝑑 𝑣𝑐𝑟𝑟 𝑠𝑎𝑢 𝛽𝑑 𝛽𝑟) se obține [6]:
𝜑𝑦𝐸
2·ℎ𝑔 . (3.23)
Relația (3.23) este întotdeauna adevărată chiar și la valori mai mari ale lui 𝜑𝑦. Din
aceste relații rezultă că pierderea stabilității transversale a autovehiculului este caracterizată cel
mai frecvent de alunecarea laterală și nu de răs turnarea laterală.

3.2 Modelul matematic de calcul
Dezvoltarea unui model matematic de calcul oferă posibilitatea de a analiza, evalua
și îmbunătăți performanțele de stabilitate ale autovehiculelor prin determinarea parametrilor
de stabilitate și introducerea unor valori numerice. Pentru calculul acestor parametri s -a
folosit programul MathCad , acesta fiind un software matematic din categoria celor avansate ,
dedicate soluționării problemelor matematice cu procedee de calcul simbolic și cu metodele
analizei num erice. Dezvoltarea modelului matematic s -a desfășurat conform Fig. 3.5, unde
sunt prezentate etapele de lucru care s -au utilizat în modelarea matematică.
Pentru modelul matematic de calcul s -au ales trei autovehicule pentru a se realiza un
studiu comparati v a parametrilor de stabilitate. Aceste autovehicule sunt : Volkswagen Golf
V 1.9 TDI, Audi A4 avant quattro 2.0 TDI și Bmw E46 320D . Datele tehnice și dimensiunile
autovehicule lor sunt prezentate în Anexa 1.A, Anexa 1.B și Anexa 1.C .
Pentru fiecare autovehicul, în funcție de modul de organizare a tracțiunii, s -a realizat
câte o schiță care să scoată în evidență forțele ce acționează asupra acestuia (Fig. 3.6, Fig.
3.7, Fig.3.8). Pentru realizarea acestor schițe s -a folosit programul CorelDRAW , acesta fiind
un program dezvoltat pentru desenarea cu ajutorul calculatorului bazat pe grafică vectorială.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
43

– parametrii de intrare; – prelucrarea datelor; – parametrii de ie șire.
Fig. 3.5. Schema de lucru a modelului matematic.

MODELUL MATEMATIC DE CALCUL
AMPATAMENT
ECARTAMENT
COEFICIENT DE
ADEREN ȚĂ
UNGHIUL DE BRACARE AL
ROȚILOR DIRECTOARE
RAZA DE VIRAJ
UNGHIUL DE
ÎNCLINARE AL
CĂII DE RULARE
COEFICIENTUL
DE REZISTENȚĂ
LA RULARE
VITEZA CRITICĂ ÎN VIRAJ PE UN
DRUM CU ÎNCLINARE
LONGITUDINALĂ LA CARE
ÎNCEPE RĂSTURNAREA SAU
ALUNECAREA
AUTOVEHICULULUI
VITEZA CRITICĂ ÎN VIRAJ PE UN
DRUM CU ÎNCLINARE
TRANSVERSALĂ LA CARE
ÎNCEPE RĂSTURNAREA SAU
ALUNECAREA
AUTOVEHICULULUI
UNGHIUL CRITIC
DE ÎNCLINARE
LONGITUDINALĂ
ADRUMULUI
UNGHIUL CRITIC
DE ÎNCLINARE
TRANSVERSALĂ
ADRUMULUI

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
44

Fig. 3.6. Schema forțelor care acționează asupra autovehiculului Volkswagen Golf V prevăzut cu puntea față
motoare, la deplasarea pe un drum cu înclinarea longitudinală a acestuia față
de orizontală sub un unghi α.
A-ampatamentul autovehiculului ; a,b- distanța pe orizontală, în lungul axei longitudinale a autovehiculului, a
centrului de greutate față de puntea față /spate; ℎ𝑔- înălțime a centrului de greutate (în cazul de față se consideră ℎ𝑔≅
ℎ𝑎, ℎ𝑎 fiind înălțimea de presiune) ; 𝐺𝑎- greutatea totală a autovehiculului ; 𝑅𝑎- forța de rezistență a aerului ; 𝑅𝑑-forța
de rezistență la accelerare sau demarare ; 𝑅𝑟- forța de rezistență la rulare ; 𝐹𝑟- forța la roată ; 𝑍1,2- reacțiunile normale
ale solului la puntea față, respectiv puntea spate.

Fig. 3.7. Schema forțelor care acționează asupra autovehiculului Audi A4 Avant Quattro prevăzut cu ambele punți
motoare, la deplasarea pe un drum cu înclinarea longitudinală a acestuia față
de orizontală sub un unghi α.
A-ampatamentul autovehiculului ; a,b- distanța pe orizontală, în lungul axei longitudinale a autovehiculului, a
centrului de greutate față de puntea față /spate; ℎ𝑔- înălțime a centrului de greutate (în cazul de față se consideră ℎ𝑔≅
ℎ𝑎, ℎ𝑎 fiind înălțimea de presiune) ; 𝐺𝑎- greutatea totală a autovehiculului ; 𝑅𝑎- forța de rezistență a aerului ; 𝑅𝑑-forța
de rezistență la accelerare sau demarare ; 𝑅𝑟- forța de rezistență la rulare ; 𝐹𝑟- forța la roată ; 𝑍1,2- reacțiunile normale
ale solului la puntea față, respectiv puntea spate.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
45

Fig. 3.8 . Schema forțelor care acționează asupra autovehiculului Bmw E46 320D prevăzut cu puntea spate motoare,
la deplasarea pe un drum cu înclinarea longitudinală a acestuia față
de orizontală sub un unghi α.
A-ampatamentul autovehiculului ; a,b- distanța pe orizontală, în lungul axei longitudinale a autovehiculului, a
centrului de greutate față de puntea față /spate; ℎ𝑔- înălțimea centrului de greutate (în cazul de față se consideră ℎ𝑔≅
ℎ𝑎, ℎ𝑎 fiind înălțimea de presiune) ; 𝐺𝑎- greutatea totală a autovehiculului ; 𝑅𝑎- forța de rezistență a aerului ; 𝑅𝑑-forța
de rezistență la accelerare sau demarare ; 𝑅𝑟- forța de re zistență la rulare ; 𝐹𝑟- forța la roată ; 𝑍1,2- reacțiunile normale
ale solului la punte a față, respectiv puntea spate.

Valorile medii ale parametrilor centrului de masă ai autovehiculelor s -au ales conform
tabelului din Anexa 3.B .
În urma calculului parametrilor de stabilitate cu ajutorul programului Mathcad , s-a
obțiunut o serie de rezultate, care au fost interpretate grafic.
În figura 3.9 și 3.10 , unghiurile critice de înclinare longitudinală a drumului la care este
posibilă răstu rnarea autovehiculului, s -au determinat cu relațiile (3.2), la urcare și (3.4) la coborâre.
Prin inter mediul graficului din figura 3.9 , se observă că, în cazul urcării unei rampe,
unghiul critic de înclinare longitudinală a drumu lui la răsturnare scade cu mărirea distanței de la
centrul de greutate al aut ovehiculului până la puntea faț ă, respectiv spate a acestuia. În cazul
coborării unei rampe, unghiul critic de înclinare longitudinală a drumului la răsturnare crește cu
mărirea distanței de la centrul de greutate al autovehiculului până la puntea față, respectiv spate a
acestuia. Aceste distanțe sunt influențate direct de ampatame ntul autovehiculului. Chiar dacă
distanțele sunt mai mari, cum este în cazul autovehiculelor Bmw E46 320D și Audi A4 Avant
Quatt ro 2.0 TDI față de autovehiculul Volkswagen Golf V 1.9 TDI, unghiurile critice diferă
foarte puțin între ele.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
46

1 1.25 1.5 1.75 2 2.25 2.56567.57072.57577.580
Distanta de la centrul de greutate al autovehiculului la puntea fat ã, respectiv spate a autovehiculului, [m]Unghiul critic de înclinare longitudinal ã a drumului la r ãsturnare, [grade]
aVWn
bVWn
aAUDIn
bAUDIn
aBMWn
bBMWn
aVWnbVWn aAUDIn bAUDIn aBMWn bBMWn

Fig.3.9 . Variația unghiului limită de înclinare longitudinală a drumului, la care este posibilă răsturnarea autovehiculului, în
cazul urcării și coborârii în funcție de distanțele de la centrul de greutate
al autovehiculului până la puntea din față/spate.

Conform figurii 3.10 se observă că atât la urcare cât și la coborâre, unghiurile crit ice de
înclinare longitudinală a drumului la care apare răsturnarea autovehiculului scad cu mărirea
înălțim ii centrului de greutate a acest uia.
0.4 0.47 0.53 0.6 0.67 0.73 0.86567.57072.57577.580
Înãltimea centrului de greutate al autovehiculului, [m]Unghiul critic de înclinare longitudinal ã a drumului la r ãsturnare, [grade]
aVWn
bVWn
aAUDIn
bAUDIn
aBMWn
bBMWn
hgVWnhgVWn hgAUDIn hgAUDIn hgBMWn hgBMWn

Fig.3.10 . Variația unghiului limită de înclinare longitudinală a drumului, la care este posi bilă răsturnarea
autovehiculului, în cazul urcării și coborârii în funcție de înălțimea centrului de greutate.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
47
În urma intepr etării graficelor din figura 3.9 și 3.10 reiese că pentru îmbunătățirea
performanțelor stabiltății longitudinale la răsturnare este necesar ca centrul de masă al
autovehiculului trebuie să fie cât mai aproape de sol și cât mai aproape de puntea față.
Cu ajutorul relației (3.6) s -au determinat unghiurile critice de înclinare longitudinală a
drumului, la care apare deraparea autovehiculului, acestea fii nd reprezentate în figurile 3.11, 3.12
și 3.13 .
Valorile medii ale coeficientului de aderență s -au ales conform tabelului din Anexa 3.A .
În figura 3.11 sunt reprezentate unghiurile critice de înclinare longitudinală a drumului
la alunecare și variația acestora în funcție de poziția centrului de greutate al autovehiculului în
plan longitudinal. Astfel, se observă că unghiurile critice de înclinare longitudinală a drumului la
alunecare cresc odată cu creșterea distanței de la centr ul de greutate al autovehiculului la puntea
față. Prin analiza graficului se poate interpreta că față de Volkswagen Golf V 1.9 TDI,
autovehiculele Audi A4 Avant Quattro 2.0 TDI și Bmw E46 320D au distanțele de la centrul de
greutate la puntea față mai mari , dar acestea nu influențează semnificativ unghiul critic de
înclinare longitudinală a drumului la alunecare.
1.2 1.27 1.33 1.4 1.47 1.53 1.6051015202530
Distanta de la centrul de greutate al autovehiculului la puntea fat ã, [m]Unghiul critic de înclinare longitudinal ã a drumului la alunecare, [grade]max1 VWn
max2 VWn
max3 VWn
max1 AUDIn
max2 AUDIn
max3 AUDIn
max1 BMWn
max2 BMWn
max3BMWn
aVWnaVWn aAUDIn aAUDIn aBMWn aBMWn

Fig. 3.11. Variația unghiului limită de înclinare longitudinală a drumului, la care este posibilă alunecarea
autovehiculului, în funcție de distanța de la centrul de greutate al autovehiculului la puntea față.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
48

Conform graficului din figura 3.12 se observă cât de mult influențează coeficientul de
aderență al căii de rulare performanțele de stabilitate ale autovehiculului. Astfel, în cazul
drumului de beton – asfalt uscat unghiurile critice de înclinare longitudinală a drumului la care
apare alunecarea au valori mai mari, deci stabilitatea autovehiculului este mai bună , în
comparație cu un drum de pământ uscat, respectiv acoperit cu zăpadă bătătorită.
0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8051015202530
Coeficientul de aderent ã al cãii de rulareUnghiul critic de înclinare longitudinal ã a drumului la alunecare, [grade]max1 VWn
max2 VWn
max3 VWn
max1 AUDIn
max2 AUDIn
max3 AUDIn
max1 BMWn
max2 BMWn
max3BMWn
1n2n3n1n2n3n1n2n3n

Fig. 3.12 . Variația unghiului limită de înclinare longitudinală a drumului, la care este posibilă alunecarea
autovehiculului, în funcție de coeficientul de aderență al căii de rulare.

Pe baza graficului din figura 3.13 se poate afirma că un coeficient de aderență scăzut și
o inălțime redusă a centrului de greutate duce la o apariție mai ușoară a alunecării. Astfel,
unghiul critic de înclinare longitudinală a drumului la alunecare crește o dată cu creșterea
coeficien tului de aderență φ. Se poate constata faptul că unghiul critic de înclinare longitudinală
a drumului, la care apare alunecarea autovehiculului, este influențat de înălțimea centrului de

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
49
greutate. Astfel, o înălțime cât mai mare a centrului de greutate faț ă de calea de rulare duce la
mărirea stabilității la patinare și alunecare.
0.4 0.47 0.53 0.6 0.67 0.73 0.8051015202530
Înãltimea centrului de greutate al autovehiculului, [m]Unghiul critic de înclinare longitudinal ã a drumului la alunecare, [grade]max1 VWn
max2 VWn
max3 VWn
max1 AUDIn
max2 AUDIn
max3 AUDIn
max1 BMWn
max2 BMWn
max3BMWn
hgVWnhgVWn hgVWn hgAUDIn hgAUDIn hgAUDIn hgBMWn hgBMWn hgBMWn

Fig. 3.13. Variația unghiului limită de înclinare longitudinală a drumului, la care este posibilă alunecarea
autovehiculului, în funcție de înălțimea centrului de greutate.

Pe baza relației (3.20) s -au determinat vitezele critice ale autovehiculelor în viraj, pe un
drum cu înclinare transversală, la care începe răsturnarea laterală, s -a obținut o serie de valori
care au fost interpretate co nform graficului din figura 3.14 . Analizând graficul, se constată că o
creștere a razei de viraj duce la creșterea vitezei critice la răsturnare. Se observă că în cazul unei
raze de viraj de aproximativ 70 de metri, răsturnarea autovehiculul Volkswagen Golf V 1.9 TDI
poate să apară la o viteză de aproximativ 104 km/h în comparație cu autovehiculele Audi A4
Avant Quattro 2.0 TDI și Bmw E46 320D a căror răsturnare poate să apară la o viteză de
aproximativ 99 km/h.
O metodă de a îmbunătăți performanțele stabilității transversale a r fi ca în construcția
drumurilor să se țină cont de aceste rezultate, astfel optimizându -se porțiunile în curbă .

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
50

0 13 27 40 53 67 804053.366.78093.3106.7120
Raza de viraj, [m]Viteza critic ã a autovehiculului în viraj la r ãsturnare, [km/h]
vVWn
vAUDIn
vBMWn
Rn
Fig. 3.14 . Variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
răsturnarea laterală, în funcție de raza de viraj .

Utilizând relația (3.22) se va obține graficul din figura 3.15 , în care se observă variația
vitezei critice a autovehiculelo r în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
răsturnarea laterală, în funcție de unghiul de înclinare transversală a drumului . Se constată că un
unghi ridicat de înclinare transversală a drumului permite autovehiculelor să ruleze cu o v iteză
mai mare față de situația în care unghiul este scăzut. În această situație, stabilitatea
autovehiculelor este mai ridicată dacă profilul transversal al căii de rulare în curbă este cu pantă
unică spre interiorul curbei (dever pozitiv).
În graficul di n figura 3.16 se analizează variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj,
pe un drum cu înclinare transversală, la care începe alunecarea laterală, în funcție de raza de
viraj. Se observă că variația este una liniară, astfel, cu cât raza de viraj es te mai mare cu atât și
viteza critică este mai mare. Conform graficului, se constată că în cazul drumului de beton -asfalt
uscat viteza critică a autovehiculelor în viraj este mai mare față de situația în care drumul este de
pământ sau acoperit cu zăpadă bă tătorită.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
51

0 2 3 5 7 8 104053.366.78093.3106.7120
Unghiul de înclinare transversal ã a drumului, [grade]Viteza critic ã a autovehiculului în viraj la r ãsturnare, [km/h]
vVWn
vAUDIn
vBMWn
n
Fig. 3.15 . Variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
răsturnarea laterală, în funcție de unghiul de înclinare transversală a drumului.

013 27 40 53 67 800132740536780
Raza de viraj, [m]Viteza critic ã a autovehiculului în viraj la derapare, [km/h]vdt1n
vdt2n
vdt3n
Rn

Fig. 3.16. Variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
alunecarea laterală, în funcție de raza de viraj.
Analizând variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare
transver sală, la care începe alunecarea laterală, în funcție de unghiul de înclinare transversală a
drumului (figura 3.17), se constată că vitezele limită ale autovehiculelor cresc odată cu creșterea
unghiului de înclinare transversală a drumului. Se observă că o valoare ridicată a coeficientului
de aderență duce la o viteză critică mai ridicată. Porțiunile căii de rulare cu înclinare transversală
ar putea fi optimizate dacă în timpul construcției drumurilor s -ar ține cont de aceste rezultate.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
52

0 2 3 5 7 8 100132740536780
Unghiul de înclinare transversal ã a drumului, [grade]Viteza critic ã a autovehiculului în viraj la derapare, [km/h]vdt1n
vdt2n
vdt3n
n
Fig. 3.17 . Variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
alunecarea laterală, în funcție de unghiul de înclinare transversală a drumului.
Conform graficului din figura 3.18 , în care este prezentată variația vitezei critice a
autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe alunecarea laterală,
în funcție de înălțimea centrului de greutate al autovehiculului, reiese că viteza critică este
semnifi cativ influențată de coeficientul de aderență și poziția centrului de greutate. Astfel, cu cât
centrul de greutate al autovehiculului este mai ridicat față de calea de rulare și cu cât coeficientul
de aderență φ are o valoare mai ridicată, cu atât viteza c ritică a autovehiculului în viraj la care
apare deraparea este mai mare.
0.4 0.47 0.53 0.6 0.67 0.73 0.80132740536780
Înãltimea centrului de greutate al autovehiculului, [m]Viteza critic ã a autovehiculului în viraj la derapare, [km/h]vdt1n
vdt2n
vdt3n
hgVWnhgAUDIn hgBMWn

Fig. 3.18 . Variația vitezei critice a autovehiculelor în viraj, pe un drum cu înclinare transversală, la care începe
alunecarea laterală, în funcție de înălțimea c entrului de greutate al autovehiculului.

Crăciunescu Constantin Marian Modelare numerică a parametrilor de stabilitate
53
3.3 Concluzii 3
În acest capitol s -au determinat parametrii de stabilitate cu ajutorul modelului
matematic prezentat în figura 3.5. În primă fază, s -a demonstrat că unghiurile de alunecare și
răsturnare longitudinală s unt influențate de înălțimea centrului de greutate și de distanțele de la
acesta pană la puntea din față respectiv spate a autovehiculelor. Totodată, înălțimea centrului de
greutate, coeficientul de aderență și raza de viraj influențează semnificativ vitez ele critice de
derapare sau răsturnare pe un drum cu înclinare transversală.
În urma modelării matematice (v. Anexa 2) s -au obținut rezultate numerice și grafice,
prin intermediul cărora a fost scos în evidență comportamentul autovehiculelor în momentul în
care se pierde stabilitatea. Totodată s -au facut comparații între comportamentul a trei
autovehicule cu caracteristici diferite precum și între comportamentul acestora pe stări diferite
ale căii de rulare.