A.soica@unitbv.ro 0 Csp Master 1 Text

-4-202468101214161820 0 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 Time [s]Velocity [m/s]Central tunnel Front wing support Pedal Engine β x1x1’ x2x3 vo’vpX Y ODt1α t2 A(x2,0) h avoaa v tot1’t3Adrian ȘOICA CERCETĂRI ÎN DOMENIUL SIGURAN ȚEI PASIVE A AUTOVEHICULELOR BRASOV, 2015 1REZUMAT ………………………….. ………………………….. ………………….. 3 INTRODU CERE ………………………….. ………………………….. …………… 7 1 MODEL MATEMATIC PE NTRU STABILIREA DIST ANȚEI DE PROIECTARE A PIETONI LOR ………………………….. ……………………. 9 1.1 Considera ții generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….9 1.2 Analiza cazuisticii în domeniul accidentelor autovehicul -pieton………………………….. …….10 1.3 Dinamica accidentului în care sunt implicați pietonii ………………………….. ……………………. 13 1.4 Ipoteze de lucru ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 14 1.4.1 Faza 1 Impactul primar, impactul secundar și purtarea pietonului pe vehicul ……15 1.4.2 Faza 2 Faza de aruncare prin aer a pietonului ………………………….. ………………….. 17 1.4.3 Faza a 3-a Alunecarea pe sol a pietonului ………………………….. ……………………….. 17 1.5 Discuții și limitări ale legii propuse ………………………….. ………………………….. ……………….. 18 1.6 Compararea modelului propus cu alte modele ………………………….. ………………………….. ….23 1.7 Comparația cu software de sp ecialitate………………………….. ………………………….. …………… 26 1.8 Validarea modelului prin comparație cu datele obținute experimental de autori ……………. 27 1.9 Eviden țierea sub fazei de purtare pe capotă, prin experimente realizate cu diverse viteze și profile frontale de autovehicul ………………………….. ………………………….. ………………………….. ..30 1.10 Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 34 2 INFLU ENȚA PROFILULUI FRON TAL AL AUTOTURISMELO R ASUPRA VĂTĂMĂRII PIE TONILOR ………………………….. …………… 37 2.1 Considera ții generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………..37 2.2 Considera ții asupra ba relor de protec ție………………………….. ………………………….. …………..39 2.3 Clasificarea autovehiculelor în func ție de designul frontal ………………………….. …………….. 39 2.4 Modelarea impactului autoturism -pieton………………………….. ………………………….. …………42 2.5 Rezultate ob ținute și dicuții ………………………….. ………………………….. ………………………….. .44 2.6 Studiu experimental privind impactul autoturism -pieton………………………….. ……………….. 46 2.7 Influențe asupra coeficientului de rezistență aerodinamică prin modificarea poziției barei parașoc Studiu teoretic și experimental [105], [101], [98] ………………………….. …………………… 49 2.8 Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 57 3 POSTURILE DE TIP O OP- OUT OF POSITION FAC TOR DE CREȘTERE A RISCULUI DE VĂTĂMARE A PASAGE RILOR …………. 61 3.1 Considerații generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………..61 3.2 Postura înghesuită de ședere………………………….. ………………………….. …………………………. 64 3.3 Postura lejeră de ședere………………………….. ………………………….. ………………………….. …….67 3.4 Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 71 4 ASPECTE PRIVIND DI SIPAREA ENERGIEI DE IMPACT ÎN STRUCTURA DE REZISTE NȚĂ A AUTOVEHICULULU I……………….. 73 4.1 Considera ții generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………..73 4.2 Cerințe pentru realizarea autovehiculului „sigur” ………………………….. …………………………. 76 4.2.1 Modele matematice simple ale impactului dintre autovehicule ………………………. 80 4.2.2 Modele matematice complexe ale automobilului ………………………….. ……………… 81 4.3 Resim țirea coliziunii în spațiu l destinat pasagerilor ………………………….. ……………………… 83 4.3.1 Generalită ți………………………….. ………………………….. ………………………….. …………83 4.3.2 Rezultate ob ținute și dicuții ………………………….. ………………………….. ………………. 85 4.3.3 Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 87 4.4 Determinări teoretice ale energiei disipate și rigidității structurii autoturismelor ………….88 4.5 Influen ța poziției promotorilor de deformație asupra rezistenței lonjeroanelor …………….. 93 4.6 Influen ța formei promotorilor de deformație asupra rezistenței lonjeroanelor ……………. 100 24.7 Determinarea energiei disipate în lonjeroane cu diverse secțiuni supuse impactului cu barieră înclinată ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 110 4.8 Determinarea energiei di sipate în structura de rezisten ță a autovehiculelor supuse impactului cu barieră înclinată ………………………….. ………………………….. ………………………….. 116 5 MODELAREA PIETONUL UI………………………….. …………………. 121 5.1 Considerații generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………121 5.2 Modelul pietonului mono -masă………………………….. ………………………….. …………………… 121 5.3 Modelul matematic cu mai multe mase ………………………….. ………………………….. ………….128 5.4 Modelul multibody al pietonului ………………………….. ………………………….. ………………….. 130 5.5 Modelul FEM al corpului uman ………………………….. ………………………….. …………………… 132 6 CERCETĂR I EXPERIMENTALE PRIV IND COLIZIUNEA AUTOTURISM – MANECHIN PIETON ………………………….. ………. 135 6.1 Regulamante, metode de încercare și aparatura de măsurare ………………………….. …………135 6.2 Manechinul pieton ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….137 6.3 Pregătirea autoturismului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ..139 6.4 Instalația de tracțiune pentru autovehiculele supuse coliz iunilor………………………….. ……140 6.5 Filmarea rapidă și sistemele speciale de iluminare ………………………….. ……………………… 141 6.6 Măsurarea vitezei autoturismului ………………………….. ………………………….. …………………. 142 6.7 Instalația de achiziție de date la coliziune ………………………….. ………………………….. ………142 6.8 Desfășurarea testelor și analiza rezultatelor ………………………….. ………………………….. ……146 6.8.1 Contactul cu autoturismul ………………………….. ………………………….. ………………. 148 6.8.2 Faza de zbor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……..150 6.8.3 Faza de rostogolire/alunecare ………………………….. ………………………….. …………..150 BIBLIOGRAFIE ………………………….. ………………………….. ……….. 166 3REZUMAT Încarteau fostabordate o serie de teme din dom eniul siguran țeicirculației rutiere a autovehiculelor, cum sunt modele matematice și deterministice privind distanța de proiectare a pietonilor, stabilirea gradului de vătămare a pietonilor în funcție de caracteristicile geometrice ale profilului frontal al autovehiculului, analiza cu elemente finite privind deformarea lonjeroanelor cu diverse sec țiuni și cu diverși promotori de deformație, analiza cu elemente finite a deformării și determinarea cantității de energie preluată de lonjeroane la impactul cu bariera rigidă înclinată la diverse unghiuri ,situații adeseori întâlnite în accidentele de circula ție. Lucrarea sintetizează rezultatele publicate în decursul timpului în jurnale aflate în fluxul principal de comunicare științifică (Web of Science sau alt e baze de date interna ționale). Structura lucrării este îm părțită înșase capitolr reprezentând cele mai importante direc ții de cercetare abordate de autor,darsuntși alte subi ecte care au fost tratateîn colective de cercetare interdiciplinare .O scurtă descriere a fiecă ruicapitoleste prezentat în paragrafele următoare. Model alternativ de stabilire a distan țelor de proiectare a pietonilor în cazul impacturilor frontale.[18], [48], [116], [117], [118], [119] , [182]În lucrare se prezintă un model alt ernativ de determinare a distanței de proiectare a pietonului, ținând cont de o serie de parametri, printre care și decelerația la frânarea vehiculului. În dinamica accidentului, după impactul primar și secundar (lovirea cu capul de parbriz -capotă) dintre vehicul și pieton, se introduce onouă fază în care pietonul este purtat pe capota -parbrizul autotur ismului. Alte mărimi care influențează distanța de proiectare a pietonului, precum, înclinația drumului, coeficientul de frecare între pieton și sol, masa vehiculului și pietonului, unghiul de lansare a pietonului de pe vehicul sunt luați în analiză. Rezultatele sunt exprimate printr -o lege de tip D = D (v, a, t 1,η, h, mv, mp,μ,α,β). Se face o comparație între rezultatele obținute prinlegea matematică propusă de autor, cu cele obținute de alți cercetători, precum și cu cele obținute din cazuistica realăanalizată. Influența profilului frontal al autovehiculului asupra cinematicii și dinamicii pietonului .[48], [59],[91],[93],[98],[101], [103], [105], [106], [113], [116], [117], [118], [119], [120], [148]. Scopul cercetării constă în utilizarea modelelor multibody pentru reconstruc ția accidentelor de circulație de tipul autoturism pieton adult și compararea rezultatelor cu date exeprimentale obținute de autor. Studiul se concentrează pe analiza fazei de contact dintre pieton și autoturismul care îl love ște cu partea frontală. Având în vedere larga paletă de profile geometrice ale autoturismelor care circulă pe re țeaua de transport rutier , dupăcum este menționat și în analizele din [51,53], s-a realizat o corela ție între profilul frontal al autovehiculului și cinematica, respectiv gradul de vătămare al pietonului la nivelul capului acest uia.Prin utilizarea de aplica ții software specializat s -au modifi cat câțiva parametri ai geometriei frontale a autovehiculului astfel încât s -a realizat o clasificare a autoturismelor pe clase, în conformitate cu clasificarea realizată de Dettinger [50].Viteza de impact, structura frontală a autoveh icului, incluzând a ici atât geometria câtși rigiditatea acestuia sunt factori importanți care produc vătămări pietonilor. Prin modificarea parametrilor bare i parașoc, înacest capitol s-a analizat, experimental și prin simulă ri cu metoda multibody, în ce masură profilul fro ntalal unui autovehicul înfluen țează cinematica și gradul de vătămare al capului unui pieton adult. Analiza asupra vătămarilor provocate pasagerilor unui vehicul afla ți în posturi de tip OOP – Out of position [115], [120] Accidentele rutiere reprezintă o p arte cu urmări negative a traficului rutier. Pentru soluționarea problemelor apărute în urma unor astfel de evenimente sunt necesare cunoștințe 4interdisciplinare, de cele mai multe ori echipe com plexe de ingineri, medici, juri ști, experț i conlucrând pentru reducerea gravită ții urmărilor accidentului . Siguranța trafiului rutier reprezintă o preocupare continuă aexperților și diferitelor organizații guvernamentale în scopul protejării vieții participanților la el. Costurile accidentelor de circulație au o po ndere de 1 -4% dinPIB-ul uneițări, în funcție de nivelul de dezvoltare a l acesteia. În lucrare se face o analiză a unor situa ții de vătămare provocate de umflarea airbagurilor asupra pasagerilor unui autovehicul, afla ți în poziții neconforme denumite OOP – Out Of P osition. S -au analizat astfel cinematica capului, accelerațiile acestuia, precum și gravitatea leziunilor exprimate prin nivelul HIC, raportat la scala AIS. Aspecte privind disiparea energiei de impact în structura de rezisten ță a autovehicululu i[93], [107], [108], [109], [110], [111], [121], [127] setratează aspecte privind preluarea impactului de către structura de rezisten ță a autovehiculului . Temele abordate sunt descrise succint în paragrafele următoare. Percepția coliziunii în spa țiul destinat pasagerilor Accidentele rutiere constituie „partea întunecată ” a traficului rutier, urmările acestora soldându-se cu daune mater ialeși adesea cu victime din râ ndul ocupan ților unui autovehicul. Sistemele de siguran ță pasivă oferă un grad sporit de protecție ocupanților autovehiculelor însă , în funcție de o serie de factori constructivi și nu numai , nu pot asigura înt otdeauna un procent de supraviețuire ridicat. Costurile urmărilor accidentelor de circula ție sunt suportate de întrega societate, sumel e necesare nefiind neglijabile. În acest capitol se analizează modul în care se resimte coliziunea la un moment dat în diverse punct e de pe structura automobilului și cum poate influența acest lucru buna funcționare a sistemelor de siguranță pasivă, în spe cial a sistemului airbag. Influența poziției promotorilor de deforma ție asupra rezistenței lonjeroanelor Studiul modului de deformare a structurii de rezisten ță a autovehiculului constituie o provocare continuă a inginerilor pentru găsirea de solu ții optimizate. Diverse metode de preluare a impactului au fost adoptate de -a lungul timpului, unele dintre ele fiind descrise în literatura de specialitate .Structura de rezistență a unui autovehicul se reduce la o gamă de profiluri cu secțiuni închise sau desch ise, care au rolul de a rezista la solici tările mecanice de comprimare, încovoiere, răsucire, vibra ții. În domeniul calculului la deformare a tuburilor cu pereți subțiri, de-a lungul timpului, au fost create baze de date legate de materiale, energia de de formare, modulde deformare și s-au realizat cercetări începând cu modelele propuse de Alexander, Wierbizck, Bhat și alții [ 133], [134]. Alte studii în domeniul îmbunătă țirii siguranței pasive a ocupanților și pietonilor se regăsesc în [1 30], [132 ], [144], [145], [109]. Modele și cercetări privind deformarea structurilor unui autovehicul se regăsesc în [ 133-136], [138-144], [147]. Înacest subcapitol se face o analiză a energiei absorbite de un lonjeron cu sec țiune circulară supus impactului axial. Promotorii de deformație, uzina ți pezona frontală a lonjeronului, sunt reprezenta ți în acest caz sub forma de decupări pe generatoarea acestuia, au secțiune circulară și sunt poziționați în două moduri. Influența formei promotorilor de deformație asupra rez istenței lonjeroanelor Structurile actuale de absorb ție a anergiei se deformează, în cazul coliziunii, în mod combinat, axialși prin încovoiere. Acesta din ur mă este mult mai pu țin eficient prin prisma nivelului de energie absorbită, prin compara ție cu de formarea axială . Pentru proiectan țieste un deziderat limitarea deformărilor prin încovoiere. Deformarea axială oferă un management mai bun al întregului proces de deformare. În acest subcapitol se va determina cum poate influen ța geometria unui promotor d e deforma ție rigiditatea unui lonjeron din structura frontală a unui autovehicul. În lucrare s -a pornit de la un model general și s-a determinat starea de tensiuni și eforturi sec ționale în tuburi cu secțiune variabilă. Prin particularizare, izolând din st ructura de 5rezistență a autovehiculului partea frontală a unui lonjeron șiprelucrând peacestuia promotori de deformație cu diverse forme geometrice, s -a făcut o analiză dinamică utilizînd MEF asupra modului de deformare a lonjeronului supus unui impact f rontal cu o barieră rigidă. În analiză s – au determinat deforma ția lonjeronului, viteza de deformație și a accelerația resimțită în habitaclu iar, în final s -a determinat rigiditatea acestei structuri. Determinarea energiei disipate în lonjeroane cu divers e secțiuni supuse impactului cu barieră înclinată La construcțiile actuale ale autovehiculelor, geometria lonjeroanelor este constituită din tronsoane diferite ca formă și grosime a pereților structurii . Odată cu introducerea aluminiului în construcția autovehiculelor, prin conceptul ASF (Audi Space Frame), se utilizează pentru structura de rezisten ță profile extrudate, cu diverse secțiuni transversale care sunt interconectate în diverse noduri. În timpul procesului de deformare, lonjeroanele î și modifică l ungimea cu până 40-50% din lungimea inițială, devenind o masă compactă de material care nu mai absorb energie, ci doar o transmit. Prin proiectarea structurilor frontale se stabilește gradul de absorbție al energiei de impact, se determină spațiul de defor mare șise influențează masa caroseriei [158]. În lucrare se analizează deformarea unor lonjeroane de diverse sec țiuni supuse coliziunii cu bariera rigidă. Simulările vor presupune un impact cu bariera înclinată sub diverse unghiuri, Secțiunea transversală a lonjeroanelor analizate este circulară, hexagonală și pătrată. Abordarea problemei se face considerând că apare o solicitare compusă σ-σ, utilizând legea de conservare a energiei și ținând cont de relațiile solicitărilor de compresiune și încovoiere. Determinarea energiei disipate în structura de rezisten ță a autovehiculelor supuse impactului cu barieră înclinată În acest subcapitol se face o analiză teoretică asupra cantită ții de energie disipată de lonjeroanele unui autovehicul în cazul impacturilor la diverse unghiuri de înclinare a barierei, a șa cum se întamplă în majoritatea accidentelor rutiere. Pe generatoarea lonjeronului au fost prevăzuți promotori de deformație. Deformarea prin comprimare axială preia o mare cantitate din energia de impact, î nsă procesul de deformare este instabil. Modul de comprimare prin încovoiere, spre deosebire de cel axial, preia mai puțină energie de impact. Testările în laborator și analiza accidentelor de circulație au arătat că structurile autovehiculelor sunt predis puse unui astfel de mod de deformare, datorită a numeroși factori de care nu se poate ține seama în totalitate în cazul procesului de proiectare și fabricație al autovehiculelor. În cadrul lucrării s-au făcut simulări dinamice, utilizând aplicațiaMEFANSYS Multiphysics , de coliziune dintre lonjeronul unui autovehicul și bariera rigidă amplasată înclinat. Î nclinația barierei a fost cuprinsă între 0 si 51 de grade. Prin metode energetice, precum în [108], s-a determinat energia preluată la deformare de cătrelonjeron în funcție de timpul de impact pentru fiecare înclinație a barierei în parte. Modelarea pietonului În acestcapitolse face o incursiune în timp privind dezvoltarea modelelor matematice a le corpului uman. Acestea sunt utilizate în cadrul recons trucției și mai apoi al cercetărilor virtuale privind severitatea vătămărilor care apar în cazul accidentelor rutiere. Pornind de la modele simple, formate din corpuri rigide, necesare doar pentru stabilirea distan ței de aruncare a pietonilor , se prezintă succint modelele multibody, integrate în aplica ții software precum PC – Crash, precum și modelele tridimensionale MEF ale corpului uman dezvoltate în aplicații foarte performante, în care se poate determina cu suficientă acurate țe nivelul de vătămare în oric e zonă sau organ intern al corpului uman. 6Cercetări experimentale privind coliziunea autovehicul -pieton În acest capitol sunt descrise etapele de punere în operăa încercări lor experimentale privind coliziunea dintre autoturisme și pietoni. Pentru def inirea încercărilor s -au considerat ca reprezentative pentru cazul accidentelor pieton – automobil următoarele două situații: Pieton în poziție laterală (traversând strada), automobil frânând; Pieton în poziție cu fața spre autoturism. Sunt descrise etapel e de instrumentare a manechinului pieton, pregătirea autoturismului, aparatura de achiziții de date și de determinare a vitezei autoturismului, camerele de filmare rapidă, și instalația de tracțiune a autovehiculului. În ultima parte a capitolului sunt pre zentate fazele impactului, modurile de interpretare a diagramelor obținute în urma impactului și coroborarea acestor date cu înregistrările grafice obținute cu camerele de mare viteză. De asemenea se prezintă vătămările pietonului și avariile produse autov ehiculului. 7INTRODUCERE Anual pe întreg globul pământesc peste1,2 milioane de oameni î și pierd viața în accidente rutiere, iar peste 50 de milioane sunt răni ți grav [15]. Conform Organiza ției Mondiale a Sănătății în următorii 20 de ani se estimează o creștere anumărului persoanelor implicate în accidente rutiere cu peste 60 %. Pietonii decedați reprezintă 22%din totalul d eceselor persoanelor implicate î n accidente le rutiere. În România procentul pietonilor deceda țieste de 37% [ 15].La polul opus se află Luxemburgul cu doar 3% din numărul persoanelor implicate în accidente. Urmărind sursele informative, putem sublinia faptul că pietonii au fost implica ți în 30%, pentru zona rurală, respectiv 45-50% pentru zona urbană din numărul accidentelor de trafic rutier. După cum se poate observa î ntabelul de mai jos, pietonii, fiind responsabili pentru 35% dintre accidente, reprezintă al doilea factor de ini țiere de accident e de trafic rutier in România, după conducătorii auto [18]. Tabelul1. Principalele cauz e de accident rutier dinRomânia [18] Relativ la: Pieton Alt factor Nerespectarea regulilor de circula ție de către pietoni 24.70% Nerespectarea limitei de viteză 18.30% Neacordarea priorită ții pietonului 5.40% Neacordarea priorită ții vehiculelor 5.40% Neasigurarea la traversare a copiilor de 6 -14 ani 5.10% Depășire interzisă 4.90% Schimbara benzii 4.20% Nesupravegherea copiilor de până la 6 ani 4.20% Oboseală 2.90% Alte cauze 0.20% 24.70% TOTAL 34.20% 65.80% Principalele cauze declan șatoare pentru un accident de trafic rutier cu pietoni pot fi clasate ca fiind raportate sau nu la factorul pieton , după cum urmează. Predispozi ția pentru implicarea în accidente este o problemă studiată intens în ultima perioadă [17].S-au formulat ipoteze conform cărora unele persoane sunt mai predispuse ca altele la accidente rutiere, din cauza structurii personalită ții lor. La prima vedere s-ar putea crede că înclina ția spre accident este datorată diferențelor individuale pentru diferite atribute psiholo giceși locomotorii ale persoanelor. În afară de aceste trăsături stabile ale populației în explicarea problemelor de acciden tologie cu pietoni trebuie să se țină seama și de alți factori cum ar fi: stareapsihicăde moment a persoanelor (vesel -trist, obosit-odihnit etc.), procesele sociale (atitudinea, expectan ța etc.), contextul în care a avut loc accidentul (aderen ța drumului, vizibilitatea, nivelul traficului rutier, temperatura exterioară, condi țiile meteo, starea de iluminare etc.). Acești factori au ponderi diferite în explicarea unui accident rutier în care sunt implica ți pietonii. De exemplu un extrovertit cu tendin țe reactiv -impulsive într -o anume combina ție de factori poate provoca un accident, alteori nu [ 16]. Studii asupra accidentelor rutiere în care sunt implica ți pietonii au apărut încă de la sfârșitul anilor 50. 8Astfel, în Statele Unite ale Americii s -au efectuat primele studii cu rezultate anun țate oficial începând cu anul 1964 de Yaksich [ 13]. În cadrul acestui studiu s -au luat în consi derare accidente le rutiere cu pietoni produse în intervalul 1958 -1963 în Florida. ÎnMarea Britanie, Ashton [12] a studiat accidentele cu pietoni petrecute în intervalul 1973 – 1979în orașul Birmingham . Din cauza impreciziei metodei folosite studiul a fost continuat și îmbunătățit de Pasanen și Davis [ 14,11] care au regrupat viteza de impact din 10 în 10 km/h reușind să obțină date de referință pentru evaluările de risc de accidente rutiere cu pietoni ce aveau să fie realizate ulterior. În 2007 Cuerden [ 10] pe baza tuturor acestor studii a concluzionat faptul că riscul de deces a pietonilor implica ți în accidentele rutiere este de 10% în cazul impactului cu un vehicul care are viteza cuprinsă între 40 -50 km/hși de peste 40% în cazul unui impact cu un vehicu l care se deplasează cu viteza de 50 -60 km/h. Începând cu anul 2000 au fost realizate diferite studii de risc ale accidentelor rutiere cu pietoni care au inclus și evaluarea locurilor unde a avut loc evenimentul de trafic [64]. În cadrul acestor studii [10] s-a utilizat baza de date STATS 19, [9 ] care con ține datele statistice cu accidentele rutiere din Marea Britanie înregistrate încă din 1926. În anul 1983 Walz în [ 8] a investigat împreună cu agen ții de poliție și cu personalul medical, 946 de accidente rutiere cu pietoni produse în Zürich, Elve ția în intervalul 1978 -1981. Pe baza scării AIS (Abbreviated Injury Scale) a evaluat starea fiecărui pieton implicat în accidentele rutiere. Rezultatele acestor evaluări au condus la reducerea limitei de viteză în localități de la 60 km/h la 50 km/h [17]. În anul 1977 Thrap și Tsongos în [ 8] au evaluat riscul de vătămare a pietonilor în timpul unui accident rutier. În studiile lor au aplicat regresii liniare cu privire la evaluarea riscurilor pietonilor din perspe ctiva siguran ței rutiere în Statele Unite ale Americii. În anul 1973 la Hanovra, au fost puse bazele cercetă rii accidentelor rutiere în care sunt implicați pietonii. Baza de date GIDAS (German In -Depth Accident Study) a fost înfiin țată în 1999, fiind conc epută pentru a înregistra și evalua, în amănunt fiecare accident rutier petrecut în Germania. În baza acestei platforme cercetători precumHannawald, Kauer, Rosen, Sander și alții în lucrările lor [ 4, 6,3,1,2] au evaluat riscurile de vătămare a pietonilor, precum și diferitele gradeale leziunilor produse , clasificate pe scala AIS, ale pietonilor implica ți în accidente rutiere. În 2010, în articolul lor Kong și Yang [ 5] au efectuat un studiu de risc pentru pietonii din mediul urban din China. În cadrul studiului a fost comparat riscul accidentelor cu pietoni dintr -o regiune în raport cu riscul la nivelul întregii țări. În urma studiului au concluzionat ca fiind benefică o colaborare între poli ție și echipajele medicale în vederea stabilirii unitare a gra dului de vătămare corporală la nivelul întregii țări. Având în vedere aceste statistici șinumărul mare de victime precum și costurile socio – economice rezultate în urma accidentelor de circula ție se impun :dezvoltarea șiimplementarea cu rigurozitate de normative și regulamente pentru cre șterea gradului de siguranță rutieră. În primele capitole ale teze i de abilitare se vor prezenta modele, analize, cercetări teoretice și experimentale ale autorului privind accidentele rutiere în care sunt implica ți pietoniiși ocupanții autoturismelor. În ultima parte sunt analizate câteva solu ții, propuse de autor, de realizare a părții frontale a lonjeroanelor, considerate ca elemente de sacrificiu, în vederea unei bune absorb ții a energiei de impact și pentru asigurarea siguranței în spațiul destinat pasagerilor. 91MODEL MATEMATIC PENTRU STABILIREA DISTANȚEI DE PROIECTARE A PIETONI LOR Scurt rezumat:În lucrare se prezintă un model bidimensional , de determinare a distanței de proiectare a pietonului, ținând cont de o ser ie de parametri, printre care și decelerația la frânarea vehiculului. În dinamica accidentului, după impactul primar și secundar (lovirea cu capul de parbriz-capotă) dintre vehicul și pieton, apare o fază de purtare a pietonului pe capota -parbrizul acestuia.Alte mărimi care influențează distanța de proiectare a pietonului, precum, înclinația drumului, coeficientul de frecare între pieton și sol, masa vehiculului și pietonului, unghiul de lansare a pietonului de pe vehicul sunt luați în analiză. Rezultatele sunt exprimate printr -o formulă de tip D = D (v, a, t 1,η,h,mv, mp,μ,α,β). Se face o comparație între rezultatele obținute cu formula propusă de autori, cu cele obținute de alți cercetători, precum și cu cele obținute di n cazuistica analizată de auto r, atât la reconstrucția de accidente, cât și pe cale experimentală în laborator. 1.1Considera ții generale Pierderile irecuperabile de vieți omenești precum și celelalte urmări ale unui accident de circulație, impun necondiționat intensificarea efortului comu n pentru găsirea și acceptarea de către toți participanții la trafic a unor soluții inteligente care să diminueze consecințele acestui adevărat flagel al mileniu lui. Copiii sunt pietoni vulnerabili deoarece sunt mai greu de cuprins în unghiul vizual al conducătorului auto și reciproc din poziția lor vizuală joasă nu observă sau nu apreciază corect mișcarea autovehiculelor. De asemenea vârstnicii sunt c ele mai frecvente victime din rândul pietonilor. Aceștia sunt deosebit de vulnerabili datorită scăderii cap acității lor de a observa autovehicule le care se apropie, cât și datorită agilității și vitezei de deplasare reduse pentru a evita autovehiculele sau a traversa drumul mai alert. Alți factori precum consumul de alcool și substanțe le anabolizante sunt facto ri care sporesc numărul victimelor unui accident rutier. Pentru realizarea unor amenajări privind siguranța circulației la cost redus, apare necesitatea stabilirii ordinii de prioritate a intervențiilor pe baza analizei “costuri -avantaje”, introducând criteriul de eficiență la întocmirea programelor de lucru. Categoriile de cheltuieli legate de accidente sunt următoarele: Cheltuieli medicale, pagube materiale și pierderi pentru societate; Cheltuieli administrative (polițe, asigurări etc.); Evaluarea suferi nței personale; Pagube ca urmare a unor accidente ușoare, cu pierderi materiale reduse, care nu apar în rapoartele statistice ale poliției; Pretium vivendi = prețul vieții, calculat pe baza valorii acordate timpului mediu de viață. Toate țările iau în cons iderare cheltuielile din primele două categorii, iar unele iau în considerare și unele din celelalte categorii menționate mai sus . Din informațiile despre accidentele rutiere în care sunt implicați pietonii, diverse organizații și cercetători , peste tot în lume, au stabilit un program de cercetare și dezvoltare în scopul de a reduce consecințele vătămărilor în urma col iziunilor autovehicul – pieton și de a analiza și reconstitui cu acuratețe accidentele de circulație. Cercetări în domeniul reconstrucției și analizei accidentelor de circulație, în care sunt implicați pietonii au fost făcute de Searle, Collins, Wood, Simms, Batisa, Han , Kuhnel-Schulz, Rau, Otte, Moser, Evans, Smith, Hill , Dettinger , Eubanks , 10Limpert, Araszewski, Toor și alții.Programe special izate pentru reconstrucția accidentelor sunt la ora actuală pe piață, în toate cazurile expertul trebuie să introducă elemente de intrare necesare stabilirii cât mai exact a dinamicii accidentului , ex. PC /CRASH . În cazul accidentelor î n care sunt implicaț i pietonii, distanța de proiectare a acestora este definită de o serie de factori precum viteza de impact, tipul (geometria) vehiculului, cond ițiile de deplasare a acestuia și a pietonului, precum și coeficientul de frecare dintre pieton si vehicul, respectiv pieton și sol. Determinarea vitezei cu care a avut loc impactul dintre vehicul și pieton este o cerință principală în analiza și reconstituirea accidentelor de circu lație [21]. De-a lungul timpului mulți cercetători au analizat acest aspect și au propu s diverse formule și modele prin care se determină distanța de proiectare a pietonilor în urma coliziunii cu autovehiculele, Searle, Kuhnel-Schulz, Wood, Simms, Colli ns, Batista, Han, Brach . Metodele utilizate de ace știa pentru determinarea distan ței de pr oiectare a pietonului pot fi caracterizatre ca empirice [26,27], deterministice [28, 29]sau statistice [24], [22]. În lucrarea de față se pornește de la studiile dezvoltate de Han -Brach și Batista, cu deosebirea că durata fazei de contact dintre vehicul și pieton este splitată în două subfaze, Prima de la impactul primar dintre vehicul -pieton până la impactul secundar , când pietonul se lovește cu partea superioară a corpului de zona capotă -parbriz. A doua fază definită într -o oarecare măsură de Han-Bracheste faza de purtare a pietonului pe capotă până la desprinderea sa de pe vehicul și căderea pe sol. Scopulcercetării este de a determina o lege de proiectare a pietonului pe undrumcu diverse înclinații, în funcție de viteza de impact, decelerația de fr ânare în momentul coliziunii și alțiopt parametri. Se știe faptul că la locul producerii accidentului anchetatorii dispun de urme de frânare, poziția pietonului ,date tehnice ale autovehiculului, caracteristici anatomice ale pietonului , precum și al te elemente. De asemenea se va observa influența diverșilor factori asupra distanței de proiectare a pietonului. Utilizând metoda drumului invers, prin modificarea unor parametri care intră în componența legii, se poate stabili viteza de impact cu pietonul având în principal distanța de proiectare a acestuia. 1.2Analiza cazui sticii în domeniul accidentelor autovehicul -pieton În cazul analizei accidentelor rutiere de tip vehicul -pieton, este foarte util ca exper ții tehnici și organele de anchetă să utilizeze datele obținute din rapoartele medico – legale.Având în vedere cazuistica bogată,s-a efectuat un studiu privind leziunile suferite de pieto ni în diverse accidente rutiere. Au fost analizate doar cazurile în care pietonii au fost loviți cu partea frontală a autoturismului și au fost proiectați pe direcția înainte. Pornind de la rapoartele medico-legale vizualizarea victimelor și rapoartele tehnice făcute de experțiautorizați, în tabelul 1.1 au fost sintetizate principal ele leziuni suferite de pietoni , precum șiviteza de circula ție a auto vehiculelor care au provocat accident ul.ÎnFigura1-1au fost marcate schematic, pe grade de severitate , leziunile suferite de pietoni în funcție de valorile vitezeiautovehiculelor în momentul impactulu i [113]. Tabelul 1.1 Nr.crt. Viteza de impact [km/h]Leziunile pietonului 1 15- 20 Traumatism cerebral ,contuzii la piciorul drept 2 20 Politraumatism cranian ,fractură de pelvis ,fractură deschisă gambă dreapta 3 20 Politraumatism, TCCAI, contuz iecerebral ă,fractură cu dislocar e femur stâng 4 25 TCCAD, stop cardiac, fractură femur stâng și fractură genunchi drept 5 25 TCCAD, contuzie urechea stîngă , contu zie în zona cotului sâng, fractură tibia și fibula stângă 116 25- 30 TCCA, leziuni în zona o ccipitală ,fracturi costale multiple pe partea dreaptă, fractură de pelvis ,fractură tibia dreaptă 7 30 TCCAD, leziuni în zona frontală ,escoriații cot și antebraț drept , fractură glezna dreaptă 8 30 Fracturi costale parte st ângă torace , fractură glezna dreaptă 9 30- 32 TCCAD, fractură de bază de craniu, stare comatoasă 10 30- 35 Traumatism cranian cerebral , contuzie cerebrală, hematom subdural acut 11 30- 35 TCCAD, fractură humerus stâng, fractură membru inferior drept 12 30- 35 TCCAD, fractură m embru superior drept, fractură glezna stângă 13 30- 35 TCC cu rană dechisă în zona parietală pe partea stângă , fractură craniană , fractur ă femur drept, fractură tibia și fibula picior drept 14 30- 35 TCCAD cu rană dechisă în zona occipitală pe partea s tângă, contuzie cerebrală, fractură de maxilar, fractură de stern, fractură glezna stâng ă 15 30- 35 Contuzie craniană , zgârieturi pe frunte și nas , fractură și contuzii glezna dreaptă 16 35 TCCAD cu rană deschisă in zona occipital ă,fractură deschisă la glezna dreaptă 17 35 Fractură craniană ,fracturi costale multiple, fractură de pelvis și picior stâng 18 35- 40 TCCAD, contuzie cerebrală ,hematom intercranian ,comă cerebral ă, fractură de pelvis, fractură de tibia stângă, contuzie de tibia stângă 19 35- 40 Fractură craniană, fractură de pubis și fractură femur drept 20 40 Fractură craniană, fractură de coloană vertebrală, fractură de pelvis 21 47- 48 TCCAD, fractură de bază de craniu , fractură și contuzie de picior stâng 22 55- 60 Fractură crani ană, TCC, fractur ă de femur stâng 23 55- 60 Contuzii c rania neși facial e,fractură cominutivă de glezna stângă Figura1-1.Clasificarea cazuisticii studiate în func ție de viteza de impact și gradul de vătămare În urma datelor analizate rezultă că accidentele au avut loc la viteze cuprinse între 15și 60 kilometri pe oră. Zonele corpului uman care sunt afectate cel mai grav grav sunt capul și 12membrele inferioare. Leziunile craniene sunt foarte grave, i ndiferent de viteza la care accidentul se produce și sunt prezente la toate vitezele de impact. După pozi ția leziunilor suferite la nivelul membrelor inferioare, plus alte leziuni ale corpului se poate determina pe ce p arte a av ut loc impactul asupra victi mei.Profilul frontal al autovehiculului nu a fost încadrat într -o anume categorie în această analiză. Analizaevidențiază faptul că nivelul AIS variat între 2 și 6.Severitatea leziun ilor depinde înălțimea pietonilor. Gravitatea leziunilor se clasifică p e scala AIS (Abreviated Injury Scale). Scal a, cu subdiviziunile ei pe zone ale corpului esteîmpărțită astfel [18]: OAIS- AIS general; MAIS- AIS maxim; TOAIS- AIS la nivelul toracelui ; EXAIS- AIS la nivelul extremităților; SPAIS- AIS la nivelul col oanei vertebrale; ABAIS– AIS la nivelul abdomenului; SURAIS – AIS la nivelul suprafeței pielii; Tabelul 1.2 [ 18] Codul AIS Gradul de vătămare. Vătămări.. Șansa de supraviețuire 1 Ușoare 100% 2 Moderate 99,6%- 99,9% 3 Serioase, dar fără punerea vie ții în pericol 97,9%- 99,2% 4 Severe, cu punerea vie ții în pericol 89,4%- 92,1% 5 Stare critică. Supravie țuire nesigură 41,6%- 46,9% 6 Gravitate maximă șanse de supraviețuire 0% Figura1-2. Gradul d e vătămare în func ție de viteza autovehiculului [112] În baza studiilor și analizelor efectuate, Sturtz a întocmit un grafic în care indică probabilitatea de accidentare gravă a pietonilor în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului ,Figura1-2.Zona situată în p artea dreaptă a liniei C prezintă riscul , în %, de accidentare mortală , grad 5-6 a pietonilor. Zona centrală indică între linia B și C riscul020406080100 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 Viteza autovehicul [m/s][%]A B C 13accidentării grave, grad 3-4, între liniile B ș i A riscul accidentelor u șoare, grad 1 și 2 și în stânga liniei A risc zero. [112] Principalele surse de leziuni ale pietonului în impactul cu automobilul sunt bara parașoc,zona capotă aripă , zona parbrizului. Leziunile cele mai frecvente și grave în impactul automobil pieton sunt cele ale capului acestuia. În urma sistematizării datelors-a confirmat agresivitatea părții frontale a vehiculului ,ea provoacă fracturi ale membrelor inferioare în toate cazurile . Fracturile craniene apar în 75% din cazuri.În50%din cazuri apar fracturileîn diverse zone ale corpuluiși ale membrelor superioare, faptcare se datorează rigidității capotei sau impactul ui cusolul. Majoritatea accidentelor în care sunt implica ți pietonii au loc la viteze de deplasare a autovehiculului de până în 40 km/h, după cum reiese și dinFigura1-1.Normativele EuroNCAP prevăd teste de coliziune c u pietonul la viteze de 40 km/h [114], lucru confirmat și în analiza făcută de autor. ÎnFigura1-3, se prezintă suprapunerea datelor ob ținute din cazuitica analizată de au tor, peste curbele Kuhnel -Schultz. Se observă o bună corelare a rezultatelor la viteze de pînă în 40 km/h. y = 0.0065×2 + 0.1122x y = -5E-05×3 + 0.0108×2 + 0.0222x 0.0010.0020.0030.0040.0050.0060.0070.00 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Viteza [km/h]Distanta proiectare [m]Distanta proiectare cazuistica Kuhnel Kuhnel deceleratia 4.5 Kuhnel deceleratia 8.5 Polinomial grad 2 Polinomial grad 3 Figura1-3. Suprapunerea datelor din cazuisti că pe curba de proiectare a pietonilor deterninată de Kuhnel -Schultz 1.3Dinamica accidentului în care sunt implicați pietonii Analiza datelor, diagramelor și a înregistră rilorvideo au eviden țiat existența a trei faze în cadrul impactului în care sunt implica ți pietonii [30], [19]: Faza 1.Contactul cu autovehiculul durează din momentul primului contact dintre autovehicul și pieton până când pietonul cade/se desprinde de pe acesta. Această fază, după cercetările autorului sepoatedescompuneîn două sub-faze. osubfaza 1.1. durează de la impactul primar p ână la lovirea pietonului cu capul de capota-parbrizul autovehiculului . 14Figura1-4.Subfaza 1.1 a impactului, până la momentul „t 1 ms”. Cadrele sunt la 0, 50 , 100, 150 și 200 ms , test 1, la 30.21 km -h osubfaza 1.2. din momentul la care pie tonul s-a lovit de capota -parbriz, până la momentul desprinderii de pe vehicul . Această sub -fază apare cu precădere în domeniul vitezelor mici de impact. Figura1-5.Subfaza 1.2– purtarea pietonului pe capotă până la lansarea în faza de zbor. Cadrele sunt la 200, 250, 300, 350, 400 ms Faza2.Numităși faza de zbor, durează din momentul desprinderii pietonului de pe autovehiculpână când acesta se love ște desol.De notat că pentru viteze mici de impact, faza de zbor este aproape neglijabilă, ea manifestându -se prin căderea corpului pietonului de pe autoturism pe sol. La încercările experimentale efectuate de autor și în [18] pietonului i s -a imprimat o mișcare de lansare pe orizontală și nu pe oblică. Faza 3.Faza de contact cu solul în care pietonul se rostogole ște și alunecă pe sol, până ajunge în pozit ția finală. Rezultă că distanța de aruncare a pietonului este suma celor patru distanțe parcurse de acesta pe parcursul desfășurării coliziunii cu autovehiculul , în acord cu Figura1-6. 32′ 11 xxxxD    (1-1) 1.4Ipoteze de lucru Ca ipoteze de lucru se consideră: Vehiculul se deplasează pe drum cu o înclinație “ β” și intră în faza de frânare efectivă chiar în momentul impactului cu pietonul. Viteza autovehiculului înaintea primului contact cu pietonul este„vo’ ”. Durata fazei 1.1 a coliziunii dint re vehicul și pieton „t 1”, până la impactul secundar se cunoaște. Se știe decelerația medie de frânare „a”. Aceasta este constantă pe toată perioada subfazei 1.1 șisubfazei 1.2. a impactului . Pietonul are o viteză nulă și impactul se desfășoară în planul XOY. Nu se ține cont de rezistența aerului. 15 Figura1-6. Schema de p roiectare a pietonului 1.4.1Faza 1 Impactul primar , impactul secundar și purtarea pietonului pe vehicul Considerând impactul dintre vehicul și pieton ca o ciocnire plastică, vitezapost impact „vo” a corpului vehicul -pieton,imediat în urmaprimului contact ,este dată de : vpo o mmvv  1′ (1-2) În urma impact ului dintre vehicul și pieton, având o mișcare de frânare a ansamblului compus dinautovehicul-pieton, cu decelerația „a” , se obține viteza de deplasare la momentul „t 1” (impactul secundar) care poate fi exprimată prin : 1tavvo   (1-3) 12 22xavvo   (1-4) Pentrufaza 1.1 a impactului vehicul și pieton, până laimpactul secundar avem spațiul parcurs de corpul compus din vehicul și pieton din relația (1.4): avvxo 22 2 1 (1-5) Prin combinarea dintre relațiile(1.2),(1.3) și (1.5) vom obține distanța parcursă de vehicul în faza 1.1: ammvta mmv xvpo vpo            21 12 ‘2 1′ 1 (1-6) Unde“a” este decelerația de frânare , care poate fi determinată din urmele de f rânare,„v” este viteza cu ca rese deplasează autovehiculul în momentul î n care pietonul se lovește cu capul de capota-parbriz, iar“t1” este timpul scurs pânălaimpactul secundar . Se consideră că pe durata fazei 1.1. pietonul este lovit, accelerat , se deplasează pe capota autovehiculului și ajunge ca după impactul secundar cu zona capotă -parbriz să aibă o viteză de lansare proporțională cu viteza autovehiculului în ac est moment „v”. β x1x1’ x2x3 vo’vpX Y ODt1α t2 A(x2,0) h avoaa v tot1’t3 16Se observă din filmările cu camere de mare viteză că după impactul secundar, timpul „t 1” pietonul este purtat pe autovehicul pentru o perioadă de timp. Deducem de aicică viteza cu care pietonuleste lansat în faza de zbor la timpul „t 1′”estemai mică decât viteza autovehiculului la momentul „t 1”.Vom exprima acest lucru prin coeficientul de impact al pietonului „η”,coeficient ce apare și în [23] și [19], cu mențiunea că în modelul propus în lucrarea de față viteza autovehiculului până l a impactul secundar „t 1” estevariabilă, ansamblul compus din autovehiculul -pieton este în regim de frânare cu decelerația medie „a” de la viteza inițială „vo” până la viteza „v”. Viteza pietonului este dată prin: vvp  (1-7) din relațiile(1.7)și(1.3)  1tavvo p  (1-8) și ținând cont de relația (2)          1′ 1ta mmvv vpo p (1-9) S-a ales raportarea vitezei pietonului la viteza autovehiculului din momentul impactului secundar. Acest lucru se bazează pe înregistrările cu camera de filmat de mare viteză și pe diagramele de decelerație la nivelul toracelui și capului pietonului. As tfel, în urma primului contact, la nivelul membrelor inferioare ale pietonului , acestuia i se imprimă o mișcare de rotație și încovoiere a segmentelor de corp, înspre zona capotă -parbriz a autovehiculului. Accelerațiile dezvoltate la nivelul capului și tru nchiului pietonului sunt mai mici în acest caz, decât cele înregistrate în aceleași puncte anatomice în cazul impactului secundar .Impactul secundar este mult mai puternic decât impactul primar și se va considera căviteza de lansare a pietonului ,pe oblică sau orizontală prin aer , în faza următoare se face prin raportarea la viteza autovehiculului din acest moment „t1”. Head acceleration -120-100-80-60-40-20020406080100120 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 Time [ms]Acceleration [g]Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultantaThorax acceleration -40-30-20-10010203040 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 Time [ms]Acceleration [g] [m/s2]Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta Figura1-7.Decelerațiile la nivelul capului (stânga) si toracelui (dreapta), pentru t estul nr. 1, la29.58 km-h Ansamblul vehicul -pieton se află încă în mișcare de frânare, deci pietonul se va desprinde de pe vehicul la timpul „t 1’”, după ce acesta a parcurs spațiul „x 1’”, când viteza sa va deveni mai mare sau egală cu viteza autovehic ulului. La limită , și având relația ( 1.7) aceasta se exprimă prin: ’ 12 2 2 22′ xavvvvp    (1-10) De unde spațiul parcurs în faza 1.2. a impactului este:   av avvx  21 22222 ‘ 1 (1-11) Și prin înlocuirea lui „v” cu relația (1.3) și (1.2) 17 ata mmv xvpo             21 122 1’ ‘ 1 (1-12) Pe perioada fazei 1 pietonul parcurge în contact cu autovehiculul spațiul: ‘ 11xxSaut  (1-12’) În timpul desfășurării fazei 1, pe cele două sub -faze se poate particulariza mișcarea prin modificarea valorii decelerației medii „a”, care poate fi împărțită în decelerația pe faza 1.1. „a 1” șio altă decelerație pesubfaza 1.2. „a 2”.Aceste situații se întâlnesc în practică prin modificarea timpului la care are loc frânarea autovehiculului de către conducătorul auto, care a sesizat pericolul de a lovi pietonul, în funcție de viteza sa de reacție, precum și de viteza de intrare în funcțiune a sistemului de frânare. Dacă pe duratasubfazei 1.1. am av ea o deplasare cu viteză constantă a autovehiculului atunci a = 0 și prin urmare viteza ansamblului autovehicul -pieton la momentul „t 1” ar fi v = v o și viteza pietonului ar fio pvv , ajungând în relațiile din [ 23] și [19]. 1.4.2Faza 2 Faza de aruncare prin aer a pietonului Mișcarea în plan de aruncare pe oblică cu viteza „vp”determinat ă prin relația (1.7) este caracterizată prin zborul pietonului până la contactul cu solul. Prin descompunerea mișcării pe cele două axe OX și OY și prin particularizare se obține viteza inițială de lansare a pietonului , știind că pe axa OX avem )sin(gax , pe axa OY avem )cos(gay , și înălțimea de la care cade pietonul pe solhyo. La momentul lansării avem )cos()0(   p xvv )sin()0(  p yvv (1-13) Iar la momentul “t 2” 2 2 )sin()cos()( t g vtvp x      2 2 )cos()sin()( t g vtvp y       (1-14) Ecuațiile de mișcare pe cele două axe: 2)cos()sin(2)sin()cos( 2 2 22 2 2 2 t gt vhyt gt vx pp         (1-15) Din ecuațiile de mișcare pe axa OY și din condițiile de particularizare a mișcării avemtimpul de zbor de pe autov ehicul pe sol, pu nctul de coordonate A(x 2,0), unde avem 0y )cos()cos(2)(sin )sin(22 2       ghg v v tp p(1-16) Soluția generală a traiectorieieste datăprin înlocuirea lui ( 1.16) în(1.15). 1.4.3Faza a 3-a Alunecar ea pe sol a pietonului În această etapă a impactului corpul cade pe sol cu o viteză descompusă pe axa OX și OY. O parte importantă a acesteia se pierde înmomentul apărut la contactul cu solul. Corpul uman va avea mișcări aleatorii de rostogolire și alune care, cu intens ități diferite la fiecare „tumbă – rostogolire -salt”. Acestea nu reprez intă interes în studiul de față .La alunecarea pe sol vom avea , ținând contde abordarea din[19],o distanță de alunecare a pietonului definită printr -o frecare culombian ă. 18  gtv xp   )sin()cos(2)(2 2 3  (1-17) )()()(2 2 2 tvtvtvy x p    (1-18) unde 2 2 )sin()cos()( t g vtvp x      2 2 )cos()sin()( t g vtvp y       (1-19) )cos()cos(2)(sin )sin(22 2       ghg v v tp p(1-20) Înlocuind (1-9),(1-18), (1-19) și(1-20) în(1-17) rezultă formula distanței parcurse de pieton la alunecarea pe sol. Distanțatotalăde proiectare a pietonului e ste astfel formată din32′ 11 xxxxD    , care sub forma unei legi dependente de parametrii enumerați este dată de relația (1-21). ),,,,,,,,,(),,,,,,,,,(),,,,,(),,,,(),,,,,,,,,( 1′ 3 1′ 21” 1 1′ 1 1’       pv o pv opv o pv o pv o mmhtavx mmhtavxmmtavxmmtavx mmhtavD   (1-21) S-a obținut astfel o lege care depinde de următorii parametri: Vo’– viteza autovehiculului în momentul primului contact cu pietonul; a– decelerația medie de frânare începâ nd cu momentul premergător primului impact cu pietonul; mv– masa autovehiculului; mp– masa pietonului; h– înălțimea de la care este lansat pietonul de pe vehicul; t1– timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz; β– unghiul de înclinare al căii de rulare; α– unghiul sub care este lansat pietonul de pe vehicul; μ– coeficientul de frecare dintre piet on și sol; η– factorul de impact al pietonului. Dintre aceștia, unii sunt bine definiți , iar alții pot fi doar aproximați , în special ultimii trei. 1.5Discuții și limitări ale legii propuse Pentruodecelerație a =0 însubfaza 1.1.se obține: 1 1tvxo (1-22) În faza 1.2. formul a propusă nu ar oferi rezultate, această fază trebuind să fie ignorată. Prin modificarea succesivă a parametrilor enumerați anterior și păstrarea constantă a celorla lți se obține influența fiecărui parametru în parte. Astfel se observă influența semnificativă pe careo au decelerația autovehiculului, coeficientul de frecare dint re dintre pieton și sol, coeficientul de impact,înclinația drumului, masa vehiculului și masa pietonului și într-o mai mică măsură unghiul de lansare al pietonului de pe vehicul. Timpul de impact, înălțimea de la care este lansat pietonul în fa za de zbor și coeficientul de impact al pietonului , au influențe minore asupra distanței de proiectare a acestuia. Astfel pentru datele de intrare din diagrame, pentru fiecare caz în parte , la viteza de 25 m/ s, rezultă următoarele: Dublarea decelerație i la frânare duce la o reducere cu 16% a spațiului de proiectare. Dublarea coeficientului de frecare dintre p ieton și sol duce la o reducere cu 29% a spațiului de proiectare. Creșterea înclinației drumului de la 0 la 10 grade duce la scădere a distanței de proiectare cu aproape 20 %. Dublarea masei vehiculului duce la o creștere a distanței de proiectare cu 8%. 190246810121416182022242628010203040506070Influence of deceleration Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv80.20.911460800.6 11.20 Dv40.20.911460800.6 11.20 v Figura1-8. Influența decelerației 0246810121416182022242628010203040506070Influence of friction coefficient mu Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.911460800.4 11.20 Dv60.20.911460801 11.20 v Figura1-9.Influența coeficientului de frecare dintre pieton și sol 200246810121416182022242628010203040506070Influence of road gradient Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.911460800.6 30 Dv60.20.911460800.6 3 18 v Figura1-10.Influența unghiului de înclinare al drumului 0246810121416182022242628010203040506070Influence of vehicle mass Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.91800800.6 11.20 Dv60.20.912000800.6 11.20 v Figura1-11.Influența masei autovehiculului 210246810121416182022242628010203040506070Influence of pedestrian mass Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.911460600.6 11.20 Dv60.20.9114601100.6 11.20 v Figura1-12.Influența masei pietonului 0246810121416182022242628010203040506070Influence of launch angle alfa Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.911460800.6 300 Dv60.20.911460800.6 30 v Figura1-13.Influența unghiului de aruncare a pietonului de pe vehicul 220246810121416182022242628010203040506070Influence of coefficient eta Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.811460800.6 11.20 Dv60.20.911460800.6 11.20 v Figura1-14.Influența coeficientului de impact 0246810121416182022242628010203040506070Influence of time „t1″ Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.10.911460800.6 11.20 Dv60.30.911460800.6 11.20 v Figura1-15. Influența timpului de încheiere a fazei 1.1. 230246810121416182022242628010203040506070Influence of drop height of pedestrian Velocity [m/s]Throw Distance [m]Dv60.20.90.81460800.6 11.20 Dv60.20.91.21460800.6 11.20 v Figura1-16.Influența înălțimii de la care este aruncat pietnulîn faza de zbor 1.6Compararea modelului propus cu alte modele Încercări experimentale privind distanța de proiectare în reconstrucția accidentelor de circulație în care sunt implicați pietoni au fost făcute de [ 33], [36], [27], [35], [31, 32]și alții. Într-o primă analiză s e va lua ca reper legea de proiectare a piet onului formulată de Kuhnel- Schulz ,Figura1-17. Figura1-17.ModelulKuhnel-Schulzprivind distan ța de proiectare a pietoilor 24Această lege a fost determinată pe cale experiment ală deKuhnel-Schulz, dar nu avem suficiente date legate de anumiți param etri care trebuie inițializați î n legea propusă de autori, din această cauză apar numite limitări în comparații. Aceasta este definită prin: v v vDk    0783.0 0052.0)(2,unde viteza e ste în km/ h, sau dacă se ține cont de deccelerația vehiculului : avavavDak    0178.0 0271.0),(2 _ Prin alegerea unui caz din cazuistica cercetată de autor rezultă o bună simil itudine între legea propusă de Kuhnel-Schulz și legea propusă de autori, curba verde și cu rba roșie de pe graficul de mai jos. Figura1-18.Comparația între formula propusă și legea lui Kuhnel-Schulz, pentru un caz din cazuistica de reconstituire a accidentelor În acest caz s -a analizat un ac cident în care au fost următoarele date de intrare: a =-4 m/s2– decelerația medie de frânare începând cu momentul premergător primului impact cu pietonul; mv = 1040 kg – masa autovehiculului; mp =75 kg– masa pietonului; h = 1m– înălțimea de la care este lansat pietonul de pe vehicul; t1 =0.2 s– timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz; α = 16 grade– unghiul sub care este lansat pietonul de pe vehicul; μ = 0.75– coeficientul de frecare dintre pieton și sol; η = 0.75– factorul de impact al pietonului. D = 34 m – distanța de proiectare a pietonului măsurată la locu l accidentului .0246810121416182022242628010203040506070Comparation with Kuhnel law Velocity [m/s]Throw distance [m]Dv40.20.7511040750.75 110 Dkv() Dk_av4() v 25S-a determinat Vo ’– viteza autovehiculului în momentul primului contact cu pietonul care rezultă a fi de 18.76 m/ scu modelul propus și de 18.28 m/s după legea lui Kuhnel-Schulz. Vom compara în continuare rezultatele cu cele oferite în [23] și cu cele care rezultă din legile luiKuhnel-Schulz, pentruo altă speță din cazuistică. Datele de intrare sunt : Vo’ = 13.89 m/s2 = viteza vehiculului în momen tul primului contact cu pietonul; a =-8.5 m/s2– decelerația medie de frânare începând cu momentul primului impact cu pietonul; adoptată de autori. In datele din [ 23] nu se face referire la decelerația de frânare. mv = 1460 kg – masa autovehiculului; mp = 80 kg– masa pietonului; h = 1m– înălțimea de la care este lansat pietonul de pe vehicul; t1 =0.2 s– timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz, timpul de contact în [5] ; α =16 grade– unghiul sub care este lansat pietonul de pe vehicul; μ = 0.6– coeficientul de frecare dintre pieton și sol; η = 0.9– factorul de impact al pietonului. Ca mărime de ieșire am avut distanța de proiectare a pietonului „D”, pe drum cu inclinație 8%. Figura1-19. Rezultate obținute de Batista 26După cum se observă s -au utilizat aceleași date ale impactului ca în analiza din[23], vezi figura1.19. Pentru aceeași viteză de impact de 13.89 m -s, s-a comparat distanța de proiectare cu cea obținută din le gile luiKuhnel-Schulz. Astfel în analiza prof Batista distanța de proiectare a rezultat de 16 m, având o înclinație a drumului de 8%. Dinlegile lui Kuhnel-Schulz rezultă, pent ru legea care ține cont de decelerația de frânare un spațiu de 16.61 m, respec tiv15.53 m pentru legea care nu ține cont de decelerație. Din legea propusă de autori rezultă un spațiu de proiectare de 14.7 m. Diferențe apar prin faptul că în [ 23] timpul de contact dintre vehicul și pie ton este de doar 0.2 secunde, și distanța parcur să de pieton este de 2 m, aceste date fiind aproximate ca date de intrare, în timp ce prin modelul propus timpul total de contact dintre vehicul și pieton este t1+ t1’ = 0.2+0.135 = 0.335 secunde.Spațiul parcurs de pieton în această fază x1+x1’ = 2.46+1. 47 = 3.93 m. Distanța parcursă în faza de zbor rezultă de x2 =7.96 m, iar distanța de alunecare pe sol este x3 =2.97 m. 1.7Comparația cu software de specialitate Prin analiza unei spețe din cazuistică, rezultă pentru modelul propus de autori o distanță de proiectare a pietonului de 34 .43 m, la o viteză de impact de 68 km/ h,Figura1-20. Cu aplicația PC-Crash[31] dezvoltată folosind un model multibody al pietonului [20], [32 ],pentru aceeași viteză de impact rezultă o distanță de p roiectare a pietonului de 34 m . Datele de intrare au fost: a =-4 m/s2– decelerația medie de frânare începând cu momentul premergător primului impact cu pietonul; mv = 1040 kg – masa autovehiculului; mp = 75 kg– masa pietonului; h = 1m– înălțimea de l a care este lansat pietonul de pe vehicul; t1 =0.2 s– timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz; α =16 grade– unghiul sub care este lansat pietonul de pe vehicul; μ = 0.75– coeficientul de frecare dintre pieton și sol; η = 0.75– factorul de impact al pietonului. D = 34 m – distanța de proiectare a pietonului măsurată la locul accidentului. Figura1-20. Foaia de lucru cu rezultatele obținute în PC -Crash 271.8Validarea modelului pr in comparație cu datele obținute experimental de autori Experiment 1 Având în vedere că unii parametri de intrare nu pot fi decât aproximați și analizând anterior influența acestora asupra distanței de proiectare a pietonului , rezultă că o influență major ă o are coeficientul de frecare dintre pieton și sol. Cercetări referitoare la determinarea coeficientului de frecare dintre pieton și sol, au fost făcute pe parcursul anilor de Searle, Simms, Kuhnel, Collins, Wood și alții. Majoritatea cercetătorilor au abordat fenomenul ca unul complex, care combină mișcarea de aruncare pe orizontală cu mișcarea de alunecare și rostogolire pe sol a pietonului lovit de autovehicul . În baza acestor teorii se propun diverse formule de calcul pentru viteza de impact a autov ehiculului cu pietonul. Astfel Collins î n 1979 determina viteza de impact după formula:        hhDhhgv 2 222 (1-23) Unde”h” reprezintă înălțimea centrului de masă al pietonului. Woodîn 1988 propune o formulă care ține cont de masa vehiculului și cea a pietonului .Această metodă matematică este numită SSM (Single Segment Model)    222 vmmmhDgvp v    (1-24) Searle în 1983 și mai apoi î n 1993propune următoarele formule. Se observă c ă studiile lui Searle sunt mai complexe deoarece includ în analize și unghiul de pr oiectare al pie tonului, masa autovehiculului și masa pietonului . )sin()cos(2   Dgv (1-25)   )sin()cos(2    hDgv (1-26) Astfel din literatura de specialitate ,s-au extras în tabelul 1 .3 limite propuse ale coeficient ului de frecare cu solul . În analiza noastră vo m alege o valoar e de 0.52, a acestui coeficient, știut fiind faptul că încercările au avut loc pe o pistă din beton uscat. Pentru unghiul de lansare a pietonului de pe vehicul, la finalul fazei 1, s -a ales o valoa re nulă, din analiza filmărilor cu camera de mare viteză aimpactului rezultând acest fapt. 28Tabelul1.3,după [25] Autorul Coeficientul de frecare Tipul suprafe ței 0.66 Asfalt Searle(1983) 0.79 Iarbă Collins(1979) 1.1 Severy(1966) 0.4-0.75 0.45-0.6 Asfalt 0.4-0.65 BetonFricke(1990) 0.45-0.7 Iarbă 0.57-0.58 Asfalt Stevenson (2006) 0.54-0.6 Iarbă Timpul „t1” de 0.19 5 s,s-aobținut din înregistrările pe diagramele de decelerație la nive lul capului manechinului pieton, Figura1-21. Head acceleration at time „t1 = 0.19 s” -200-160-120-80-4004080120160200 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 Timel [ms]Acceleration [g]Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta Figura1-21. Timpul la care se încheie faza 1.1 – pietonul se lovește cu capul de parbriz , date experimentale Datele de intrare: Vo’ =8.216 m/s2 = viteza vehiculului în momentul primului contact cu pietonul ; a =-4 m/s2– decelerația medi e de frânare , premergător primului impact cu pietonul; mv = 1024 kg– masa autovehiculului; mp = 73 kg – masa pietonului; h = 1m– înălțimea de la care este lansat pietonul de pe vehicul; t1 =0.195 s– timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă-parbriz; α = 0 grade – unghiul sub care este lansat pietonul de pe vehicul; μ = 0.52– coeficientul de frecare dintre pieton și sol; η = 0.883– factorul de impact al pietonului. A rezultat: D = 7.01 m- distanța de proiectare a pietonului măsurată la locul accidentului , la șoldul manechinului, față de punctul de prim contact . 29Din formula propusă a rezultat o distanță de proiectare a pietonului de 6.87 m,t1 + t1’ = 0.195+0.202 = 0.397 secunde. Spațiul parcurs de pieton în această fază este x1 + x1’ = 1.42 +1.307 = 2.73 m. Distanța parcursă în faza de zbor rezultă de x 2 =2.75 m, iar distanța de alunecare pe sol este x 3 =1.4 m. De asemenea din înregistrările cu camera de filmare de mare viteză reiese foarte bine existența fazei 1.2. a impactului p rimar, timp în care pietonul este purtat pe capota vehiculului, Figura1-5șiFigura1-22. Figura1-22. Faza 1.2 – purtarea pietonului pe capotă pân ă la lansarea în faza de zbor. Cadrele sunt la 200, 250, 300, 350, 400 ms, filmare de sus Durata de timp în care pietonul este purtat pe autovehicul poate fi dete rminatăcu: ‘ 1tavv  (1-27)  avt1 ‘ 1(1-28) Din modelul propus pentru caracteristicile de impact enumerate anterior rezultă un timp t 1’ de 0.202 secunde, comparabil cu cel din analiza filmelor de mare viteză care a fost deaproximativ 0.208 secunde. Experiment 2 Datele de intrare: Vo’ = 8.056 m/s2 = viteza vehiculului în momentul primului contact cu pietonul ; a =-3.8 m/s2– decelerația medie de frânare , premergător primului impact cu pietonul; mv = 940 kg – masa autovehiculului; mp = 75 kg – masa pietonului; h = 1 m– înălțimea de la care este lansat pietonul de pe vehicul; t1 = 0.250 s – timpul la care pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz; α = 0 grade – unghiul sub care este lansat pietonul de p e vehicul; μ = 0.52– coeficientul de frecare dintre pieton și sol; η = 0.713– factorul de impact al pietonului. Din formula propusă a rezultat o distanță de proiectare a pietonului de 7.121 m , cu t 1 + t1’ = 0.250+0.492 = 0.742 secunde. Spațiul parcu rs de pieton în această fază este x 1 + x1’ = 1.74 + 2.74 = 4.48 m. Distanța parcursă în faza de zbor rezultă de x 2 = 2.098 m, iar distanța de alunecare pe sol este x 3 = 0.536 m . Datele măsurate prin analiza filmelor de mare viteză ne indică x1 + x1’ = 1.65+ 2.76 = 4.41 m. Celelalte două faze nu au fost surprinse cu camera de mare viteză. Distanța totală de proiectare a pietonului, D = 8.5 m, măsurată la locul accidentului. Aceasta a fost așa de mare deoarece au fost surprinse imagini cu o cameră obișnui tă de filmare în care apare faptul că pietonul este lovit încăodată de autovehicul în timpul fazei de zbor . 30 Figura1-23.Poziția finală a pietonului Figura1-24.Subfaza 1.1impactul primar și secundar , test 2,la29 km-h,vehicul cu altă geometrie frontală [18] Figura1-25.Subfaza 1.2purtarea pe capotă a pietonului în intervalul 0.250- 0.740 s [18] Din cele două experimente realizate putem deduce că, coeficientul de impact al pietonului „η” este invers proporțional cu durata fazei 1.2. când pietonul este purtat pe autovehicul. Cu cât timpul”t1’”este mai mare pietonului i se imprimă o vi teză mai mică de lansare în faza de zbor, deci acesta va fi purtat mai mult timp pe autovehicul. 1.9Evidențierea sub fazei de purtare pe capotă, prin experimente realizate cu diver se vitezeși profile frontale de autovehicul In 1998 Limpert [16 5] a împăr țit coliziunea de tip autovehicul pieton în trei faze: faza de impact, faza de zbor și faza de alu necare/rostogolire pe sol. Autorii acestei lucrări au împărțit faza de contact cu autoturismul în două sub -faze. Prima de la impactul primar până la impactul secundar al pietonului, cu capul de capotă/ aripă. A doua sub -fază se întinde de la impactul secundar până la desprinderea de pe autovehicul. Cele două faze cumulate ca timp și distanță parcursă formează faza de purtare pe autovehicul a pietonului. 31În 1981 R avani [16 6], mai apoi în 1987 Brooks [16 7]și nu numai aceștia au definit cinci tipuri de coliziuni în care sunt implica ți pietonii. Una dintre acestea, analizată în lucrare presupune coliziunile dintre autoturisme și pietoni adulți, în care pietonii se „m ulează” pe profilul autovehiculului. Acest tip de coliziune presupune rotația și îndoirea corpului pietonului pe suprafața autoturismului și este urmată de regulă de impactul secundar al capului sau toracelui cu zona capotă aripă. În una din luc rările analizate Han [19] spunea: Un exemplu al primei categorii de coliziuni în care sunt implica ți pietonii constă în faptul că după primul impact pietonul rămâne pe capotă, suferă probabil un impact secundar și rămâne pe autovehicul fără a fi aruncat înspre înain te. În astfel de cazuri pietonul va aluneca de pe capotă înpre înainte sau pe lateralul autovehiculului, în funcție de cum acesta frânează sau își schimbă direcția. Apare astfel faza de „transport pe vehicul” a pietonului situată între faza de impact și cea de zbor. Figura1-26.Funcția bilineară de aproximare a distanței parcursă de pieton în faza de contact, propusă de Han Pentru viteze mici de deplasare, dar nu numai ,se propune prin modelul prezentat să se determine distan ța parcursă de pieton în timp ce se află în contact cu autoturismul. După cum reise din cercetările experimentale, prin analiza filmărilor cu camera de filmare rapidă, distan ța parcursă de pietonul aflat în contact cu autoturismul, form ată din distan țele x1 + x1′, este mai mare decât cea aproximată prin func ția bilineară în [19]. Rezultatele analizate de autor sunt prezentare în tabelul 1.4. Trebuie men ționat că în modelul funcției bilineare „xp” reprezintă distan ța parcursă de pieton, măsurată în centrul de masă, în timpul scurs dintre impactul primar și secundar. În experimentele cu manechine Kallieris and Schmidt au demonstrat că locul unde pietonul produce impactul secundar cu autovehiculul depinde de viteza de deplasare a acestuia d in urmă. ÎnFigura1-26, la definirea func ției bilineare se aproximează că x1=0.5 m, x 2=1.5 m, v 1=5 m/s iar v2=20 m/s. Pentru coliziunile în care pietonul este proiectat înainte la impactul cu un vehicul de tip autocamion/autobuz se consideră x p=0. Sub-faza de purtare pe autovehicul, nu a fost luată în calcul în referin țele de specialitate analizate. Împreună cu subfaza dintre primul impact și impactul secundar, distanța parcursă de ansamblul autovehicul -pieton, până la desprindere a de pe vehicul, este mult mai mare decât aproxima țiile date de legea bilineară (0.5 -1.5 m). Această afirma ție este probată prin determinările experimentale prezentate în figurile 1.28și 1.29și tabelul 1.4. În determinările experimentale s -au făcut testă ri cu pietoni adul ți, aflați în diverse poziții la momentul primului impact. Astfel ace știa au fost lovițiîn poziții statice, loviți din lateral, din spate, precum și din poziția de mers, când au avut un harnașament special de susținere.v1 v2x1x2xp vaut 32Geometria autoveh iculelor a variat, fiind analizate încercări cu 6 tipuri de autoturisme cu profile frontale diferite. Vitezele de coliziune au fost cuprinse între 2 0și 32 km/h, mai puțin cazul 8 unde nu avem informa ții despre viteza de impact. În toate cazurile analizate distanța parcursă de autovehicul între impactul primar și secundar a fost cuprinsă în plaja 0.8-1.7 metri, distanță mai mare decât cea cons iderată în modelul bilinear [19] . 00.20.40.60.811.21.41.61.8 0 5 10 15 20 25 Viteza autovehicul [m/s]Distanța X1 [m] Figura1-27.Comparație întredistanța parcursă de pieton până la impactul secundar și funcția bilineară de aproximare propusă de Han 0123456 0 5 10 15 20 25 Viteza autovehicul [m/s]Distanța totală de transport [m] Figura1-28.Comparație între distanța totală de transport și funcția bilineară de aproximare propusă de Han 33După impactul secundar, unii pietoni au fost purta ți pe capotă, alții s -au răsucit pe aceasta și au căzut în lateralul autovehiculului iar al ții au fost proiecteți în aer la desprinderea de pe autovehicul, când acesta a avut viteză mare. Distanța parcursă de autovehicul de la impactul secundar, până la desprinderea pietonului de pe acesta a varia t între1.1-3.6 metri. Prin urmare distanța totală parcursă de ansamblul format din autovehicul și pieton în timpul fazei de contact se situează în plaja1.9-4.85 metri. Pentru viteze mici de impact faza de zbor este aproape inexistentă. Raportul dintre distan ța parcursă de autovehicul cu pietonul pe acesta și distanța totală de proiectare a pietonului, pentru viteze mici de coliziune, poate ajunge la 50%. Tabelul 1.4 Nr crt Vehicul Vit. vehicul X1 X1’X1+X1’ [m/s] [m] [m] [m] 1 V1 8.21 1.40 1.30 2.70 2 V2 8.05 1.70 2.75 4.45 3 V3_t1 5.86 1.20 3.60 4.80 4 V3_t2 8.08 1.45 2.65 4.10 5 V3_t3 8.88 1.35 3.50 4.85 6 V4 6.94 1.10 2.70 3.80 7 V5 10.66 1.20 2.40 3.60 8 V6 n.a. 0.80 1.20 2.00 9 V1 8.36 1.00 2.22 3.22 Din analiza grafică a filmărilor cu camere de mare viteză, a unor accidente, la diverse viteze de deplasare a autovehiculelor, în care sunt implica ți pietoni aflați în diverese ipostaze se confirmă existen ța subfazei de purtare a acestora pe capotă. Clasa de autovehicul, în conformitate cu clasificările EuroNcap, precum și profilul frontal al acestora a fost diferit. Figura1-29. Subfaza 1.2 purtarea pe capotă a pietonului pentru un vehicul din clasa supermini [168] 34 Figura1-30. Subfaza 1.2 purtarea pe capotă a pietonului pentru un vehicul din clasa compactă [168] 1.10Concluzii Modelul prezentat prezintă rezultate comparabile cu cele din modele existente e.g. ( Kuhnel- Schulz, PC-Crash, Batista , Han), cu datele din cazuistica analizată de diversi autori , precum și cu cele obținute pe cale experimentală. Prin modelul matamatic propus s -a pus în eviden ță influența fiecărui parametru asupra distanței de proiectare a pietonului. Astfel coeficientul de frecare dintre pieton și sol, decelerația la frânare, masa autovehiculului , coeficientul de impact șiînclinația drumului sunt parametrii cu influența cea mai mare asupra dinamicii accidentului. Coliziunile dintre vehicule și pietoni sunt guvernate de fenomene complexe, care nu pot fi modelate cu exactitate. Descompunerea fazei de contact dintre pieton și vehicul în două sub -faze, și generalizarea expresiilor pentru regimul de deplasare al vehiculului (constant sau frânat) pe durata acesteia, dau posibilitatea reconstituirii unor diverse tipologii de accidente de circulație, în limite de precizie comparabile cu metode și modele deja existente. Sunt necesare cercetări aprofundate privind distan ța parcursă de pieton pe autoturism în faza de contact cu acesta, deoarece cazuistica relevă că func ția bilineară de aproximare propusă de Han-Brach nu oferă rezultate suficient de exacte. Modelul privind distan ța de proiectare a pietonului, în urma coliziunii cu un autoturism, propune ca noutate stabilirea unei legi matematice de descriere a impactului care ține cont de zece parametri care influen țează dinamica accidentului. Au fost analizate fazele accidentului și s – a propus splitarea fazei de contact cu autoturismul în două subfaze. Descompunerea fazei de contact dintre pieton și vehicul în două sub -faze, și generalizarea expresiilor pentru regimul de deplasare al vehiculului (constant sau frânat) pe durata acesteia, dau posibilitatea reconstituirii unor diverse tipologii de accidente de circulație, în limite de precizie comparabile cu metode și modele deja e xistente. Determinarea pe cale experimentală a spa țiului parcurs de pieton în faza de contact cu autovehiculul și compararea acesteia cu legea bilineară din [19] a relevat diferen țe majore între cele două abordări. Astfel se constată că aproximarea de 0.5 -1.5 metri propusă de legea bilineară nu este conformă cu rezultatele ob ținute pe cale experimentală de autor. 35Rezultatele obținute prin modelul autorului sunt comparabile cu cele din modele descrise în literatura de specialitate precum, Kuhnel-Schulz, PC -Crash, Batista, Han. Validarea modelului s -a făcut pe baza datelor din cazuistica analizată de autor, precum și cu cele obținute pe cale experimentală în cadrul testelor de la Departamentul de Autovehicule și Transporturi . 36 372INFLUEN ȚA PROFILULUI FRONT AL AL AUT OTURISMELOR ASUPRA VĂTĂMĂRII PIETON ILOR Scurt rezumat: În cercetare se face o analiză, prin metoda multibody, a impactului dintre autoturisme și pietoni. S -a studiat cu precădere faza de contact dintre autovehicul și pieton. Având în vedere gama f oarte variată de geometrii frontale ale autovehiculelor implicate în accidente cu pietonii , după cum este men ționat și în [ 51,53], s-a încercat stabilirea unei corela ții între profilul frontal al autoturismelor și cinematica și dinamica imprimate pietonul ui în urma accidentelor. P rin modificarea unor parametri ai geometriei frontale s -au obținut clase diverse de autovehicule, în acord cu cl asificarea din [ 50]. Viteza de impact, structura frontală a autovehicului, incluzând aici atâ t geometria cât și rigiditatea acestuia sunt factori importan ți care produc leziuni pietonilor. Prin modi ficarea parametrilor barei para șoc, în lucrare s -a analizat, experimental și prin simulari cu metoda multibody, în ce masură profilul frontal al unui autovehicul înfluen țează cinematica și gradul de vătămare al capului unui pieton adult. 2.1Considera ții generale Anual în țările europene aproximativ 40000 de persoane mor, iar peste un milion sunt vătămate în accidente rutiere. Aproximativ 20% din aceste victime sunt pietoni (6000) s au bicicliști (2300) [58].Statistici precum aceasta oblică guvernele țărilor europene să stabilească noiținte pentru reducerea nu mărului victimelor accidentelor de cicula ție. Pentru realizarea acestor ținte, European Experimental Vehicles Committee (EEV C)a recomandat constructorilor de autovehicule să introducă noi seturi de proceduri și teste pentru a asigura mai multă pro tecție pietonilor în caz de coliziune [57]. In 1988 se î ntruneste grupul EEWG10 cu scopul de a p ropune un set de metode pentru încercareaautovehiculelor. În 1997 EEWG17 revizuie ște normele EEWG10 și propune mijloacele și dispozitivele utilizate pentru încercări de coliziune cu pietonii. Regulamentul 78/2009 al CE , privind protec ția pietonilor ș i a altor utilizatori vulnerabili ai drum urilor, reglementează ca din 2015 sa fie în ăsprite condițiile din prescripi ția intrată în vigoare î n 2011. Euro NCAP a lansat o evaluare separată de acordare a calificativelor pentru vehiculele supuse la coliziuni cu pietoniiîn perioada 1997-2009. Începân d din 2009, scorul ob ținut la încercarea de impact cu pietonii a devenit o parte integrantă a sistemului global de rating. Figura2-1. Normativele EuroNcap privind testul de coliziune cu pietonii În domeniul accidentelor rutiere în care sunt implica ți pietonii, se găsesc cercetări sub diverese aspecte în [ 43], [44], [45], [47], [51], [53]. Multe modele privind analiza și reconstrucția 38accidentelor au fost utilizate și perfecționate de -a lungul anilor, de la modele simple, rela ții analitice [ 52], până la modele complexe incluse în aplica ții software specializate [ 31]. Eforturi pentru schimbarea designului păr ții frontale al autoturismului, cu scopulprotejării pietonilor, au început încă din anii 1970 [ 54]. Studii asupra vătămării pietonilor la vitez e de până în 40 km/h au fost făcute de Poh lak precum și în [55],[160], [18] . Este unanim acceptat faptul că impactul în zona membrelor inferioare ale pietonului cu un vehicul este puternic influen țat de sistemul bara de protecție utilizat [ 56], [160]. Prinprezentarea din acest capitol se dorește să afle în ce măsură partea din fa ță a autovehiculelor influențează cinematica pie tonuluiși nivelul de severi tate al traumatismelor craniene , deoarece este bine cunoscut faptul ca aceste leziuni sunt de foarte multe ori fatale. In urmacercetărilor exper imentale suprafața frontală a autovehiculului poate fi caracterizată de zone cu potențial diferit de vătămare la nivelul capului . Centrul capotei este definită ca suprafața încadrată la mai mult de 150 mm de orice muchie a capotei. Aria capotă – aripă incl ude suprafața capotei limitată la 150 mm de muchii precum și partea de sus a cadrului aripii. Suprafața din spate a capotei este cuprinsă între baza mare a parbrizului și o linie imaginară la 150 mm înaintea muchiei din spate a capotei ,Figura2-2. Datele culese din accidente reale arată că punctul de impact al capului pietonului es te distribuit complet aleator în limitele acestor regiuni, în func ție de viteza ș i profilul vehiculului, se poate ajunge la impact cu parbrizul sau cu montanții A[46]. Figura2-2. Delimitarea zonelor cu poten țial diferit de vătămare pe suprafața frontală a vehiculului Având o introspec ție în timp asupra evoluției gradului de pr otecție al pietonilor, se observă că în decursul unui deceniu și jumătate, începând cu sfârșitul anilor 90, nivelul de vătămare al pietonilor a scăzut substan țial,Figura2-3. Au concurat la aceste rezultate modificări ale arhitecturii autovehiculelor, precum și inovații constructive. ÎnFigura2-3, de la stânga la dreapta, sunt prezentate , ca o evolu ție în timp, zonele geometriei frontale ale unui autoturism cu potențiaul lor de vătămare asupra pietonilor (roșu=vătămări severe, verde=vătămări minore). Figura2-3.Nivelul de vătămare al pietonilor de către suprafa ța frontală a unui autoturism, evoluție în timp , sursa EuroNCAP 39Modelul multibody al pietonului poate fi un instrument bun pentru a analiza mi șcarea acestuia, din punct de vedere al cinematicii și dinamic ii impactului. Pentru validarea acestor modele au fost efectuate mai multe testări experimentale de coliziune. O bună corelare între teste și rezultatele simulărilor a fost găsită. Diferite forme de capotă pentru partea din față ale autoturismelor moderne au fo st utilizate pentru aceste crash – teste, cu scopul de a studia influența acestora asupra cinematicii pietonilor în timpul și după impact. Modelul multibody implică, de asemenea, capacitatea de a realiza diferite tipuri de pietoni (dimensiune și masă) aflați în diferite condiții inițiale (stând pe loc, în mers,în alergare) [20]. Noutatea abordării din această lucrare constă în studierea fazei de contact a impactului dintre un pieton, modelat ca un sistem multibody șiautoturismul format din corpuri de cont act ale căror geometrie poate fi modificată în func ție de profilul geometric al acestuia, în vederea determinării dependen ței dintre gradul de vătămare și designul frontal al autovehiculului. 2.2Considera ții asupra barelor de protecție Un rol important în dim inuarea impactului frontal sau din spate este d eținut de structurile elasticeși foarte rezi stente ale barelor de protec ție care, împreună cu lonjeroanele, absorb par țial forța de impact. Bara de protec ție a fost utilizată pentru a reduce daunele rezultate din coliziunile care au loc la viteze mai mici de 16 km/h vezi [39]și [40]. În timp, gradul de protec ție asigurat de bara parașoc a fost redus pe scala de importanță, aspectul estetic și aerodinamica autovehiculului fiind elemente mai importante. Apoi, s -a constatat că rigiditatea structurii barei de protec ție sau elementele sale de sprijin reprezintă elementul principal pentru protec ția pietonilor, deformarea acesteia trebuie produsă într -un anumit mod în care ar trebui să reducă for ța de impact asupra p ietonilor. Bara de protec ție, ca un subsistem simplificat, include o structură de sprijin și un element de consolidare de tip grindă curbat ă, două elemente absorbante de șoc, elemente de fixare și o mască elastică (fascia) ob ținută prin injectarea de mase termoplastice dure din policarbonat, poliuretan, polietilenă, polipropilenă de înaltă densitate, cauciuc termoplastic sau alte materiale cu proprietă ți similare. Bara para șoc este parte a sistemului care include absorbanții de șoc, de care aceasta este fix ată, cadrul frontal al mo torului, traversa radiatorului și elementele de fixare ale acestuia, precum și sistemul de iluminare frontal (faruri, semnalizatoare, proiectoare de ceață) acestora din urmă asigurâ ndu-le protecția. În unele lucrări s -a demonstrat că un sistem de bar ă parașoc adaptivă, construit din materiale cu proprietăți anizotrope, poate contribui semnificativ la la dezvoltarea conceptului „pedestrian friendliness” al geometriei frontale a autovehiculului. Totuși, până la implementarea acestui c oncept pe scară largă și asigurarea unui grad mare de fiabilitate a sitemului , suntîncănecesare ce rcetări de dezvoltare de produs [56]. 2.3Clasificarea autovehiculelor în func ție de designul frontal Profilul frontal al autovehiculelor, din punct de vedere geometric, poate fi determinat de o serie de parametri. Prin modificare a acestora se pot ob ține clase specifice de profile frontale ale autovehiculelor, în limitele unor coridoare geometrice . Acești parametri influențează dinamica coliziunii cu al ți participanți la traficul rutier, precum pietonii sau bicicliștii. ÎnFigura2-4 se prezintă profilul general al unui autoturism și elementele din geometria acestuia, care au rolul de parametri variabili și care influnețează cinematica și dinamica impactului cu pietonii. Trebuie men ționată evoluția continuă a designului autovehiculelor dar prin valori particulare ale fiecărui parametru, men ționat anterior, se poate obține o diversitate de modele. Prima versiune de clasificare a autovehi culelor [50], având ca bază unele cercetări ale asociației DEKRA pentru EEVC -WG17, con ține cele mai uz uale 6 profile frontale existente. Parametrii geometrici lua ți în calcul sun prezentați în tabelul următor. 40Figura2-4. Vehicul cu geometrie variabilă (VGV) schema Tabel2.1.Parametrii care definesc geometria frontală a autovehiculelor Simbolul Denumirea parametrului A Înălțimea muchiei frontale a capotei B Înălțimea muchiei superioare a barei paraș oc C Avansul barei para șoc în raport cu muchia frontală a capotei D Unghiul detrminat de dreapta ce trece prin muchia superioară a barei para șoc șimuchia frontală a capotei cu solul E Unghiul de înclinare a capotei Tabel2.2. Propunere EEVC-WG17 pentru stabilirea claselor de profile frontale ale autovehiculelor. [19] Înălțimea muchiei frontale a capotei [m]Unghiul de înclinare a capotei [°]Unghiul determinat de muchia superioară a barei para șoc și muchia frontală a capotei cu solul [°] Key profi l < 0.7 < 20 Trapezoidal profil Unghi mic de înclinare a capotei< 20 < 70 Unghi mare de înclinare a capotei> 20 < 70 Ellipsoidal profil Muchia frontală a capotei are raza > 0.25 m Pontoon profil > 70 Vertical profil (BOX) Plan de contact ver tical E 41Parametrii geometrici utiliza ți pentru stabilirea tipului de profil frontal au fost: Înălțimea muchiei frontale a capotei, măsurată până la sol. Unghiul de înclinare a capotei, raportat la o linie orizontală. Unghiul determinat de muchia super ioară a barei para șoc și muchia frontală a capotei cu solul. În aplicația PC-Crashse pot modifica o serie de parametri care definesc profilul frontal al unui autovehicul, ob ținându-se diverse geometrii frontale, în acord cu cl asificările anterioare. Parametrii modifica ți sunt prezentați în Figura2-5, iar corelarea dintre PC -CrashșiVGV este prezentată în tabelul 2.3. Figura2-5.Exemplu de fereastră a aplica ției PC-Crash unde pot fi modifica ți parametrii geometrici ai autovehiculului Tabel2.3.Coresponden ța între PC -CrashșiVGV (Vehicul cu G eometrieVariabilă) No. Param.Profil vehicul PC-CrashVehicul cu geometrie variabilăDescriere parametru P1 1 Înălțimea muchiei inf erioare a barei parașoc P2 2 B Înălțimea muchiei superioare a barei parașoc P3 3 A Înălțimea muchiei frontale a capotei P4 4 Înălțimea muchiei din spate a capotei (la baza parbrizului) P5 a C Avansul barei para șoc P6 b Avansul muchiei din spate a b arei parașoc față de muchia frontală a capotei 422.4Modelarea impactului autoturism -pieton Geometria autovehiculului poate avea un efect major asupra dinamicii accidentului. În aplicația PC-Crash,sepot realiza diferite forme de autovehicule. Geometria aces tuia poate să fie specificată folosind opțiunile din meniu rile pull-down ale aplicației, sau anumite detalii de formă 3D, DXF pot fi importate și atașate la un model existent [ 31]. În PC-Crashautovehiculele sunt modelate din corpuri rigide. Suprafa ța acestora este definită prin o serie de plane, definite de poligoane formate din triunghiuri. Forma și dimensiunile unui vehicul pot fi definite prin introducerea unor cote geometrice, sau prin utilizarea formelor detaliate, 3D importate din biblioteci predefin ite, salvate sub formă de fi șiere DXF. Se face aproximarea că pun ctul de contact dintre pieton și autovehicul se află pe suprafa ța unui plan ce define ște forma vehiculului. Astfel, deformarea acestuia este neglijată. Penetrarea elipsoidului estedistanțadintreunpunct de pe elipsoid”Pe”,undeplanul tangențialeste paralel cu planulcontactșiun punct de pe planulde contact „Pp”.Componentele tangențialeale forțeide contact sunt calculate folosind elipsoidul amintit,cucoeficientul de frecaredintrevehiculși pieton specificat șivitezarelativă a punctelor de contact .Forța de contact din elipsoideste aplicată cao forță externă asupravehiculului .Prin urmare ,influența impactului cu pieton ul,asupramișcăriipost-impacta vehiculului poate fianalizată.[31] Figura2-6.Descrierea contactului dintre autovehicul și corpul pietonului [PC-Crash] Autoturismul cu care s -au realizat o parte din simulări,are masa de1100 kg,iar uniiparametri aigeometrieifrontale au fost modificați în conformitate cu clasificarea dintabelul2.2. Masa vehiculului a fost stabilită în conformitate cu masa medie a clasei supermini pentruautovehicule de familie, în conformitate cu normele EuroNCAP. Simulările s -au realizat la viteza de 30 km/h, pietonul fiind pozi ționat în diverse ipostaze de mers.Din consideren te tehnice nu s -au realizat încercări experimentale la viteze mai mari de 30 km/h. Impactul dintre autoturism și pieton a fost frontal, de -a lungul axei longi tudinale, mediane a autovehiculului. Pietonul a fost pozi ționat pe partea median -dreapta a vând direc ția de mers perpendicular pe axa drumului, impactul primar fiind în zona membrelor sale inferioare din stânga, respectiv dreapta, în func ție de situația al easă,Figura2-7. În cadrul analizelor s -au variat parametrii “P5”- avansul barei para șoc, descris de muchia frontală superioară, “P2” – înălțimea de montaj a barei parașoc, de asemenea măsurată de la muchiasafrontală superioară și “P3”- înălțimea muchiei frontale a capotei. Diferența dintre parametrii “P2”– “P1” a fost constantă în tipul simulărilor . Unghiurile de înclinare a capotei, precumșicel dintre muchia superioară a barei para șoc și muchia frontală a capotei, notat cu “ D”, în conformitate cu schema din Figura2-5, au fost determinate, în acord cu sinteza asupra parametrilor geometriei frontale a v ehiculului din tabelul 2.2. Astfel pentru parametrul “D” avem relația: 43   523tanPPPaD (2-1) În urma simulărilor s -au determinat curbele de varia ție ale accelerațiilor și vitezelor la nivelul capului pietonului. Aceste informa ții au permis determinarea ulterioară a criteriului de vătămare a capului, HIC . Valorile criteriului HIC au fost ulterior corelate cu valorile unghiului “D”, pentru diverse profile geometrice ale autoturismului.           5.2 1212 212 1)(1 ,maxt tdttattttttHIC (2-2) Tabel2.4.Sintetizarea datelor referitoare la simulările efectuate pentru determinarea criteriului HIC. Înălțimea muchiei frontale a capotei “A” = “P3” [mm] Avansul barei para șoc “C” = “P5” [mm] Înălțimea muchiei superioare a barei para șoc “B”= “P2”30405060 7080 90100 450 XXXX X X X X 500 XXXX X X X X 550 XXXX X X X X 600 XXXX X X X X Metoda folosită pentru analiza datelor ob ținute în cadrul simulărilor cuprinde următoarele etape: Realizarea unei analize globale asupra accelera țiilor capulu i,într-un interval de timp specificat ; Determinarea unor sub -intervale de timp de interes maxim. Acestea sunt caracterizate de valorile accelera țiilor la nivelul capului ; Determinarea valorilor criteriului de vătmare capului, HIC ; Realizarea unor analize comparative a le valorilor HIC, cu scopul de a determina influen ța geometriei frontale a autovehiculului asupra cinematicii impactului și asupra vătămărilor pietonului.  Figura2-7.Exemplu de simulare cu m enționarea poziției pietonului 442.5Rezultate ob ținute și dicuții Pentru viteza de coliziune de 30 km/h, timpul la care apare impactul secundar (pietonul se lovește cu capul de zona capotă -parbriz) este 0.15până la 0.245 secunde,observându -se o ușoară descreștere a acestuia pentru înălțimea muchiei frontale a capotei de 900 mm, Figura2-8a, b, c. Odată cu cre ștereaînălțimiimuchiei frontale a capotei se observă cre șterea valorilor accelerațiilor capului, figura2.10. Accelera ția maximă creșteși eaodată cu înăl țimea muchie i frontalea capotei, ajungând până la valoarea de 72 g pentru această viteză de impact. -100.00000.0000100.0000200.0000300.0000400.0000500.0000600.0000700.0000800.0000900.0000 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 time [s]acceleration [m/s2]Head_sim_1_450_700 Head_sim_1_500_700 Head_sim_1_550_700 Head_sim_1_600_700 Figura2-8 a.Accelerația capului pentru înăl țimea muchiei frontale a c apoteide 700 mm 0.00100.00200.00300.00400.00500.00600.00700.00800.00900.00 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 time [s]acceleration [m/s2]Head_sim_1_450_800 Head_sim_1_500_800 Head_sim_1_550_800 Head_sim_1_600_800 Figura2-10 b.Accelerația capului pentru înăl țimea muchiei frontale a capotei de 800 mm 0.0000100.0000200.0000300.0000400.0000500.0000600.0000700.0000800.0000900.0000 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 time [s]acceleration [m/s2]Head_sim_1_450_900 Head_sim_1_500_900 Head_sim_1_550_900 Head_sim_1_600_900 Figura2-10 c.Accelerația capului pentru înăl țimea muchiei frontale a capotei de 900 mm 4501002003004005006007008009001000 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 Bumper advance [mm]HICmax HIC_450_700 max HIC_500_700 max HIC_550_700 max HIC_600_700 Linear (max HIC_450_700) Linear (max HIC_500_700) Linear (max HIC_550_700) Linear (max HIC_600_700) 01002003004005006007008009001000 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 Bumper advance [mm] HICHIC_450_800 HIC_500_800 HIC_550_800 HIC_600_800 Linear (HIC_450_800) Linear (HIC_500_800) Linear (HIC_550_800) Linear (HIC_600_800) 01002003004005006007008009001000 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 Bumper advance [mm]HICmax HIC_450_900 max HIC_500_900 max HIC_550_900 max HIC_600_900 Linear (max HIC_450_900) Linear (max HIC_500_900) Linear (max HIC_550_900) Linear (max HIC_600_900) Figura2-9.Variația criteriului HICîn funcție de parametrii P2, P3și P5 Odată cu avansul barei para șoc, parametrul “P5”, se observă o creștere a criteriului HIC, o excepție fiind valorile aproximativ constante în cazul înălțimii muchiei frontal e acapotei la 900 mm, iar înăl țimea muchiei superioare a barei fiind la 450 până la 550 mm față de sol, Figura2-9. Considerând parametrii “P2”, “P3” și “P5” se observă că pentru configurația la care înălțimea muchiei frontale a capotei este de 900 mm apar dispersiile cele mai mari ale valorilor criteriului HIC. Prin reprezentarea criteriului HIC în func ție de unghiul “D” se observă tendința de creștere a criteriului de vătămare odată cu descre șterealui “D”. Valoare aproape cons tantă a tendin ței de variație a lui HIC se obține pentru muchia frontală a capotei la 700 mm, Figura2-10. Dispersia criteriului HIC, în jurul curbelor de regresie care definesc tendin ța sa de variație, este mai pronunțată pentru înălțimea muchiei frontale a capotei la 800 mm. Valoarea medie, a criteriului HIC, mai mică pentru înăl țimea muchiei frontale a capotei de 900 mm, comparativ cu cea de 800 mm, se explică prin modificarea legii de varia ție a 46accelerației și prin modificare a intervalului de timp în care are loc impactul secundar (lovirea capului de zona capotă -parbriz). De asemenea dispersia valorilor criteriului HIC este mai mică. -100.000.00100.00200.00300.00400.00500.00600.00700.00800.00900.001000.00 30.00 35.00 40.00 45.00 50.00 55.00 60.00 65.00 70.00 75.00 80.00 „D” angle [degree]HIC valuemax_HIC_700_30 max_HIC_800_30 max_HIC_900_30 Linear (max_HIC_700_30) Linear (max_HIC_800_30) Linear (max_HIC_900_30) Figura2-10.Variația HIC în funcție de unghiul “D” 2.6Studiu experimental privind impactul autoturism -pieton Scenariul de impact Scenariul de încercări și aparatura utilizată sunt prezentate în Figura2-11.S-au analizat câteva situa ții particulare, considerate a fi rep rezentative în cazul accidentelor în care sunt impicați pietonii: Pieton trecând strada în mers sau în fugă prin fața autovehiculului. În toate cazurile impactul pietonului se produce în lateral șipoate fi pe partea dreaptă sau stângă, în func ție de direcția de deplasare. Acest tip de accident este reprezentativ, majoritatea pietonilor fiind lovi ți în lateral [ 53]. Ambele membre inferioare ala pietonului sunt în contact cu solul în momentul impactului, greutatea corpului fiind sus ținută pe acestea și nu de către un harna șament special . Autovehiculul rulează cu viteză constantă în momentul dinaintea impactului. Testele au fost filmate cu 125, respectiv 250 cadre pe secundă. 47 Figura2-11. Scenariul de impact și aparatura de măsurare [101], [115], [18] Pregătirea manechinului Pentru a îndeplini standardele de construc ție și distribuție a maselor, manechinul construit în laboratoarele Departamentului de Autovehicule și Transporturi, respectă datele de la mane chinul Hybrid III [42]. Acesta a fost i nstrumentat cu accelerometre triaxiale montat e în cap respectiv torace,Figura2-12. În timpul testelor manechinul s -a suținut singur, prin reglarea momentelor din articula ții, în toate postu rile analizate, nefiind necesa r un harna șament special de susț inere, precum în cazul manechinului Polar II, prezentat în [124]. S-au efectuat următoarele opera ții: Modifcarea maselor astfel încât acestea să aibă distribu ția pe segmente de corp ca în tabelul 2.5;  Reglarea momentelor din articula ții. Tabel2.5.Stabilirea maselor manechinului după[18],[115] Segmentul de corp Masa [kg] Cap 4.50 Gât 1.556.05 Torace 29.65 Brațe 4.00 Antebrațe cu plame4.3037.95 Tors 11.55 Femur 9.05 Gamba 8.4029.00 Masa totală 73.00 73.00 48Markeri speciali au fost aplica ți pe manechin cu scopul de a urmări mai bine cinematica segmentelor de corp, în timpul analizei grafice a filmărilor video. Lanțul de măsură folosit pentru înregistrarea datelor este preze ntat schematic în Figura2-12. Figura2-12.Scema lan țului de achițiție și măsurare a datelor [18], [115] Pregătirea autoturismului Pentru realizarea testelor asupra vehicul ului s-au făcut unele modificări, după cum urmează : Rezervorul de combustibil a fost golit, din motive de securitate ; Pentru determinarea cu exactitate a vitezei de deplasare a autovehiculului, s -a montat un dispozitiv tip roata a cincea; Partea frontală a fost vopsită în diverse culori, pentru a marca zonele cu poten țial diferit de vătămare a pietonului; Pe lateral au fost adăuga ți markeri lineari pentru a facilita analiza grafică a filmărilor; Dispozitive de tip Datalogger OMEGA SHOCK101 și DSD Pocket D AQau fost montate în vehicul pentru a înregistra decelera țiile acestuia. Derularea exeprimentelor Pietonul a fost pozi ționat în fața autoturismului, în postură de mers, perpendicular pe axa longitudinală a acestuia. Încercările au fost efectuate pe do uă autoturisme cu profle fronta le diferite. Viteza de impact mă surată în timpul testelor a fost de aproximativ 30 km/h, în toate cazurile analizate, viteză similară cu cea din majoritatea accidentelor în care sunt implica ți pietonii [ 46]. Primul autoturism are muchia frontală a capotei la 800 mm, cu el s -au efectuat primele două testări. Cel de -al doilea vehicul are muchia frontală a capotei la 710 mm fa ță de sol. Primul impact apare la nivelul tibiei, exact sub articula ția genunchiului, autovehiculul lovin d pietonul cu zona mediană a barei para șoc. Pentru viteza de impact de 29.18 km/h, impactul secundar apare la 210 ms, în corelare cu rezultatele simulărilor. Pentru testul 2 ,cu viteza de 30.21 km/h, impactul secundar se produce la 195 ms, iar pentru cel d e-al treilea, cu viteza de 4929.58 km/h, la 200 ms. Impactul secundar are loc în zona capotă -parbriz, pietonul lovindu -se cu capul la baza parbrizului. Piciorul în care a fost lovit pietonul la impactul primar a suferit fracturi în zona articula ției genunchi ului. Autovehiculul prezintă în urma impactului urme de zgâriere pe capotă și deformare cu spargere în zona parbrizului. Muchia frontală a capotei a suferit u șoare deformări în urma contactului cu zona femur -bazin a pietonului. Analiza datelor video confir mă existen ța celor trei faze principale ale impactului dintre autoturisme și pietoni: faza 1- contactul dintre autoturism și pieton, dureaza de la primul impact până la căderea/lansarea pietonului de pe vehicul. faza 2- faza de aruncare, durează din mom entul desprindereii pietonului de pe autovehicul, până la contactul acestuia cu solul; faza 3- contactul cu solul, în care pietonul alunecă/se rostogole ște pe sol, până ajunge în poziția finală. În lucrarea prezentă se face o analiză numai asupra fazei d e contact dintre autoturism și pieton. Contactul cu autoturismul Faza de contact dintre autoturism și pieton în postu ră de mers este detaliată în fi gura2.15. Primul contactare loc în dreptul genunchiului. În momentul imediat următor apare tendin ța de atragere a gambei sub vehicul, fenomen remarcat și în [59], [48]. Acesta apare datorită cedării articula ției genunchiului în momentul impactului. La 50 ms de la primulcontact se observă cum pietonul este lovit cu muchia frontală a capotei în zona femurului și impactul se tranferă către celălalt picior. Urmeză rotirea pietonului în jurul punctului de contact dintre femur și capotă, pentru ca la aproximativ 200 ms să lovească parbrizul cu capul, Figura2-13. Figura2-13.Secvențe pe durata cuprinsă în faza de contact cu autoturismul la 0, 50, 100, 150 and 200 ms, test 1 –pieton în pozi ție inițială de mers 2.7Influențe asupra coeficientului de rezistență aerodi namică prin modificarea pozi ției barei parașoc Studiu teoreticșiexperimental [105], [101], [98] Cercetarea experimentală a fost efectuată utilizând un model la scara 1:10 al automobilului de serie DACIA Supernova, automobil utilizat și în testele de impact cu pietonul . Macheta a fost executată din rășini sintetice și lemn și respectă fidel detaliile de exterior al e caroseriei automobilului real [101], [98]. Corespunzător dimensiunilor modelului testat, raportul de blocare a fost: %2,3100  ExperienteCameraModel AA. 50Pentru a îndeplini și condițiile referitoare la grosimea de deplasare a stratului limită raport ată la garda la sol a modelului și a lungimii de presiune constantă acesta a fost testat în configurația prezentată în Figura2-14.Astfel s-a optat pentru reprezentarea căii de rulare ca suprafață fixă, cu prag (punct de formare a stratului limită) [ 90]. Figura2-14.Configurația de testare a machetei automobilului În prima etapă au fost efectuate studii referitoare la curgerea aerului în jurul caroseriei prin metoda vizualizării curenților cu fum, pentru o viteză de referință în camera de testare hkmv /100 . În urma testelor efectuate s -a constatat că din p unct de vedere aerodinamic profilul frontal al caroseriei, în special datorită ba rei parașoc, influențează modul în care curentul de aer aval se ramifică în cele două componente principale [ 91] [93]: Curentul de aer care curge și se dezvoltă peste suprafeț ele caroseriei ; Curentul de aer care curge pe sub caroserie, în spațiul delimitat de geometria inferioară a automobilului și calea de rulare. După cum a fost demonstrat în [91], din punct de vedere aerodinamic, creșterea fluxului de aer pe ramura inferioar ă are ca efect o creștere a rezistenței aerodinamice a automobilului influentând negativ consumul de combustibil și stabilitatea acestuia. În desfășurarea unui pr oces CFD se parcurg trei etape [95], după cum urmează: pre -procesarea, soluționarea numerică, post-procesarea. Pre-procesarea este partea cea mai complexă și mai laborioasă a unui proces de modelare numerică. În această etapă au loc următoarele: stabilirea domeniului de calcul, în concordanță cu fenomenul studiat și elaborarea modelului geometric a l acestuia; discretizarea domeniului de calcul; impunerea condițiilor de curgere pe frontierele domeniului; stabilirea parametrilor ce definesc procesul studiat și a schemei de soluționare numerică (pot fi incluse și în etapa următoare). Soluționarea numer ică este etapa în care se rezolvă efectiv sistemul de ecuații ce definesc fenomenul studiat. 51În faza de post -procesare are loc vizualizarea și evaluarea rezultatelor obținute în etapa anterioară. Din punct de vedere al prezentării grafice a rezultatelor, t ehnicile CFD oferă numeroase facilități, acestea fiind unul din motivele pentru care sunt utilizate ca tehnici complementare celor de evaluare practică în suflerii. Studiul CFD a fost realizat pentru determinarea variației coeficienților aerodinamici de re zistență și portanțăxc șizc în funție de poziția barei parașoc, în acord cu cercetările efectuate în et apa anterioară a proiectului [101 ].În acest sens a fost studiată curgerea în jurul unui corp cu cotelele degabarit mm2883891044   , reprezentând un model simplificat de automobil la scara 1:4, de tip Ahmed, utilizat în numeroase studii de specialitate [ 95,96,97,99, 100].Simulările CFD au fost efectuate utilizând platforma de simulare ANSYS Workbench 12.0, cu tehnologii integrate pentru preprocesare (inclusiv modelare CAD), soluționare și postprocesare. Modelul original [ 95] [105],Figura2-15, este compus din trei secțiuni, după cum urmează: partea frontală, cu suprafețe curbe, cu raza de racordare mmR100; parte mediană, de secțiune dreptunghilară, constantă; parte posterioară, interschimbabilă, cu o suprafață de lungime mm222, constantă, înclinată sub un unghi, care în studiul inițial are valori în intervalul 400, cu pas de 5, corespunzătoare unui vehicul hatchback. Figura2-15.Geometria corpului generic de au tomobil, Ahmed 1984 Figura2-16.Geometria corpului g eneric de automobil echipat cu b ara parașoc frontală, 52pentru studiul curent Modelul este solidar cu suprafața camerei de testare ce reproduce calea de rulare, fixă, prin intermediul a patru supor ți cilindrici cu diametrul de mm30și lungimea de mm50.Cu acest model, în experimentul inițial a fost studiată înfluența unghiului de înclinare a suprafeței posterioare asu pra modului în care se formează și se dezvoltă trena de vârtejuri, determinându -se în același timp și valoarea coeficientului de rezistență la înaintare. Recent, odată cu dezvotarea și perfecționarea dispozitivelor de reproducere a mișcării relative dintre automobil și carea de rulare, precum cele ce utilizează covoare rulante, pentru acest corp au fost determinare și caracteristicile aerodinamice în efect de sol [ 97, 100], situație în care au fost efectuate și simulările pentru studiul curent, pe un corp A hmed echipat cu bara parașoc în secțiunea frontală și având unghiul de înclinare al suprafeței posterioare 35. Paramerii care au fost variați sistematic în acest studiu, pentru o lățime constantă mmh35 a barei parașo c, au fost, similar ca în cele anterioare: avansul barei parașoc:bd, calculat în planul de simetrie longitudinal )(zOxal modelului, pentru o valoare constantă a înălțimii la sol a barei parașoc înălțimea la sol a bar ei parașoc:bh, pentru avansul maxin studiat: maxbd. Capetele laterale ale barei parașoc sunt racordate cu 100R, urmărind conturul corpului de referință. Modelulul geometric, parametrizat , al corpul ui cu bară parașoc a fost realizat utilizând facilitățile modulului CAD al platfornei ANSYS Workbench și integrat într -un domeniu de analiză de forma unui paralelipiped dreptunghic Figura2-17cu următoarele dimensiuni raportate la cea de referință a modelului studiat (lungimea L): Figura2-17.Geometria domeniului de analiză  L5.2în fața modelului (după direcția axei ox); L6în spatele modelului (după direcția axei ox) ; L5.1în lateral (după direcția axei oz) și pe verticală (după direcția axei oz). 53Corespunzător a cestor dimensiuni, raportul de blocare pentru care au fost efectuate analizele este: %2100analizãde domeniuluisectiuniiAriamodeluluiareferintadesectiuniiAria . Pentru a beneficia de facilitățile oferite de platforma CFD utilizată, analizele au fost efectuate cu luarea în considerare a mișcării relative di ntre sol și corp, precum în [10 0].Astfel, în concordanță cu principiul de analiză prezentat în Figura2-18, pe frontierele domeniului analizat s-au impus următoarele condiții: pe nodurile de pe suprafețele ce def inesc corpul Ahmed a fost impus ca cele trei componente ale vitezei curentului de aer de referințăv să fie nule: 0 z y xννν , 222 zyxνννv   ; pe nodurile de pe suprafața ce definește solul au fost impuse condițiile 0 z yνν și vνx, activându -se opțiunea „moving wall” (suprafață în mișcare); pe nodurile ce definesc suprafața de intrare a domeniului, planul yOz, au fost impuse condițiile: 0 z yvv șivvx; pe nodurile ce definesc suprafața de ieșire din domeniu a fost impus ca valoarea presiunii (relativă la cea de referință luată în considerare) să fie zero: 0p. pe nodurile ce definesc suprafețele laterală și superioară, conside rate la o distanță suficient de mare de corpul Ahmed, unde curgerea nu este perturbată de prezența acestuia, a fost impusă condiția de „perete fluid” (free slip); pe nodurile ce definesc planul zox a fost impusă condiția ca acesta să fi e plan de simetrie (simulările fiind efectuate în condițiile unor curgeri permanente, pentru o mai bună gestionare a resurselor de calcul, s -a optat pentu analizarea curgerilor pentru o jumătate a domeniilor de calcul). Figura2-18.Principiul de analiză, cu reproducerea mișcării relative dintre corpul Ahmed și sol Analizele au fost efectuate în condiții de curgere permanentă, adiabatică, fără variații ale densității și vâscozității aerului atmosferic, co nsiderat la o temperatură și o presiune de referință K288aerT ( C)15aert , respectiv2N/m101325aerp . Viteză de referință considerată a fost smv /40 , precum în [ 95], corespunzătoare unui număr Reynolds6·1063.2Re. Pentru a obține o imagine concludentă a fenomenelor investigate, studiul s -a efectuat pentru: 54șase valori ale avansului barei parașoc: mm25)20,15,10,5,,0(bd pentru o valoare a înălțimii la sol a barei parașoc mmhb150; șase valori ale înălțimii la sol a barei parașoc mm180)170,160,150,135,,115(bh , pentru avansulbd maxin studiat . Aceste valori corespund unor rapoarte Ldb,Lhb precum în studiile efectuate în [101]. Pentru calculul variabilelor procesului, programul utilizat rezolvă ecuațiile complete Navier – Stokes mediate sub forma Reynolds (RANS), ecuația conservării masei de fluid (ecuația continuității) și ecuația conservării energiei (dacă e necesar). Modelul de turbulență utilizat a fost SST (Shear Stress Transport) tip -k, acest model asigurând o convergență bună a soluției pentru curgeri cu separație, în cazul în care se asigură o densitate corespunzătoare a punctelo r de calcul în zona de strat limită (minim 10 noduri) [1 03]. Analizele s -au considerat încheiate când valorile normele reziduale de convergență au scăzut cu cel puțin patru ordine de mărime, iar variația lor a devenit nesemnificativă pe parcursul ultimilor iterații. De asemenea, s -au mai avut în vedere următoarele criterii: variații ale rezultatelor intermediare sub %5.0, pe parcursul ultimilor iterații, pentru rezistența aerodinamicăxF: [%] 100 )1()1(     iXiXiX iXFFFF ; și forța de portanțăzF: [%] 100 )1()1(     iZiZiZ iZFFFF ; 100y pe suprafețele ce definesc pereți solizi [1 03]; distribuția mărimilor ce caracterizează procesul de curgere să fie una continuă, cu valori credibile (vezi figurile 2.21– 2.24); Pentru evaluarea rezultatelor, atât cantitativ cât și din punct de vedere calitativ, au fost studiate: variația presiunii pe suprafețele corpului Ahmed și la nivelul solului; variația vitezei curentului de aer în jurul corpului Ahmed și aspec tul trenei de vârtejuri; valorile forțelor aerodinamice, de rezistentă și portanță și a coeficienților aerodinamici corespunzătorixc șizc. Figura2-19.Variația p resiunii pe suprafețele corpului Ahmed și la nivelul solului, pentru cazul de referință, mmdb0[105], [101] 55 Figura2-20.Variația presiunii pe suprafețele corpului Ahmed și la nivelul solu lui, pentru mmdb20 și mmhb150[105], [101] Figura2-21.Variația vitezei curentului de aer în jurul corpului Ahmed, pentru cazul de referință, mmdb0[105], [101] Figura2-22.Variația vitezei curentului de aer în jurul corpului Ahmed, pentru mmdb20 și mmhb150[105], [101] Pentru fiecare dintre cazurile studiate, rezultatele obț inute sunt prezentate sub formă grafică , după cum urmează: variațiile coeficienților aerodinamicixc șizc în funcție de avansul barei Figura2-23. 56variațiile coeficienți lor aerodinamici în funcție de poziția pe verticală a barei Figura 2-24. Variațiilexc șizc au fost calculate cu relațiile: refxx xccc  ,refzz zccc  , unde fost considerate de referință, valorile co eficienților aerodinamici obținu te pentru cazul corpului Ahmed fără bară parașoc, mmdb0, valori care au fost comparate și cu datele experimentale prezentate în [10 0], utilizate și pentru validarea dimensiunii grilei de discretizare și a procedurii CFD adoptate. Figura2-23.Variația coeficienților aerodinamici cu avansul barei parașoc [101] Figura2-24.Variația coeficienților aerodinamici cu poziția pe verticală a barei parașoc [101] 57Din punct de vedere calitativ, prezența barei parașoc modifică doar local curgerea aerului în jurul corpului studiat, aspectul general al curgerii și tre na de vârtejuri fiind influențate decisiv de geometria posterioară a corpului. De asemenea, fapt relevat și de experimentele efectuate în tunelul aerodinamic, bara parașoc acționează ca un dispozitiv de separație (spliter) a curentului de aer din amonte, i nfluențând astfel pentru cazurile reale curgerea pe sub vehicul și în compartimentul motorului. Din punct de vedere cantitativ, rezultatele obținute evidențiază următoarele aspecte: Referitor la rezistența aerodinamică, variații semnificative apar doar pe ntru cazurile în care mmdb15 și mmhb150, corespunzătoare unor rapoarte:  %5.1Ldbraportul dintre avansul barei parașoc și lungimea modelului studiat, exprimat în procente;  %15Lhbraportul pro centual dintre avansul barei parașoc și lungimea modelului studiat. În acest context, din punct de vedere aerodinamic, se evidențiază necesitatea utlizării unor bare parașoc astfel profilate încât să conducă la apariția efectului Venturi între geometria in ferioară a automobilelor și calea de rulare, implicit și la generarea unei forțe verticale deportante. Rezultatele obținute evidențiază de asemenea, posibilitățile de analiză aerodinamică a caroseriilor de automobile în medii virtuale precum și utilitatea acestora. Ele permit o evaluare calitativă superioară metodelor experimentale clasice, deoarece oferă informații despre procesul de curgere și variația mărimilor ce -l caracterizează în intimitatea acestuia. Analiza detaliată a distribuției unor mărimi prec um coeficientul de presiune și/sau tensiunea tangențială de frecare face posibilă evidențierea contribuției locale la rezistența de înaintare și identificarea structurilor care generează vârtejuri, aceste informații fiind utile în procesul de optimizare a formei caroseriei. 2.8Concluzii În urma analizelor făcute pe baza datelor experimentale și ale simulărilor rezultă : Întoate situa țiile analizate experimental, cât și prin simulări valorile criteriului d e vătămare a capului sunt apropiate, ceea ce demonstreaz ă că metoda de analiză bazată pe sisteme multibody oferă foarte bune rezultate. Valorile ob ținute pentru HIC sut prezentate în tabelul 2.6. ÎnFigura2-26 s-au marcat aceste rezultate. Tabel2.6.Valorile criteriului HIC Item Simulare Experiment 1 274 283 2 262 297 3 139 170 Modelul multibody prezintă o bună corelare a rezultatelor cu încercările experimentale, în ceea ce prive ște cinematica și dinamica impactului, Figura2-13șiFigura2-25. Acuratețea rezultatelor ob ținute prin simulare cu metoda multibody integrată în aplicația PC-Crash este conformă cu realitatea, atunci c ând numărul datelor de intrare și complexitatea modelului este mare , fapt confirmat și în[123].Diferențe între simulări șiîncercările 58experimentale cu manechine special construite apar și în [122]. Figura2-25. Secvențe pe durata cuprinsă în faza de contact cu autoturismul la 0, 50, 100, 150 and 200 ms, simulare 1 – pieton în pozi ție inițială de mers O minimizare a criteriului HIC se observă în toate cazurile pentru parametrul „P5”, atunci când avansul muchiei superioare a barei de protec ție este mic; Criteriul HIC are valori minime de aproximat iv 200, pentru o înăl țime de 700 mm a muchiei frontale a capotei și de 450 mm a muchiei superioare a barei parașoc. Accelerațiile capului au avut valoare maximă de 72 g ,pentru 30 km/h viteză de impact. Coeficientul de rezistență aerodinamicăXc crește odată cu avansul barei parașocbd și înălțimea de montare pe verticalăbh, cu excepția ultimei situații analizate, pentru mmdb25 și mmhb180, evidențiindu -se astfel posibilitatea unor valori optime de montare a barei parașoc. Variația maximă axc este 004.0xc. [101] Pentru componenta verticală a forței aerodinamice rezultante, analizele efectuate relevă apariția forțelor deport ante, 0zc, acestea crescând odată cu avansul barei parașoc. Referitor la poziția pe verticală, și în acest caz este evidențiată posibilitatea unei poziții optime de montarea a barei parașoc, pentru care să se obțină forță deportantă mar e și rezistență aerodinamică mică. Variația maximă azc este 005.0zc .[101] -100.000.00100.00200.00300.00400.00500.00600.00700.00800.00900.001000.00 30.00 35.00 40.00 45.00 50.00 55.00 60.00 65.00 70.00 75.00 80.00 „D” angle [degree]HIC valuemax_HIC_700_30 max_HIC_800_30 max_HIC_900_30 Linear (max_HIC_700_30) Linear (max_HIC_800_30) Linear (max_HIC_900_30) Figura2-26.Valorilecriteriului HIC ob ținute pe ca le experimetală și prin simulare Minimizarea criteriului de vătămare a capului HIC se observă atunci când avansul muchiei superioare a barei de protec ție este mic; Negru = test 2 Rosu = simulare 2 Negru = test 1 Rosu= simulare 1Negru = test 3 Rosu = simulare 3 59Valori minime pentru criteriul HIC se ob țin, atunci când atât muchia frontală a capotei cât șiînălțimea muchiei superioare a barei para șoc se află la nivelul minim (în cazul configurațiilor analizate) . În cazul nostru este vorba de o înălțime de 700 mm a muchiei frontale a capotei și de 450 mm a muchiei superioare a barei parașoc. La viteza de impact de 30 km/h a ccelerațiile capului auatins valoarea maximă situată sub limitele impuse de ECE/96/79 de 80 g pe o durată de 3 milisecunde. 60 613POSTURI LE DE TIP OOP – OUT OF POSITION FACTOR DE CRE ȘTERE A RISCULUI DE VĂTĂMARE A PASAGE RILOR Scurt rezumat:Accidentele rutiere reprezint ă oparte cu urmări negative a le traficului rutier. Pentru solu ționarea problemelor apărute în urma unor astfel de evenimente sunt necesare cunoștințe interdisciplinare, de cele mai multe ori echipe complexe de ingineri, medici, juristi, experti conlucrând pen tru reducerea gravită ții urmărilor unor astfel de evenimente. Siguranța traficului rutier este o preocupare continuă exper ților și diferitelor organizații guvernamentale în scopul protejării vie ții participanților la el. Costurile accidentelor de circulaț ie au o pondere de 1-4% dinPIB-ul uneițări, în funcție de nivelul de dezvoltare a l acesteia. În lucrarea de fa ță se face o analiză a unor situa ții de vătămare provocate de umflarea airbagurilor când pasagerii unui autovehicul, sunt așezațiîn poziții neconforme. S -au analizat astfel cinematica capului, accelerațiile acestuia, precum și gravitatea leziunilor exprimate prin nivelul HIC, raportat la scala AIS. 3.1Considera ții generale Transportul terestru, cu autoturisme, reprezintă principala modalitate de c ălătorie pe toate tipurile de drumuri. Majorita tea participan ților la traficul rutier, ocupanți ai unui autovehicul respectă portul centurii de siguran ță și au o postură corectă în scaun. Există însă situații când unii ocupanți nu poartă centura de siguran ță sau când atenția le este distrasă din varii motive și aceștia nu stau corect pe scaun. O situație iminentă de accident, apărută în astfel de momente are de obicei urmări grave asupra stării de vătămare a pasagerilor vehiculului. Postura ocupan ților unui autovehicul, numită OOP Out O fPosition, cre ște riscul vătămărilor severeși letale. În accidentologie acest termen reprezintă pozi ția neconformă deședere a pasagerului unui autovehicul [64]. Spre exemplu, un caz comun observat în accidentele rutiere este poziția ocupantului care încearcă să ajungă la echipamentele de pe plan șa bord (ex. radio) [65], sau momentul de panică al pasagerului care nu este fixat în centura de siguran ță când autovehiculul frânează brusc [ 66]. Această situație prezintă interes p entru cercetători, deoarece mici schimbări ale pozi ției pasagerilor, pot avea urmări profunde în cinematica acestuia, în cazul coliziunilor, în special a celor frontaleșidin spate, a șa cum s-a evidențiat pe parcursul testărilor experimentale și a simulăr ilor teoretice [64]. Pe de altă parte deficien țele de alimentație din întreaga lume a condus la creșterea numărului de persoane supraponderale. Numai în Statele Uniteșansele de a deceda în cazul unui accident rutier sunt de 78%, spune Chris O’ Connor, CEO laHumanetics .Motivul este acela că o mare parte din segmentul popula ției cu date antropometrice medii devine tot mai voluminos , ceea ce atrage după sine posturi de sedere atipice în autovehicul [68]. În acord cu cele afirmate de Huelke, femeile și conducătorii auto de dimensiuni mici au șanse mai mari de a suferi leziuni faciale, în cazul câ nd airbagul se află în umflare [67]. Studiile de până acum s-au concentrat cu precă dere pe tipul de impact frontal.Acest fapt se datorează numărul ui mare al acestui tip de accidente ,deaproximativ 50%–65% din numărul total al acestora. (R Cuerden, et al, IRCOBI Conference, 2001), darși pentru că în timpul unui astfel de impact ocupan ții unuiautovehicul au t endința de a avea o mișcare înspre echipamentele de siguran ță montate în planșa de bord.Există multiple rapoarte referitoare la vătămările capului 62și gâtului, generate de umflarea airbagurilor. Leziunile în zona cap -gât cuprind traume faciale [71], fracturi ale coloanei cervicale [ 74,75] leziuni ale articula ției mandibulare [ 72], chiarși cazuri de decapitare [ 73]. În completare, există informa ții și asuprațesuturilor moi, incluzând aiciși vasele de sânge [ 76,77,78]. Ochii, în mod particular sunt vul nerabili la vătămările produse de umflarea airbagului , mai ales dacă ocupan ții poartă ochelari [ 79]. Pentru aceste organe pot apărea, printre altele, fracturi orbitale [ 80], detașări ale retinei [ 81,82]. Multe rapoarte indic ă sistemul airbag ca fiind res ponsabil de vătămările produse ocupan ților unui autovehicul, fiind chiar rechemări ale acestora pentru a li se dezactiva aceste sisteme sau pantru a fi inlocuite anumite componente. În majoritatea cazurilor aceste vătămări sunt minore (peste 96%). Majorita tea apar pe sistemele americane, unde airbagurile a u un volum mai mare, darși în țările europene sunt rapoarte privind diverese tipuri de leziuni [69]. Figura3-1. Schema standului de cercetare experimen tală În lucrarea de fa ță s-au analizat efectele umflării airbagului prin prisma vătămărilor provocate la nivelul capului ocupantului, considerând două posturi de ședere ale pasagerilor într -un autovehicul. Primul caz se referă la persoanele supraponderale care au tendin ța de a poziționa scaunul cât mai în spate pentru a avea o po stură lejeră în timpul mersului. P entru aceasta s -au modificat cotele „A”,”B”și”D” din tabel ul3.1. În cea de -a doua postură scaunul pasagerului este poziționat înainte, înspre p lanșa de bord, oferind o postură înghesuită de ședere. În ambele cazuri s-au luat în considerare pozi ții de ședere fixe, în care pasagerul nu este rezemat cu spatele în spătarul scaun ului ci stă aplecat înspre plan șa de bord la diverse distan țe față de ace asta, cota „F”, conform cu scenariile menționate în [65,66], vezi tabelul cu principalele cote. În ambele situații analizate dimensiunile ocupantului au fost aceleași. S -au efectuat 7 încercări experimentale pentru cele două posturi mai sus amintite: lejerăși înghesuită. Poziția în scaun a manechinului a fost aleasă astfel încât să reprezinte o postură de ședere nefirească dar realistă. O astfel de pozi ție, spre exemplu, poate apărea când pasagerul caută un obiect în torpedo. În industria automobilistică au fost propuse spre a fi cercetate și alte poziții BCG A D EFxz y 63extreme, pentru a fi evaluate în timpul accidentelor, când pasagerul interac ționează cu airbagul aflat în umflare. Riscul de vătămare a l pasagerilor cre ște în cazul posturilor de tip OOP [85]. Considerâ ndautovehiculul sta ționat, corpul pasageru lui este aplecat înspre înainte la diverse distanțe de planș a bord, s-a declanșat airbagul, acesta umflându -seși lovind în față pasagerul aflat într-o poziție neconformă. Standul de încercări constă într -un cap de manechin ata șat la un braț mobil acționat mecanic, care pivotează într -o mișcare similară cu a corpului pasagerului . Un stand asemănător este utilizat la Institutul Medical Civil al Administra ției Aviației din Oklahoma, el fiind descris în [128]. Brațul mobil înlocuie ște toracele și bazinul corpului uman. Modele teoretice cu mai multe grade de libertate ale ocupantului unui vehicul sunt prezentate și în[126]. În centrul de masă al capului au fost montate accelerometre pe direc țiile X;Y;Z. Capul de manechin este montat pe un gât confec ționat din cauciuc, are patru vertebre, find conectat la brațul pivotant. Dimensiunile principale de care s -aținut cont în analiză sunt prezentate în Figura3-1. Dimensiunile și cinematica acestor ehipamente sunt realizate astfel încât să înlocuiască un pasager adult care nu este asigurat cu centura de siguran ță și se află într -o postură de tip OOP . Tabelul 3.1. Cazul I „Postură relaxată ” A= 780 mm No.test. B [mm] C [mm] D [mm] E[mm] F [mm] G [mm] 1 890 140 160 650 340 850 2 890 140 160 650 280 850 3 890 140 160 650 240 850 Cazul II „Postură înghesuită ” A= 650 mm No.test. B [mm] C [mm] D [mm] E [mm] F [mm] G [mm] 4 950 140 350 650 340 850 5 950 140 350 650 310 850 6 950 140 350 650 280 850 7 950 140 350 650 240 850 Pentru toate cazurile se remarcă în primele etape ale umflării airbagului o proiect are a acestuia sub forma unei „lovituri de bici” la nivelul fe ței ocupantului ,Figura3-2. Aceasta, deși nu produce niv eluri mari ale accelera țiilor (în acest moment), poate provoca vătămări la nivelul ochilorși a țesuturilor moi ale feței. Figura3-2. Umflarea airbagului produce lovirea fe ței pasager ilor Schimbările bruște de accelerație, observate pe toate cele trei axe de măsurare, de la valori pozitive la unele negative, indică o puternică solicitare, care poate provoca leziuni la nivelul creierului prin (agitare și extruziu nea acestuia din calota craniană ). De asemenea ace ste accelerații se transmit și î nspre vertebrele cervicale unde pot provoca leziuni ale acestora sau ale măduvei. 643.2Postura înghesuită de ședere O succesiune a fazelor de umflare a airbagului este prezentată în Figura3-3. Umflarea airbagului se face în intervalul 0 -30 ms de la declan șarea acestuia. Impactul dintre capul ocupantului și airbag se încheie la aproximativ 65 -95milisecunde în func ție de distanța dintre capul ocupantului și acesta. În acest ca z airbagul love ște ocupantul în plină față. Figura3-3. Umflarea airbagului pentru postura înghesuit_240 Pe graficul accelera țiilor momentul de zero a fost triggerul care marca percepția loviturii dată de către airbagul în umflare la nivelul capului (lovitura de bici). Pornind de aici se observă o corelație, în funcție de distanța dintre cap și planșa bord (airbag pasager), cu valoarea impactului maxim. Astfel pentru F=240 mm impactul maxim are lo c în intervalul 10-20 ms, pentru F=280 mm impactul este maxim și are loc în intrevalul 20 -40 ms, iar pentru F=310 mm impactul maxim se resimte în intervalul 60 -80 ms. Pentru cazul F=340 mm se observă că lovitura fost minimă ca intensitate . 65-150-100-50050100150 0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2 time [s]X axis acceleration [g]D_240_inghesuit D_280_inghesuit D_310_inghesuit D_340_inghesuit -150-100-50050100150200250 0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2 time [s]Y axis acceleration [g]D_240_inghesuit D_280_inghesuit D_310_inghesuit D_340_inghesuit -350-300-250-200-150-100-50050100150 0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2 time [s]Z axis acceleration [g]D_240_inghesuit D_280_inghesuit D_310_inghesuit D_340_inghesuit Figura3-4.Accelerațiile capului pe axele X, Y, Z , postura îngesuit de ședere Pentru postura înghesuită de ședere nivelul maxim al accelerațiilor capului se obține la distanța de 280 mm față de planșa de bord (air bag). Valoarea criteriului HIC a fost calculată și sintetizată în tabelul 3.1. Pentru calculul HIC, î n conformi tate cu reglementările din [7 0] se poate utiliza ca domeniu de timp intreaga durat ă a impactului, o durată de 36 milisecunde, în acest caz vorbim de HIC 36și una de 15 milisecunde, pentru care se calculează HIC 15. 66          5.2 1212 212 1)(1 ,maxt tdttattttttHIC (3-1) unde 2 2 2 z y xaaaa    (3-2) este accelera ția rezulta ntă acentrului de masă al capului, mă surată în (g). Intervalul cuprins între t1și t2 reprezintă durata în timpcât are loc crash -ul, măsurată în secunde, pentru care valoarea HIC este maximă. În acord cu regulamentul European ECE/96/79 HIC 36≤ 1000iar accelerația rezultantă ≤ 80 (g)pentru o durată a impactului de 3 milisecunde. -50050100150200250300350400 0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2 time [s]Acceleration [g]D_240_inghesuit D_280_inghesuit D_310_inghesuit D_340_inghesuit Figura3-5. Accelera ția rezultantă la nivelul capului pentru postura înghesuit de ședere Durata maximă a impactului dintre air bagul în umflare și capul ocupantului este de aproximativ 35 -60 ms petru aceast ă postură, în func ție de distanța dintre cap și planșa bord. Tabelul 3. 2 F=240 mm F=280 mm F=310 mm F=340 mm Postura înghesuităaxmax(g) =49.8 aymax(g) =18 azmax(g) =33.4 axmin(g)=-117.2 aymin(g) =-74.9 azmin(g) =-61.4 amax(g)=132 HIC =198 40 ms HIC36 =200 HIC15 =248axmax(g) =111.4 aymax(g) =228.3 azmax(g) =86.5 axmin(g) =-133 aymin(g) =-96.3 azmin(g)=-293.4 amax(g)=348 HIC =1360 40 ms HIC36 =1520 HIC15 =3240axmax(g) =86 aymax(g)=108.8 azmax(g) =40 axmin(g) =-75.4 aymin(g) =-66 azmin(g) =-33.4 amax(g)=132.6 HIC =290 40 ms HIC36 =315 HIC15 =470axmax(g) =19.4 aymax(g) =4 azmax(g) =5 axmin(g) =-16.8 aymin(g) =-12 azmin(g) =-25.4 amax(g)=28 HIC =12 40 ms HIC36 =14 HIC15 =8.5 La distanța de 340 mm nivelul accelerațiilor este minim, în acest caz capul pasagerului find doar „șters” de către airbag, neexist ând ca în celelalte cazuri o flexie/extensie puternică a gâtului. Pentru distan ța 310 mm se observă o deformare în formă de „S” a gâtului manechinului, în celelalte cazuri existând doar o mi șcare de flexie/extensie puternică a acestuia, cea mai violentă 67fiind la F=280 mm. Aceasta poate provoca leziuni grave ale gâtului în cazul în care se depă șește limita de rezisten ță a vertebrelor cervicale și a discurior intervertebrale . Pin deplasarea relativă a vertebrelor una fa ță de cealaltă pot apărea secținări ale măduvei spinării. Figura3-6. Solicitarea în formă de „S” agâtului 3.3Postura lejeră de ședere O succesiune a fazelor de umflare a airbagului este prezentată în Figura3-7. Umflarea airbagului se face, ca în cazul precedent, în intervalul 0 -30 ms de la declan șarea acestuia. Impac tul dintre capul ocupantului și airbag se încheie la aproximativ 8 5-105milisecunde în func ție de distanța dintre capul ocupantului și acesta. Figura3-7. Umflarea airbagului pentru postura lejer_240 68Figura3-8. Înclinarea bra țului mobil în cele două cazuri analizate În acest caz unghiul de înclinare al bra țului mobil al standului este mai mare, raportat la postura deședere normală (cu spatele rezemat în spătarul scaunului), Figura3-8. Direcția de umflare a airbagului și poziționarea trunchiului împreună cu capul ocupantului duc la lovirea acestuia de către airbag în zona frontală și nu în plină față ca în cazul precedent, gâtul fiind mai puternic solicitat la flexie -extensie. Practic ocupantul este lovit cu partea inferioară a pernei de aer. Ca în cazul anterior momentul de zero a fost triggerul care marca perceperea loviturii dată de către airbagul în umflare la nivelul capului (lovitura de bici). Pornind de aici se observă o corelație, în funcție de distanța dintre cap și planșa bord (airbag pasager), cu valoarea impactului maxim. Astfel pentru F=240 mm impactul maxim are loc în intervalul 0.02 -0.055 secunde, pentru F=280 mm impactul este maxim și are loc în intrevalul 0.025 -0.07 secunde. Pentru cazul F=340 mm se observă că lovitura fost minimă ca intensitate. Pentru postura lejeră de ședere nivelul maxim al accelerațiilor capului se obține tot la di stanța de 280 mm fa ță de planșa de bord (airbag). Valoarea criteriului HIC și a accelerațiilor maxime respectiv minime a fost sintetizat ă în tabelul 3.3. Tabelul3.3 F=240 mm F=280 mm F=310 mm F=340 mm Postura relaxatăaxmax(g) =38.3 aymax(g) =90 azmax(g) =92.3 axmin(g) =-95.5 aymin(g) =-29.8 azmin(g) =-58.4 amax(g)=121 HIC =605 50 ms HIC36 =550 HIC15 =390axmax(g) =50.7 aymax(g) =49.3 azmax(g) =98 axmin(g) =-62.4 aymin(g) =-70.8 azmin(g)=-122.3 amax(g)=133.6 HIC =450 50 ms HIC36 =545 HIC15 =338axmax(g) =n/a aymax(g) = n/a azmax(g) = n/a axmin(g) = n/a aymin(g) =n/a azmin(g) =n/aaxmax(g) =30.7 aymax(g) =17.9 azmax(g) =50.7 axmin(g) =-15.8 aymin(g) =-30.4 azmin(g) =-42 amax(g)=51.8 HIC =84 50 ms HIC36 =70 HIC15 =47 αα’ 69-120-100-80-60-40-200204060 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 time [s]X axis acceleration [g]D_240_lejer D_280_lejer D_340_lejer -80-60-40-20020406080100 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 time [s]Y axis acceleration [g]D_240_lejer D_280_lejer D_340_lejer -140-120-100-80-60-40-20020406080100120 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 time [s]Z axis acceleration [g]D_240_lejer D_280_lejer D_340_lejer Figura3-9.Accelerațiile capului pe axele X, Y, Z , postura relaxat de ședere Durata maximă a impactului dintre airbagul în faza de umflare și capul ocupantului este de aproximativ 55 -65 ms pentru postura lejeră de pozi ționarea ocupantului în scaun. 70020406080100120140160 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 time [s]Acceleration [g]D_240_lejer D_280_lejer D_340_lejer Figura3-10. Accelera ția rezultantă la nivelul capului pentru postura relaxat deședere Figura3-11. Corelarea HIC -AIS [86] În conformitate cu figura HIC -AIS [86]și cu tabelul 3.4, în care sunt prezentate leziunile la nivelul capului în func ție de valoarea HIC, preluat din [ 87], se observă că pentru majoritatea situațiilor analizate valorile HIC se încadrează la valori care produc leziuni minore pe scala AIS. Excepție este cazul posturii înghesuite, cu distanța F=280 mm față de planșa bord unde valoarea HIC depă șește pragul de 1000, în acest caz av ând AIS>3. pentru acest caz HIC 36și HIC 15 au valori care provoacă decesul. Tabel 3.4 [87] 713.4Concluzii Postura de ședere în scaun, pentru ocupantul locului din dreapta față al unui autoturism, poate influența gradul de vătămare al acestuia în funcție de reglarea poziției scaunului. S -au analizat două posturi neconforme, numite Out of Posi tion OOP, înghesuit și lejer, fiecare dintre ele având un anumit poten țial de vătămare. Dintre cele două posturi de ședere analizate rezultă că postura î nghesuit provoacă leziuni mai mari ale ocupantului atunci cand distan ța dintre capul pasagerului și pla nșa bord este de 280 mm. Pentru pozițiile extreme F=240 mm ș i F=340 mm, postura înghesuit provoacă valori HIC mai mici decît postura lejer la acelea și distanțe față de planșa bord. Figura3-12. Valorile H IC obținute, pentru cele două posturi analizate Pentru reducerea num ărului de vătămări ale pasagerilor unui autovehicul, afla ți în OOP, un rol important îl constituie nivelul de educa ție rutieră, nu numai al conducătorilor auto, cât și al pasagerilor. Cam panii în acest sens trebuiesc luate încă de la vârste fragede, prin educa ția tinerilor în școli și nu numai. Durata impactului dintre capul pasagerului și airbagul în umflare este mai scurtă în cazul posturii înghesuit de ședere, aceasta fiind reflectată p rin nivelul mai ridicat al accelera țiilor capului. Vătămarile gâtului pot fi severe, prin deformarea acestuia în formă de „S” sunt solicitate puternic vertebrele cervicale. Viitoare cercetări în tehnologia de dezvoltare a sistemelor airbag sunt necesare cu scopul de a reduce vătămările provocate de acestea. Aceste modificări trebuie făcute în conjunc ție cu dezvoltarea celorlalte sisteme de re ținere a pasagerilor [69]. 72 734ASPECTE PRIVIND DISI PAREA ENERGIEI DE IMPACT ÎN STRUCTURA DE REZISTE NȚĂ A AUTOVEHICUL ULUI Scurt rezumat: În acest capitol sunt abordate o serie de aspecte privind preluarea energiei de impact de către structura de rezisten ță a autovehiculelor. Astfel prin metode energetice se determină coeficientul de rigiditate a l structurii frontale a autoturismelor, se analizează influen ța promotorilor de deforma ție asupra rigidită ții lonjeroanelor și se fac analize privind impactul cu bariera rigidă înclinată la diverse unghiuri ,ținând cont c ă o mare parte a accidentelor de circulație nu se desfășoară după normativele din principalele regulamente privind omologarea acestora. 4.1Considera ții generale Evaluarea capacității structurilor de autovehicule de a disipa energia de impact prezintă o mare importanță. Astfel fiecare element al unei structuri trebuie s ă aibă un rol bine definit și o anumită capacitate de disipare a energiei. Prin analize structurale, în funcție de unghiul de înclinare a lonjeroanelor pot avea loc deformații prin încovoiere sau prin comprimare axială. Unghiul de înclinare longitudinală a lonjeronului, la care tendința de deformare devine de comprimare axială, dintr -o tendință de deformare prin încovoiere, se numește 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 deformației acestuia cu 60%, în timp ce durata de deformare a structurii se dublează [132]. În timpul proiectării structurilor de rezistență a caroseriilor se utilizează de obicei două considerente majore: De absorbție a ene rgiei cinetice a autovehiculului și rezistență; De a putea susține procesele de deformare din timpul accidentelor și de a menține integritatea pentru compartimentul pasagerilor. În ceea ce privește absorbția energiei, din practică s -au stabilit două modur i de solicitări apărute: deformarea axială și încovoierea. Deformarea axială, Figura4-1, poate fi atinsă numai în cazul structurilor care absorb energie în timpul unui impact frontal sau din spate, la un unghi demaxim 5÷10 grade față de axa longitudinală a autovehiculului. Ca atare majoritatea componentelor unui autovehicul vor suferi solicitări complexe de deformare axială și încovoiere. Moduri mai complexe de solicitare, incluzând aici și torsiunea, pot să apară în funcț ie de configurația impactului [131]. Figura4-1 Deformarea axială a unui tub cu pereți subțiri [149] Deformările axiale, absorb cea mai mare cantitate de energie, dar sunt și cel mai greu de realizat în cadrul structurilor datorită instabilităților care apar. Încovoierile, Figura4-2, care 74implică apariția unor mecanisme de tip balama, preiau mult mai puțină energie în cazul coliziunilor. În timpul crashului chiar și structurile proiectate să se deformeze axial se vor distruge prin încovoiere, dacă nu sunt urmate reguli stric te pentru mărirea stabilității și rezistenței la încărcări unghiulare. Figura4-2 Deformare prin încovoiere a unui lonjeron [150] Flambajul unei componente din structura de rezistență a autovehiculelor poate fi local, dacă deformările (cutele) au caracter local și general, dacă întreaga componentă se deformează într -un mod condiționat, pri ntr-un mecanism în care apar articulațiile plastice. În timpul procesului de deformare apar zone unde tensiunile apărute în material depășesc limita de curgerec. Aceste zone au fost denumite articulații plastice, iar pe parcursul for mării unui pliu în material apar trei articulații plastice în punctele „A”, „B” și „C”, Figura4-3 [132]. Figura4-3 Mecanismul de apariție a l articulațiilor plast ice În teoria tuburilor cu pereți subțiri s -au dezvoltat diverse modele în care se utilizează plasticitatea cinematică. Astfel în [ 131] expresia pentru sarcina medie în cazul accidentelor a rezultat din bilanțul energetic, ținând cont de deformație este d ată de: 3/13/127.38    tCM Fo m (4-1) Unde avem Mo– momentul plastic; 42 00tM   (4-2) u     )95.09.0(0 (4-3) u- rezistența la tracțiune a materialului; t– grosimea peretelui tubului cu pereți subțiri; 75 2dbC (4-4) „b” și „d” – laturile unui pro fil cu pereți subțiri având formă rectangulară. S-au dezvoltat și metode cvasi -analitice care pornesc de la premisa ca barele de tip cutie cu pereți subțiri, c ompuse din elemente de tip placă și supuse la compresiune axială, vor flamba local când efortul c ritic este atins. Flambajul local inițiază procesul care duce la o eventuală deformare și ulterior la plierea tubului. Rezistența la deformație a secțiunii este în strânsă legătură cu raportul grosime/lățime „t/b” și cu proprietățile materialului. Pentru r apoarte „t/b” foarte mici (t/b=0.0085 -0.016), reprezentând așa zisele secțiuni “non -compacte”, modul de deformare al unei secțiuni va fi influențat predominant de geometrie, din moment ce rezisten ța la flambaj local este considerată sub limita de curgere a materialului. În Figura4-4, se prezintă un exemplu privind modul de deformație a secțiunilor “non -compacte”, acesta fiind caracterizat prin mari cute neregulate care reprezintă reminiscențe ale plierii. Aceste cu te dau naștere la instabilitatea modului de îndoire, flambaj global [ 131]. Figura4-4. Mod de pliere a unui tub cu pereți subțiri având raportul „t/b” mic [ 131] Pentru rapoarte „t/b” mari, caracterizând s ecțiuni de tip “compact” la care rezistența elastică la flambaj depășește limita de curgere a materialului, este de așteptat ca proprietățile de rezistență ale materialului să influențeze modul de deformare și în consecință, stabilitatea post – flambajului. Modul de deformare din acest caz, arătat în Figura4-5, va fii foarte stabil chiar și în prezenta unor imperfecțiuni considerabile de geometrie sau de încărcare. Deoarece “compactitatea” unei bare comprimate axial afectează stabilitatea deformației, este important să se stabilească când o secțiune devine “non -compactă” și ajunge să se distrugă. Figura4-5. Mod de pliere a unui tub cu pereți subțiri având raportul „t/ b” mare [ 131] Potivit lui Mahmood și Paluszny [ 164], pragul raportului „t/b” este dat ca: 762/12148.0      E bt y   (4-5) Unde „E” este modulul de elasticitatea al lui Young și „ ” coeficientul lui Poisson. Energia necesară pentru formarea unui pliu, ținând cont de Figura4-6 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 circumferința tubului. Figura4-6 Componentele de încovoiere (sus) și întindere (jos) ale tuburilor cu pereți subțiri de secțiune circulară (a) și patrat (b) [163] Expresia energiei conform [ 132] este: intLEEinc  (4-6) c c c ltlRmRmE     2 2 22 2 2 (4-7) Unde avem: 2 41t mc c - momentul plastic pentru formarea unui pliu pe unitatea de lungime; c- limita de curgere a materialului; t– grosimea peretelui tubului cu pereți subțiri; R– raza tubului cu pereți subțiri; l– lungimea u nui pliu. 4.2Cerințepentru realizarea autovehiculului „sigur” Pentru a înțelege mai bine obiectivele spre care tind constructorii de automobile se cuvine a face o scurtă incursiune în legislația existență în domeniul siguranței pasive interioare a automobil ului. Teste de coliziune se fac în SUA de către NHTSA (The National Highway Traffic Safety Administration), precum și în Europa prin asociația EURONCAP. Programul NCAP (New Car Assesment Programme) a preluat o parte din procedurile de încercare stabilite d e FMVSS 208 și are drept scop promovarea competiției între fabricanții de autovehicule prin proiectarea și producere a de autovehicule sigure. Programul trebuie să realizeze teste de coliziune și să prezinte rezultatele obținute publicului, într -o manieră s implă și inteligibilă, astfel încât cumpărătorul să poată face o alegere cât mai corectă. 77Fiecare caz de accident este unic. O temă privind măsurile care ar trebui să îmbunătățească siguranța ocupanților în cazul coliziunilor frontale implică: Reducerea in truziunilor; Îmbunătățirea sistemelor de reținere, care țin ocupanții departe de contactul cu suprafața automobilului; Asigurarea că suprafețele interioare ale autovehiculului sunt bine protejate cu materiale absorbante ale șocului; Amplasarea suprafețelor cu potențial mare de vătămare cât mai departe de ocupanți. Un prag limită acceptabil al decelerațiilor pe care le poate suporta corpul omenesc obligă constructorii să realizeze autovehicule cu structuri frontale deformabile controlat și după anumite legi de variație a decelerațiilor. Tronsoanele frontale ale lonjeroanelor sunt prevăzute cu ini țiatori de deformare, ace știa având rolul de a controla modul de preluare a energiei și deformarea părții frontale. Energia trebuie preluată în mod continuu și progresiv. Soluțiile alese pentru îndeplinirea acestor deziderate cuprind utilizarea de structuri cu profile variabile, cu grosimi diferite ale pereților, utilizarea de materiale cu rezistențe mecanice diferite precum și realizarea unor inițiatori de deformare. Aceștia au rolul de a ajuta structura autovehiculului să se deformeze plastic în anumite zone . Modul în care se pot prelucra ini țiatorii de deformare constă în realizarea prin ambutisare (în cazul materialelor metalice) aunor pliuri pe laturi, pe muchii, combinat sau prin realizarea unor decupări pe fe țele lonjeroanelor, Figura4-7. Ambutisările pot aveao formă convexă, sau concavă, în func ție de maximul sau minimul undei de deformare a materialului. Absen ța inițiatorilor de deforma ție ar duce la încovoierea lonjeroanelor, cantitatea de energie absorbită în caz de impact fiind mult diminuată [158]. Figura4-7 Inițiatori de deformare prevăzuți în partea frontală a l onjeroanelor [158] Secțiunea transversală a lonjeroanelor influențează în mare măsură capacitatea de absorbție a energieiși modul de deformare. Secțiunile cel mai des întâlnite sunt cele dreptunghiuluare, ele fiind mai u șor de realizat tehnologic, cu diverse rapoarte ale lungimii laturilor. Sec țiunile circulare sau elipsoidale, de și au o rigiditate mai mare prin comparație cu cele dreptunghiulare, sunt mai greu de ob ținut tehnologic . ÎnFigura4-8se prezintă rezi stența la compresiune a lonjeroanelor cu diverse sec țiuni transversale, forma patrat, fiind de referință. 78 Figura4-8 Tipuri de sec țiuni utilizate la construcția lonjeroanelor și gradul de rezistență la compresiune statică [158] Rigiditatea lonjeroanelor crește începând cu zona frontală, în punctul de prindere cu bara parașoc, ajungâmd ca la partea terminală dinspre habitaclu acesta să fie nedeformabil pentru a nu produce deformări ale spa țiului destinat pas agerilor. Prin proiectare lonjeroanele trebuie să asigure deformări diferite pe lungime, mai mult în partea din fa ță și mai puțin în zona de îmbinare cu compartimentul pasagerilor. Secțiunile transversale complexe precum cele multilobare, Figura4-9,sau cele hexagonale absorb o cantitate mai mare de energie de impact, având în acela și timp o lungime de deformare mairedusă [169]. Dezavantajul acestora constă în posibilitatea de a ata șa cu ușurință pe acestea a elementelor de sus ținere a motorului sau suspensiei. Figura4-9 Exemple de lonjeroane cu inițiatori de deformație, sus și cu diverese sec țiuni pe lungime, jos [158] Utilizarea pe scară tot mai largă a aluminiului în construc ția de autovehicule a permis realizarea de profile extrudate complexe pentru structura de rezisten ță a autovehiculelor. 79Industria o țelurilor a propus utilizarea tablelor de rezisten ță mare de tip Transformation Induced Plasticity (TRIP) sau cele ob ținute în dublă fază de martensită și grafitare Dual Phase (DP). Audi a dezvoltat tehnologia ASF (Aluminium Space Frame) pentru modelele sale din gama A2până la A8. Această tehnologie constă din combinarea unor elemente turnate sau extrudate din aluminiu interconectate cu ajutorul tehnicilor și organelor de asamblare (bolțuri, șuruburi, nituri, sudura laser, adezivi), care formează scheletul de rezisten ță al autovehiculului , peste care se adaugă modulele laterale, capota, plafonul, etc.[ 158]. Pentru produc ții de serie mică, unde și profitabilitatea este redusă, firma Lotus a propus conceptul de arhitectură reconfigurabilă și versatilă VVA (Versatile Vehicle Arhitecture) prin care se utilizează elemente de îmbinare turnate, cu o formă complexă, a mplasate în puncte cheie. Aceste elemente sunt denumite noduri și sunt amplasate în cele patru puncte extreme care delimitează compartimentul pasagerilor. Ele sunt apoi îmbinate cu ajutorul unor elemente mai simple extrudate, generând astfel diverse tipuri și dimensiuni de autovehicule, în func ție de cerințele pieței. Pentru a mări energia de impact absorbită în cazul unui impact frontal decalat este necesară adoptarea unor soluții c are permit deformarea plastică în anumite zone ale ambelor lonjeroane astfel încât, indiferent de cât de încărcat este unul dintre ele, preluarea efortului să poată fi făcută și de celălalt fără r uperea legăturilor transversale. Ansamblul celor două lonjeroane va fi astfel capabil să preia o încărcare specifică superioară celei s uportate de unul singur. Încărcarea specifică definește efortul de întindere pentru deformarea asociată, care o dată depășit determină mărirea deformării respective. Prin includerea în zona frontală a fiecărui lonjeron „Ls”, „Ld”, pe partea sa interioară ș i exterioară a unor elemente inițiatoare/ promotoare de deformare plastică „Pd”, așa cum sunt cele din Figura4-10, energia de impact este canalizată pentru deformarea zonelor respect ive cu o rezistență mai scăzută , altfel, întreaga energie ar fi transmisă prin masa rigidă a lonjeroanelor spre habitaclul pasagerilor. În cazul impactului frontal decalat, forța „F” determină comprimarea plastică a lonjeronului „Ls” aflat pe partea impactului, iar prin intermediul barei de protecție „Bp” întinderea suplimentară a lonjeronului „Ld”, situat de cealaltă parte a vehiculului. Îndoirea lonjeronului „Ld” va absorbi o cantitate suplimentară din energia de impact (aproximativ 10 ÷ 20%) reducând apreciabil sau eliminând complet f orța de penetrare înspre habitaclu. Figura4-10 Dirijarea energiei de impact prin elemente promotoare de deformație PdBp BpLd Ls 80Modelele matematice ale autovehiculului au evoluat odată cu dezvoltarea sistemelor informatice și de calcul, ajungându -se astăzi la modele virtuale complexe, capabile să țină seama de aproape toate caracteristicile geometrice și fizice ale materialelor. 4.2.1Modele matematice simple ale impactului dintre autovehicule Una dintre situațiile cele mai simple de coliziune constă dintr-o masă „M” aflată într -o mișcare de translație „x” cu o viteză „v” și un corp de masă „M0” aflat în repaus. Pentru masa corpului în mișcare se va ține cont de rigiditatea acesteia, reprezentată printr -un resort, corpul în repaus fiind considerat rigid. Figura4-11 Model matematic simplu al coliziunii cu un perete nedeformabil Considerând coliziunea ca fiind o ciocnire plastică, din aplicarea teoremei impulsului pentru celedouă corpuri înainte și după impact se va obține:  ’ 0vMMvM    (4-8) Din bilanțul energetic pentru sistemul de corpuri , energia cinetică inițială a corpului de masă „M” se transformă în energie cinetică a sistemului de corpuri cuplate și o energie de deformație a corpului de masă „M”. Astfel se va obține:   defEvMMvM  2 22′ 02 (4-9)   2 22′ 02vMMvMEdef  (4-10) Din relația 4.8 se obține viteza după impact: 0′ MMvMv Și înlocuind viteza după impact în relația 4.10 avem           022 2 02 0 2 122 2 MMM vMEv MMM MMvME defdef (4-11) Ținând cont de ipoteza iniția lă în care am precizat existența unei rigidități pentru masa „M” a sistemului de corpuri putem scrie că energia de deformație este dată de: 22xkEdef (4-12) Din ecuațiile 4.11 și4.12 se va obține deformația maximă a corpului de masă „M”:      02 1MMM kvMx (4-13) 81Dacă masa „M 0” se consideră a fi mult mai mare decât masa „M”, adică se are în vedere ciocnirea cu un perete nedeformabil, din4.13 avem: kMvx  (4-14) Sistemul ajunge la un singur grad de l ibertate și are legea generală de mișcare a unei mase „M” dată de: 0  xkxcxM (4-15) unde: M – masa; c – coeficientul de amortizare al structurii; k – coeficientul de rigiditate al structurii; x – deformația structurii. Aceasta admite soluții de forma: )sin(2)cos(1 t ct cx       (4-16) Unde avem: Mk (4-17) La momentul inițial corpul „M” se află în repaus, deci condițiile inițiale sunt:     000 vxxx t (4-18) Se obține astfel din 4.16 și4.18 )sin(tvx   (4-19) Timpul cât are loc impactul se determină cu relația: kMtt 22  (4-20) 4.2.2Modele matematice complexe ale automobilului Prin utilizarea de modele ale autovehiculului cu mai multe mase, Figura4-12, se pot face analize complexe asupra factorilor care influențează comportamentul structurilor de rezistență a automobilului și deci, implicit asupra omului. Figura4-12 Model multimasă al autovehiculului 82Modelul matematic echivalent se poate obține prin rezolvarea ecuațiilor de tip Lagrange 0       i ic xW xE dtd(4-21) Unde „Ec” reprezintă energia cinetică a sistemului de mase iar „W” energia potențială de deformare. 22 1212      n jjjn iii c xk WxM E (4-22) Modelul matematic echivalent are forma:  0   xkxM (4-23) Unde între paranteze avem matrici le maselor și rigidităților iar între acolade vectorii accelerațiilor respectiv deformațiilor. Sistemul de ecuații se rezolvă prin integrare numerică , folosind metoda Runge -Kutta. Din punct de vedere al analizei și reconstituirii accidentelor de circulați e este avantajoasă utilizarea diagramelor experimentale pentru determinarea energiei disipate și a rigidităților structurilor, deoarece aceste date, de regulă nu sunt la dispoziția experților în domeniu. Aceasta cu atât mai mult cu cât interesul major cons tă în aflarea energiei disipate și a rigidității în funcție de dependența vitezelor, accelerațiilor și deformațiilor, de timp. Pentru calcularea mărimilor enumerate mai sus se parcurg următoarele etape: Determinarea funcțiilor viteză -timp și deformație -timp; Calculul dependenței viteză -deformație; Determinarea energiei disipate în funcție de deformație; Calculul rigidității structurii. Pornind de la acest tip de modele prin modificarea valorilor constantelor de rigiditate pentru diferitele subansambluri ale structurii frontale se vor obține legile de deformație, viteză și accelerație ale maselor autovehiculului și ocupantului . Prin analiza diverselor variante simulate, imaginea obținută oferă informații despre modificările care trebuie aduse părții frontale a autovehiculelor, astfel încât nivelul deformațiilor autovehiculului și cel al decelerațiilor suferite de ocupanți să ofere condiții de supraviețuire în caz de accident. În realitate modele le simple se aplică doar în cazul reconstituirii accidentelor de c irculație prin metode energetice, unde pornind de la deformațiile globale ale autoturismului se determină viteza de impact, având informații prealabile despre coeficienții de rigiditate globali ai structurii frontale. Acești coeficienți de rigiditate vezi Tabelul4.1, sunt dați ca și constante, neținându -se cont de faptul că structura autovehiculelor devine, prin construcție, tot mai rigidă, pornind de la bara parașoc spre compartimentul pasagerilor. Tabelul4.1. Preluare după [146] Tip autoturismColiziune Deformația Viteza de impactMasa 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 TLF 0,518 46,99 1171 743 Ford Mustang F 0,612 46,67 1592 714 Ford Escort F 0,480 46,51 1160 839 831990 Honda Accord LXF 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 WagonF 0,459 48,28 1072 915 Toyota Tercel F 0,454 47,31 1077 902 Toyota CorollaF 0,500 46,83 1241 839 4.3Resimțirea coliziunii în spațiul destinat pasagerilor 4.3.1Generalită ți Automobilul personal reprezintă încă modalitatea principală de transport persoane. Pe arterele rutiere circulă o gamă variată de autoturisme, de la clasa premium, echipate cu ultimel e sisteme de siguran ță a ocupanților, până la vehicule low cost sau de genera ție mai veche, a căror echipare cu sisteme de reținere este mai pu ținperformantă . În lucrarea de fa ță s-a studiat modul de percepție a unei coliziuni frontale în diverse zone din structura autovehiculului, inclusiv în habitaclu. Unul din dezideratele constructorilor de automobile este de a proiecta structuri de autovehicul deformabile pe anumite zone, cu scopul de a prelua din energia de impact. În acela și timp în compartimentul d estinat pasagerilor trebuie să se ob țină niveluri de decelerație cât mai miciși să nu apară intruziuni, care pot pune în pericol viața ocupanților. De regulă unitatea electronică a sistemului airbag, cea care determină intensitatea unei coliziuni și necesitatea declan șării airbagurilor, este situată în autovehicul pe tunelul central, în zona schimbătorului de viteze, Figura4-16. Figura4-13Componentele sistemului airbag frontal 84Autovehiculele low cost sau mai vechi î și bazează decizia de declanșare a airbagurilor numai pe senzorii existen ți în unitatea ECU airbag. Autovehiculele de ultimă generație precum și cele mai vechi din clasa premium sunt echipate și cu senzori suplimentari, numi ți sateliți, de detecție a impactului, monta ți pe structura autovehiculului, cât mai aproape de zona de impact. În continuare se va face o analiză asupra modului de percepție a impactului frontal în diverse zone din structura unui autovehicul. Cercetări privind resim țirea coliziunii în structura de rezisten ță sunt meționate și în [151] ,[159], [155], [162], [163] . Vătămările pe care le poate produce airba gul ocupan ților, pot fi severe în anumite posturi numite out of position sau câ nd airbagul prime ște cu oarecare întârziere comanda de umflare, situație care se poate întâlni în lipsa unor senzori sateliți de detectare a impactului, iar în habitaclu pragul de decelera ție necesar umflării pernei de aer se obține cu întârziere, datorită configura ției impactului (ex un impact oblic în conformitate cu standardul Federal Motor Vehicle Safety Standards -FMVSS 208 [152] ). Drept exemplu înFigura4-14șiFigura4-15 se prezintă cazul a două autovehicule supuse unui impact frontal. În primul caz se observă umflarea cu întârziere a airbagul ui conducătorului, când corpul ocupantului, din iner ție este deplasat înspre planșa bord. Airbagul se umflă și lovește fațaocupantului, provocând vătămări la nivelul capului/gâtului. În cel de -al doilea caz airbagul se umflă la momentul optim, protejând astfel ocupantul. Figura4-14Umflarea cu întârziere a airbagului – ocupantul este cu corpul aproape de plan șa bord [153]Airbagul se umflă prea târziu și lovește puternic fața ocupantuluiInceperea impactului, airbagul începe să se umfle Airbagul lovește fața ocupantului provăcându -i leziuni 85 Figura4-15Declanșarea corect ă a airbagului, câ nd ocupantul este cu spatele î n spatarul scaunului [153] Este evident că locul de amplasare a u nității ECU airbag, pentru autovehicule, care nu dispun de senzori sateli ți de detectare a impactului, este crucial pentru o bună funcționare a sistemului airbag frontal. O decizie de declan șare luată prea devreme sau prea târziu poate provoca în ambele si tuații vătămări ocupanților un ui autovehicul. Se va analiza în continuare , prin determinări experimentale în ce măsură de resimte în diverese zone ale unui autovehicul intensitatea unei coliziuni. 4.3.2Rezultate ob ținute și dicuții În baza celor expuse mai sus s-au făcut măsurători ale intensită ții impactului în autovehicul prin montarea în diverse zone ale acestuia a unor senzori. În exemplul prezentat ace știa s-au montat pe clopotul amortizorului, în zona pedalierului, pe tunelul central, în fața schimbă torului de viteze precum și pe grupul motopropulsor (GMP),Figura4-16. În funcție de complexitatea echipamentelor pot fi înregistrate date privind deforma ția, viteza și accelerația. Cel mai adesea se utilizează acelerom etre, urmând ca prin algorit mi de integrare să se ob țină succesiv viteza, respectiv deforma ția. Datele au fost analizate în conformitate cu criteriile din [154].Inceperea impactului, airbagul începe să se umfleAirbagul se umflă la momentul optim manner Airbagul nu love ștefața ocupantului 86 Figura4-16Montarea senzorilor pentru înre gistrarea datelor Figura4-17Variația de viteză în puncetele de amplasare a senzorilor ÎnFigura4-17se arată pe o diagramă a varia ției vitezei în funcție de ti mp, rezultatele ob ținute în urma măsurătorilor. A șa cum este firesc, impactul se resimte prima dată la nivelul clopotului amortizorului, viteza în acest punct având o scădere mai pronun țată în primele 20 -30 de milisecunde fa ță de celelalte puncte de măsura re de pe caroseria autovehiculului. După timpul de 30 ms se observă că și în zona pedalierului are loc o descreștere a vitezei, comparat cu zona de pe tunelul central. La aproximativ 85 de milisecunde de la începutul coliziunii viteza , în punctul de pe cl opotul amortizorului devine nulă, semn că deforma ția s-a încheiat pe acea zonă, în timp ce aceasta continuă până la aproximativ 107, respectiv 112 milisecunde pentru zona pedalierului și a tunelului central. O situație aparte o reprezintă informațiile prim ite de la senzorul montat pe grupul motopropulsor (GMP). P entru început, se observă că de și GMP este primul element situat ca distanță față de locul impactului, acesta nu resimte impactul, variația de viteză este mai mică chiar decât în zona habitaclului. Acest lucru se poate explica prin montajul GMP pe elemente 87elastice de amortizare a vibra țiilor transmise către caroseria autovehiculului. Aceste elemente elasticeși masa mare a GMP fac posibilă o continuare a mișcării acestuia, din inerție, înspre înainte cu viteză relativ constantă în primele momente ale impactului, aproximativ 15 -20 milisecunde. Pe toată durata impactului se vede o oscila ție a GMP marcată prin descreșteri mai line urmate de unele mai bru ște ale vitezei acestuia. Rezultă necesitatea amp lasării în zonele de deformație a unor senzori numiți senzori sateliți. Aceștia sunt dublați de senzorii de accelerație plasați în unitatea electronică de control, montată de obicei pe tunelul central. Existența unui singur senzor de decelerație montat în habitaclu atrage după sine detectarea mai puțin exactă a impacturilor frontale în diverse configurații unghiulare, precum și posibilitatea de a se genera traume severe pasagerilor aflați în poziții deviate de la cea normală, cu trunchiul drept și fixat str âns în scaun. Astfel conform cuFigura 4-13, la un autovehicul unde există senzorul montat în unitatea centrală ECU a irbagși un senzor satelit, se î nregistrează datele unei coliziuni și se reprezintă aceste valori înFigura4-18. Figura4-18.Variația de viteză înregistrată de senzorul satelit și unitatea ECU airbag Se observă că pentru acela și interval de timp decelerațiile medii aproximativ măsurate la nivelul habitaclului și a senzorului satelit sunt: 6001.04.15162 2 tva [m/s2] 15001.05.14161 1 tva [m/s2] Prin urmare în primele 10 milisecunde de la începerea impactului, în habitaclu se înregistrează o decelera ție dedouă ori si jumătate mai mică decât la nivelul senzorului satelit. Controlul declanșării dispozitivelor airbag se fundamentează pe analiza numerică a semnalelor primite de la senzori. Procesul decizional este dificil datorită multitudinii de factori care c onduc la variații asemănătoare ale semnalelor de ieșire, existând astfel posibilitatea de a se lua decizii greșite. 4.3.3Concluzii Structura de rezisten ță a autovehiculului, în strânsă corelare cu sistemele de reținere a ocupanților acestuia, trebuie să asigur e integritatea spa țiului destinat pasagerilor și să nu genereze în caz de impact decelera ții pe care corpul uman nu le poate suporta. 88Datorită unui decalaj de timp între mom entul producerii impactului și începerea înregistră rii decelerațiilor la nivelul h abitaclului este necesară amplasarea unor senzori cât mai aproape de zona de deformare. În timpul impactului structura autovehiculului se deformează continuu, absorbind parțial energia de impact, la nivelul compartimentului pasagerilor înregistrându -se cu întârziere fenomenul. Pe baza acestor considerente mulți producători de echipamente de siguranță sunt de acord că decelerațiile măsurate în habitaclu nu conțin su ficiente date pentru a putea fi utilizate la stabilirea unui algoritm de declan șare a airbagur ilor pentru stituațiile variate de impact. 4.4Determinări teoretice ale energiei disipate și rigidității structurii autoturismelor În cadrul încercărilor la coliziune dintre un autoturism și 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 cinetică inițială; Energia de restituire; Accelerația instantanee din timpul coliziunii; Variația de viteză în urma impactului; Forțele de deformare; Deformațiile structurii; Rigiditatea structurii. Mărimile fizice amintite se obțin din diagramele accelera ție- viteză- spațiu, a-v-s, specifice coliziunii, determinate experimental sau prin simulare. O altă metodă de a obține diagrame de tip a-v-s oferă simularea cu modele matematice multicorp, tratată anterior. Pentru a face o corelare cu elementele constructive ale autovehiculelor se poate determina, prin metode energetice, coeficientul de rigiditate al structurii păstrând o dependență față de timp a acestuia. În conformitate cu structura frontală de rezistență a automobilului rigiditatea elementelor caroseriei crește treptat, începând de la bara parașoc spre parbriz, vezi Figura4-19. Figura4-19 Elementele frontale ale structurii de rezistență supuse deformării 89Ecuațiile bilanțului energetic sunt prezentate mai jos: pc tot EEE   (4-24) ic totip EEE   (4-25) 22 ip iXE ki   (4-26) Unde: E tot– energia totală a sistemului; E c– energia cinetică; E p– energia poten țială; k i– constanta de rigiditate pe intervale; X i– deformația structurii pe intervale. Astfel pentru datele din Figura4-20, corespunzătoare deformației și vitezei unui autovehicul se vor calcula, pornind de l a legea de conservare a energiei coeficienții de rigiditate „ki” pe fiecare interval de timp. Rezultatele sunt prezentate sintetic în tabelul 4.2. Figura4-20 Exemplu de diagrame înregistrate în urma impac tului Tabelul 4 .2 itiXivi Eci Epi Δ Epi Δ XiK -[s][m][m/s] [J] [J] [J] [m][N/m] 00.0000.00015.900159,775.920 0.000 10.0030.04815.838158,532.298 1,243.622 1,243.622 0.0481,097,752 20.0100.15715.364149,185.177 10,590.743 9,347.121 0.109859,324 30.0200.30614.345130,052.344 29,723.576 19,132.834 0.149634,875 40.0300.44413.224110,520.479 49,255.441 19,531.865 0.138499,710 50.0400.57012.005 91,083.856 68,692.064 19,436.623 0.126422,851 60.0500.68310.573 70,650.224 89,125.696 20,433.632 0.113382,113 9070.0600.7808.84849,477.450 110,298.470 21,172.774 0.097362,585 80.0700.8596.85429,689.664 130,086.256 19,787.786 0.079352,594 90.0800.9174.72014,079.949 145,695.971 15,609.715 0.058346,528 100.0900.9542.640 4,404.787 155,371.133 9,675.162 0.037341,431 110.1000.9700.817 421.853 159,354.067 3,982.934 0.016338,727 120.1100.971-0.608 233.628 159,542.292 188.225 0.001338,429 În continuare se propune o metodă de determinare a coef icientului de rigiditate a structurii autovehiculului de masă M, care se deplasează cu viteza „v” și suferă o coliziune frontală cu un perete rigid, Figura4-21. Specific acestuia este faptul că elementele supuse d eformării în urma impactului au un coeficient de rigiditate al structurii frontale carenu este constant, el variind după legi polinomiale de diverse ordine. Figura4-21 Modelul simplificat al autovehicul ului compus din structuri de absorb ție a impactului cu coeficienți de rigiditate diferiți Pe durata impactului, până la timpul „t1” se deformează doar elementele de caroserie a căror rigiditate este „k1”, în intervalul t 1– t2 se deformează elementele str ucturii care au rigiditățile „k2”. După timpul t i-1, până la sfârșitul impactului „ti” se deformează elementele a căror rigiditate este”ki”. Pentru verificarea modelului s -a pornit de la analiza unor înregistrări grafice a coliziunilor, Figura4-20. Pe curbele de deformație, viteză și accelerație 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. În exemplul prezentat de față curba de accelerație a fost aproximată prin polinoame de gradul 3, 4, 5 și 6, figura Figura4-22. Prin două integrări succesive ale polinoamelor care descriu legea de variație a accelerației se vor obține vite za, respectiv deformația autovehiculului în funcție de timp. 91Acceleratia autovehiculului 0.0050.00100.00150.00200.00250.00300.00 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 0.11 0.12 0.13 0.14 Timpul [s]Acceleratia [m/s2] Figura4-22. Datele reale ale impactului înregistrat și cele aproximate prin polinoame de diferite grade Adesea în analiza accidentelor r utiere se are la dispoziție numai diagrama de accelerație a structurii autovehiculului în timpul coliziunii. Pornind de la diagrama de accelerație prin utilizarea unor programe de digitizare se obțin în format electronic punctele corespunzătoare diagramei. Pe aceste formate electronice se determină ecuațiile analitice ale polinoamelor de interpolare, de diferite grade. Prin două integrări succesive a le polinoamelor care descriu legea de variație a accelerației se vor obține viteza, respectiv deformația aces tuia în funcție de timp.        t n nt n nnn n n dttvtSdttavtvb tbtbta 0001 1 0 )()()( )(….. )( (4-27) Unde: a n(t)– curba de accelerație a structurii; b 0…bn– coeficienții polinomului care descriu legea de variație a accelerației; t – timpul de im pact; v 0– viteza inițială; v n(t)– curba de variație a vitezei; S n(t)– curba de deformare a structurii. Pentru comparație, curbele rezultate au fost suprapuse peste curbele reale de viteză și deformație a autovehiculului. Ca elemente de control se vor ur mări atât valorile absolute ale rezultatelor cât și alura curbelor, avându -se în vedere respectarea timpilor la care viteza devine zero și deformația este maximă. Din analiză rezultă: Cu creșterea gradului polinomului de aproximare a accelerației, curbele de viteză, respectiv deformație sunt mai apropiate de datele reale. Curbele de viteză și deformație obținute în urma integrării dau erori sub 10% față de valorile reale [159].Polinomial 6 Polinomial 5 Polinomial 3Polinomial 4 92Se va face schimbarea variabilei, astfel încât se va obține o lege de variație a vitezei în funcție de deformația autovehiculului )(SVV și se va aproxima și aceasta printr -o lege polinomială. Astfel rezultatul va fi coeficientul de rigiditate a l structurii în funcție de deformație. Variația deformației în timpul coli ziunii a fost împărțită în „n” intervale, unde i=1..n. Având, prin integrare datele referitoare la variația vitezei autovehiculului și a deformației acestuia în timpul impactului se poate determina energia cinetică a autovehiculului pe cele „n” iterații. pc tot EEE   (4-28) La momentul inițial, premergător impactului, autovehiculul se deplasează cu viteza „v 0” 22 0 0vMEEc tot  (4-29) În timpul impactului energia cinetică se transformă în energie de deformație 22XkWEdef p  (4-30) În baza relațiior anterioare, la un moment dat, î n timpul impactului, se poate scrie: 2 22 2 0 XkEvM c  (4-31) iciiEvMXk 2 22 02 (4-32) 22 2 0 22 0 2 2222 ii ic iXvMvM XEvM ki           (4-33) Pentru fiecar e din iterațiile „i=1..n” s -a determinat valoarea constantei de rigiditate „k i” cu relația (4.33). Relația ( 4.30) descrie energia potențială de deformație a autovehiculului. Sintetic, pentru un polinom de gradul 6 de aproximare a accelerației autovehiculul ui, pașii de calcul ai rigidității sunt prezentați în tabelul 4.3. Valorile ob ținute se încadrează în limitele specificate în tabelul 4.1 [158] [146]. Reprezentarea grafică a variației coeficientului de rigiditate a l structurii deformate a autovehiculului în funcție de deformația acestuia, pentru diferite grade ale polinomului de aproximare a curbei de accelerație este prezentată în Figura4-23. Tabelul4.3. Def Vit Ec Δ Ec Δ Def Ki [m][m/s] [J] [J] [m] [N/m] 016,326 168452,2 0 0 0,115,046 143073,5 25378,69 -0,1 5075739 0,214,375 130596,9 12476,62 -0,1 1892766 0,314,042 124616,3 5980,528 -0,1 974130 0,413,778 119974,6 4641,711 -0,1 605969 0,513,315 112046,8 7927,845 -0,1 451243 0,612,382 96894,4 15152,39 -0,1 397543 0,710,71 72492,99 24401,41 -0,1 391670 0,88,029 40741,78 31751,21 -0,1 399095 0,94,071 10474,16 30267,62 -0,1 390069 1-1,494 1410,647 9063,515 -0,1 334083 93Aproximarea curbei de decelerație prin polinoame de diverse grade arat ă că polinoamele de grad superior redau mai fidel valorile înregistrate în timp real. Odată cu creșterea gradului polinomului de aproximare a accelerației, curbele de viteză, respectiv deformație sunt mai apropiate de datele reale. Curbele de viteză și def ormație obținute în urma integrării datelor de accelerație dau erori sub 10% față de valorile reale [159]. Rigiditatea structurii este aproximată cel mai bine prin legi polinomiale de grad superior. Odată depășită faza de deformare inițială se observă că l egea polinomială de grad 6 urmărește fidel curba de rigiditate obținută prin prelucrarea datelor reale. Determinarea rigidită ții structurii de rezistență a unui autovehicul poate fi determinată prin metode energetice, având la dispozi ție datele din diagram a de varia ție a accelerației obținută experimental, sau diagrama de varia ție a vitezei înregistrată în ECU airbag. Aproximarea curbei de decelerație prin polinoame de diverse grade arată că polinoamele de grad superior redau mai fidel valorile înregistrate în timp real. Cercetări cu abordări similare se regăsesc și în[159], [161], [162]. Abordare energetica 0200,000400,000600,000800,0001,000,0001,200,0001,400,0001,600,000 0.000 0.100 0.200 0.300 0.400 0.500 0.600 0.700 0.800 0.900 1.000 1.100 Deformatia [m]Coeficient de rigiditate [N/m]A,V,S,6 A,V,S,5 A,V,S,4 A,V,S,3 Real_energetic Figura4-23. Valorile coeficienților de rigiditate când avem curba de decelerație a autovehiculului 4.5Influența poziției promotorilor de deforma ție asupra rezistenței lonjeroanelor Studiul modului de deformare a l structurii de rezisten ță a autovehiculului constituie o provocare continuă a inginerilor pentru găsirea de solu ții optimizate. Diverse metode de preluare a impactu lui au fost adoptate de -a lungul timpului, unele dintre ele fiind descrise anterior precum și în subcapitolele următoare. În cele ce urmează se va face o analiză a energiei absorbite în tuburi cu pereți subțiri supus e unui impact axial.Tubul reprezintă p artea frontală a lonjeronului unui vehiculul, vezi figura Figura4-24pe care s-au generat promotori de deforma ție dispuși în două moduri, Figura4-26. 94 Figura4-24. Partea frontală a lonjeronului supus deformării În paragrafele anterioare s -a arătat că structura de rezistență a unui autovehicul se reduce la o gamă de profiluri cu secțiuni închise sau deschise, care au rolu l de a rezista la solicitările mecanice de comprimare, incovoiere, răsucire, vibra ții. În domeniul calculului la deformare a tuburilor cu pere ți subțiri, de -a lungul timpului, au fost create baze de date legate de materiale, energia de deformare, modul de deformare și s-au realizat cercetări începând cu modelele propuse de Alexander, Wierbizck, Bhat și alții [ 134], [133]. Alte studii în domeniul îmbunătă țirii siguranței pasive a ocupanților și pietonilor se regăsesc în [ 130], [131], [137], [144], [145], [148], [109]. Modele și cercetări privind deformarea structurilor unui autovehicul se regăsesc în [ 133-136], [138-144], [147]. În continuare se analizează deformarea părții frontale a unui lonjeron de aluminiu, de sec țiune cilindrică, supus impactului axial cu o barieră fixă rigidă, fabricată din oțel. La un capăt al tubului, opus zonei de impact, a fost adăugată o masă suplimentară care simbolizează masa caroseriei. Aceasta a fost constrânsă prin legături de lonjeronul supus deformării, deplasându -se solidar cu acesta, Figura4-25. . Figura4-25. Geometria tubului supus coliziunii cu bariera rigidă Sensulde deplasare Masa suplimentara 95Figura4-26. Forma ge ometrica a promotorilor de deformație și amplasarea acestora în cele două situații analizate Promotorii de deformație, uzina ți pe prima porțiune a lonjeronului, sunt reprezentați în acest caz sub forma de decupări pe generatoarea tubului, au sec țiune circ ularăși sunt poziționați în două moduri, Figura4-26. În simulare vitezele de încercare au variat de la 3 m/s, până la 6 m/s, lonjeronului imprimându -i-se o mișcare de translație de -a lungul axei sale longitudinal e, similar cu un impact frontal conform cu tipologile de încercare din standardele FMVSS208 și ECE-96- 79și EuroNCAP . Pentru determinarea efortului de compresiune care apare în tub este necesară determinarea secțiunii transversale minime a tubului, deoarec e aici tensiunea de comprimare va depă și limita de curgere a materialului și vor apărea deformații plastice, σco>σc[109]. Tensiunea de comprimare σ co în cazul unui impact a fost determinată în [ 109], [147]și depinde de sec țiunea transversală a tubului su pus la compresiune. Se consideră o sec țiune transversală oarecare a tubului, la distanța „h” de la o dreaptă verticală și tangentă, OO’, la cercul care reprezintă promotorul de deformație, Figura4-27. Pentru determinarea ariei sec țiunii transversale a tubului este necesară determinarea lungimii coardei BC. Din aria sectorului de cerc ABC se scade aria ha șurată a segmentului de cerc BC. Astfel, înr=0.025 0.03D π = = = =L 0.0015Var I Var II 96triunghiul ABC se trasează înăl țimea AD = r -h, unde”r” este raza pro motorului de deforma ție. În triunghiul dreptunghic ABD se calculează: 2 2ADABBD   (4-34) 2 2 22hhr hrrBD     (4-35) unde BD este jumăta te din lungimea coardei BC. Se poate scrie deci că lungimea coardei notată cu „S” este: 222 hhr S  (4-36) Figura4-27. Determinarea lungimii coardei promotorului de deforma ție Figura4-28. Determinarea ariei sec țiunii transversale a tubului în secțiunea m -m Prin urmare în conformitate cu Figura4-28, într-o secțiune oarecare, m -m, a tubului se poate determina aria sec țiunii transversale a acestuia cu relația următoare, unde avem: tSntR Atub 2 (4-37) R- raza exterioară a tubului; t- grosimea tubului; r- raza promotorului de deforma ție; n- numărul de promotori afla ți pe circumferința tubului în secțiunea m -m; S- lungimea coardei unui promotor de deforma ție în secțiunea m -m. Pentru cazul în care promotorii sunt amplasa ți decalat pe circumferi nța tubului se procedează cu un raționament similar.m mrt Rm-m SAB C hr OO’ D 97 Figura4-29. Determinarea lungimii coardei promotorului de deforma ție amplasat decalat Astfel lungimea coardei pentru promotorul de deforma ție cu cen trul în punctul „A” se determină ca în cazul precedent. Pentru promotorul amplasat, decalat cu distanta „e”, cu centrul în”A1″, lungimea coardei se determină cu rela ția:  2 2 12 ehrrS  (4-38) Pentru determinarea ariei sec țiunii transversale a tubului în acest caz se aplică relația 4.39, unde”n”și”n1″ reprezintă numărul de promotori amplasa ți cu centrul în „A”, respectiv decala ți, cu centrul în „A1”. tSntSntR Atub 11 2(4-39) Se vor analiza în continuare câteva cazuri particulare: 1.Dacă e=0 atunci promotorii de pe ambele variante ale tubului vor fi aliniați pe un singur rând, deci ariile sec țiunii transversale ale tuburilor sunt egale. 0 12.5 25 37.5 50050100150200250 A1h() Ah() h Figura4-30. Aria secțiunii transversale a tuburilor când decalajul promotorilor este nulAB C hr OO’ D A1B1 C1r eD1 982.Dacă e=2r atunci pe varianta a doua a tubului vom avea doar doi promotori, fa ță de primul caz când avem patru. Prin urmare a ria secțiunii transversale la varianta a doua de tub este mai mare și reprezintă dublul din valoarea ariei secțiunii transversale a primului tub. 0 12.5 25 37.5 50050100150200250 A1h() Ah() h Figura4-31. Aria secțiunii transversale a tuburilor cînd decalajul promotorilor este egal cu 2r 3.Dacă 0σc,și se atinge simultan limita de cur gere a materialului, astfel def ormația lonjeronului este controlată. Modul de amplasare a promotorilor cu aceea și geometrie influențează modul de amortizare și nivelul de accelera ții transmis înspre habitaclu. Pentru diverse arhi tecturi ale structurii de rezisten ță a unui autovehicul se pot obține deformații diferite pentru elemente ale căror dimensiuni de gabarit sunt impuse . Metoda elementului finit, MEF, permite abordări complexe în studiul coliziunii autovehiculelor. Software specializat precum PAM -CRASH permit analizarea în detaliu a deformării autovehiculelor. În acest capitol modele matematice simple ale autovehiculului au fost prezentate. Folosind elemente din teoria tuburilor cu pere ți subțiri, din rezistența materialelor, au fost dezvoltate modele de analiză a deforma ției pentru impactul frontal al unui lonjeron prevăzut cu promotori de deformare. Ulterior prin MEF s -a analizat modul de deformare, nivelul de accelera ții care apare în lonjeron și s -a determinat rigiditatea acestuia. Există preocupări ca montajul barei para șoc pe structura de rezistență a autoturismelor să poată fi făcută prin „elemente de sacrificiu”, care să se deformeze în cazul impacturilor u șoare sau cu pietonii și care să asigure protecție atât pentru pietoni cât și integritate structurii de rezistență a autovehiculului. Aceste elemente sunt sub forma de tuburi cu pereți subțiri pe care se prelucrează diver și promotori de deformație care au rolul de a micșora rigiditatea acestora. 4.6Influența formei promotorilor de deforma ție asupra rezistenței lonjeroanelor Pentru anumite analize ale structurii unui autovehicul inginerii utilizează adesea calcule în domeniul elastic privin d deformarea, fără a lua în calcul limita de curgere sau ruperea unor elemente. Pe lângă acestea, în anumitte condi ții structura vehiculului trebuie să se deformeze plastic în perioade foarte scurte de timp, să absoarbă controlat energia în cazul unei coliziuni și să fie concepută astfel încât în produc ția de masă să se facă economi e de materiale. Decelera țiile transmise în interiorul habitaclului trebuie să fie cât mai reduse, pentru a asigura o bună protec ție ocupanților. Accidentele de circulație au fost analizate sub diverse aspecte în [ 130], [132], [137], [138], [139], [147], [155], [156], [157]. De-a lungul timpului modele diverse de analiză a deformării structurii de rezisten ță a unui autovehicul au fost concepute și îmbunătățite. Structurile actuale de absorb ție a energiei se deformează, în cazul coliziunii, în mod combinat, axialși prin încovoiere. Acesta din ur mă este mult mai pu țin eficient prin prisma nivelului de energie absorbită, prin compara ție cu deformarea axială, pentru proiectanți fiind un deziderat limitarea deformărilor prin încovoiere. Deformarea axială oferă un management mai bun al întregului proces de deformare. În acest subcapitol se va determina cum poate influen ța geometria unui promotor de deforma ție rigiditatea unui lonjeron din structura frontală a unui autovehicul. În cele ce urmează se vor determina s tarea de tensiuni și eforturi secționale în tuburi cu secțiune variabilă. Relațiile de calcul sunt determinate în următoarele ipoteze: Masa corpului care se love ște este”m1″; masa lonjeronului „m11″este insignifiantă comparativ cu masa „m1”; în timpul im pactului cu masa „m2”, a barierei rigide, ansamblul maselor „m1″și”m11” va ajunge la viteza finală egală cu zero. înaintea impactului ansamblul maselor „m1″și”m11” se deplasează cu viteza „v”. 101în urma ciocnirii va avea loc o comprimare axială a lonjer onului. Tubul de masa „m11″se consideră a avea sec țiune variabilă, pentru cazul general de demonstra ție un trunchi de con, pe generatoarea sa fiind prelucra ți prin îndepărtare de material promotori de deformare, Figura4-36. Forța dinamică „P”, care apare în momentul impactului poate fi determinată din legea de conservare a anergiei; Energia cinetică a ansamblului format din masele „m1″și”m11”, care se deplasează cu viteza „v”, se transformă complet în energie p otențială prin deformarea tubului cu secțiune variabilă de masă „m11”. UEc  lAEdxPvm 222 2 1(4-40) din asemănarea triunghiurilor OB 2C2și OBC avem: Figura4-35.Schemă generală a coliziunii lonjeronului  222 1 222 , A laaA respectivA laxA     (4-41) unde A, A 1, A2 sunt secțiunile transversale ale lonjeronului la distanța „x”,”a”și”a+1″ față de punctul O. Energia poten țială de deformație are forma:  aAElalP A laxdx EPUla a    22 2222 2 2(4-42)m1 m11m2A2 A1 PP a)v m1m11m2A2A1 P b)A O B CB2 C2 x dxa l 102Din relația(4.40)se poate ob ține forma forței de impact asupra lonjeronului de masă „m11″: 12mAElalavP  (4-43) Din relațiile(4.41)și(4.43) avem tensiunea de comprimare σ co: 3 21 11    al lAmEvAP co (4-44) Din condi ția ca limita de curgere să fie atinsă în secțiunea”A1″, supusă tensiunii maxime, în cazul prezentat în Figura4-35, relația(4.44) ne oferă posibilitatea de determinare a ariei transversale minime a lonjeronului sau a vitezei cu care lonjeronul trebuie să se deplaseze astfel încât să se atingă în sec țiunea minimă limita de curgere σc. laa mElA laavc 12 (4-45) unde A 2,”a”și”l” pot avea constructiv valori adoptate. Discuții a) Dacă aria sc țiunii transversale A 2 = constant, rezultă a = ∞, deci vom avea un tub cu secțiune transversală constantă . lAmEvco 21 (4-46) relația (4.46) este utilizată pentru a calcula tensiunile normale σîn orice sec țiune transversală a tubului de masă „m11”. b) Dacă a → 0, atunci A1 → 0, ceea ce va duce la tensiuni de comprimare cu valori foarte mari care tind spre infinit. c) Valorile maxime de tensiune se dezvoltă în sec țiunile cu arie mică, „A1”, în conformitate cu Figura4-35. Având în vedere aceste circumstan țe, promotorii de deformație pot fi uzinați, prin îndepărtare de material, astfel încât sec țiuni transversale, similare cu cele notate cu „A1” pot fi obținute. În aceste sec țiuni valorile tensiunilor limită de curgere a ma terialului pot fi determinate. Prin acești promotori șocul transmis masei „m1” poate fi diminuat. Calculele pot fi bazate de asemenea pe determinarea energiei poten țiale de deformare prin comprimare, scrisă în tensiuni , nu în eforturi. Astfel, va rezulta rela ția: dxAdVundedVEUx Vx  ,22 (4-47) este volumul elementar. Printr-un raționament similar cu cel anterior, în mod succesiv va rezulta: laa ElAU212 1 (4-48) ULe    al lALEe12 11 max   (4-49) Relația efortului din timpul impactului poate fi scrisă:    al lALEAPe121 11 (4-50) 103Dacă masa „m2” este comparabilă cu masa „m1”, acest caz reprezentând impactul dintre două autovehicule de accea și clasă, un calcul aproximativ poate fi utilizat prin utilizarea unui coeficient multiplicator de imp act Ψ, care are o valoare supraunitar ă.     stfgv2 11 (4-51) unde: v– viteza masei „m 1”; fst– deformația lineară datorată unei forțe convenționale statice gmF  1 ; α– coeficien t careține seama de msa corpului lovit „m 2” FQ mmm  11 211 (4-52) Unde: gmF  1și gmQ  2 rezultă două rela ții pentru determinarea multiplicatorului de impact: pr ima, relația (4.53), se aplică în cazul unei căderi pe verticală a corpului de masă „m1″ de la înăl țimea”h”.     stfh211 (4-53) In mod analog, a doua rela ție (4.54) poate fi utilizată pentru u n calcul aproximativ în cazul deplasării pe oriz ontală a corpului, precum în [147 ].    stfgv1(4-54) unde “v” reprezintă viteza pe direc ție orizontală a masei “m 1”. Geometria studiată șicondițiile de simulare sunt similare cu cele prezentate la subcapitolul anterior. Por țiunea frontală a unui lonjeron, de secțiune cilindrică pe care s -au uzinat, prin îndepărtare de material, promotori de deforma ție de diverse forme, Figura4-25, a fost supusă unui impact frontal cu bariera rigidă, la viteze cuprinse între 3 m/s și 6 m/s. Promotorii de deforma ție sunt poziționați pe generatoarea tubului, în conformitate cu schema din Figura4-36, în serii de câte cinci în lungul axei longitudinale și în serii de patru pe circumferin ță. Astfel în cazul „a” toți promotorii sunt de secțiune circulară, în cazurile „b”și”c” aceștia sunt hexagonali, poziționați pe generatoarea tu bului în cele două moduri prezentate, iar în cazurile”d”și”e” aceștia au ca formă un patrat. Figura4-36.Forma geometrică și orientarea muchiilor pentru promotorii de deformație ,a- circle,b-hexa_1,c-hexa,d-square,e-diamondDirectia de miscare R a b c d e 104Figura4-37.Schema pentru determinarea sec țiuniitransversale a tubului Pentru promotorii de foma „a”,”b” sau”e”, vezi schema din Figura4-36, se poate utiliza următoarea rela ție (4.55) pentru determinarea sec țiunii transversale a lonjeronului, deoarece materialul extras din lonjeron în aceste cazuri oferă în sec țiunea m-m a tubului aceea și secțiune transversală. Pentru promotorii po ziționați ca în cazurile „c”și”d” se obține o creștere a secțiunii transversale a lonjeronului notată cu „Atub” în relația (4.55). Analiza ne arată că forma geometrică a promotorului de deforma ție influențează starea de tensiuni și deformații datorită faptului că sec țiunea transversală a lonjeronului este variabilă în lungul său ( perpendicular pe direcția de acționare a forței de impact, de -a lungul masei „m1”) tRRRAtub      24442 22 2 (4-55) Geometria lon jeronului a fost discretizată, în cadrul analizelor, în elemente de tip shell. Zona supusă deformării a fost împăr țită în elemente de mici dimensiuni, pentru a se obține rezultate cu o acurate țe cât mai mare. Elementele de tip shell au fost dezvoltate pent ru analize ale unor structuri care au pere ții subțiri. Acest tip de elemente cu patru noduri de tip Belytschko și Tsay, rămâne încă de bază pen tru toate analizele de crash [131 ]. Figura4-38.Porțiune frontală din l onjeron discretizat în elemente de tip shellm mRt R2 R1m-m 105Starea de deformare, varia ția vitezei și accelerațiile lonjeronului au fost determinate în cadrul simulărilor, pentru fiecare din geometriile promotor ilor de deforma ție amintiți anterior, precum șipentru un lonjeron fară promotori. Rigiditatea fiecărei structuri a fost determinată, folosind metode energetice. În Figura4-39,Figura4-40șiFigura4-41 sunt prezentate rezultatele obținute în cadrul simulărilor pentru viteza de impact de 5 m/s. Formarea cutelor în timpul deformării generează un mecanism de absorb ție a anergiei în timpul comprimării lonjeronului. Se observă că ac celerațiile scad după formarea primului pliu, excepție fac cazurile în care promotorii au fost de tip hexa_1 (cazul „b” de geometrie a promotorilor), Figura4-42. Dintre toate cazurile analizate deforma țiile maxime au fost ob ținute pentru promotorii de deformație circulari, (cazul „a” de geometrie a promotorilor), urmată de cazurile „c”,”e”și”d”. Deformațiile minime ale lonjeronului apar pentru promotorii ampalsați în cazul „d”. Cazurile „b” și”d” au deforma țiiapropape identice pentru toate vitezele de impact. Pentru toate tipurile de promotori, accelera țiile sunt amortizate după un timp de 0.01 secunde de la începutul impactului. Da tele obținute în urma simulăril or sunt sintetizate în tabelele 1 -4. -0.2000-0.1800-0.1600-0.1400-0.1200-0.1000-0.0800-0.0600-0.0400-0.02000.0000 0.000 0.010 0.020 0.030 0.040 0.050 0.060 0.070 0.080 0.090 0.100 Time[ s]Deformation [m]D-cerc D_hexa D_patr D_romb D_hexa_1 D_simp Figura4-39.Deformațiile lonjeronului cu diverși promotori de deformație pentru viteza V=5 m/s -6.00-5.00-4.00-3.00-2.00-1.000.001.00 0.000 0.010 0.020 0.030 0.040 0.050 0.060 0.070 0.080 0.090 0.100 Time [s]Velocity [m/s]V_cerc V_hexa V_patr V_romb V_hexa_1 V_simp Figura4-40.Variația vitezei de deformare a lonjeronului cu diverși promotori de deforma ție pentru viteza V=5 m/s 106Acc_simp -5000-4000-3000-2000-100001000200030004000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleretaion [m/s2]Acc_cerc -3000-2000-100001000200030004000500060007000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleration [m/s2] Acc_hexa_1 -4000-3000-2000-100001000200030004000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleration [m/s2]Acc_hexa -4000-3000-2000-100001000200030004000500060007000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleration [m/s2] Acc_patr -3000-2000-10000100020003000400050006000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleration [m/s2]Acc_romb -3000-2000-10000100020003000400050006000 0.000 0.020 0.040 0.060 0.080 0.100 0.120 Deformation [m]Acceleration [m/s2] Figura4-41.Accelerațiile resimțite în capătul lonjeronului dinspre habitaclu în funcție de deformația acestuia, pentru diverși promotori de defor mație și viteza de incercare V= 5 m/s -6000-4000-200002000400060008000 0.010 0.015 0.020 0.025 time [s]Acceleration [m/s2]Acc_cerc Acc_hexa Acc_patr Acc_romb Acc_hexa_1 Acc_simp Figura4-42.Amortizarea impactului în lonjeron, la utilizarea de diversi promotori de deformație 107Pentru determinarea rigidită ții lonjeroanelor se utilizează metod a energetică prezentată în continuare. Întregul proces de deformare din timpul coliziunii se împarte în „n” perioade, unde i=1..n. Din analiza cu elemente finite se ob țin datele referitoare la variația vitezei și deformației structurii, astfel se poate det ermina energia cinetică pentru toate cele”n” iterații. pc tot EEE   (4-56) Lamomentul inițial, înaintea impactului, vehiculul rulează cu viteza „v0” 22 0 0vMEEc tot  (4-57) În timpul impactului se consideră ciocnirea plastică, energia cinetică se transformă în energie potențială de deformare. 22XkWEdef p  (4-58) Din relațiile(4.56),(4.57)si(4.58) la un moment dat în timpul impactului avem: 2 22 2 0 ii ciXkEvM   (4-59) ciiiEvMXk 2 22 02 (4-60) 22 2 0 2 22 ii iXvMvM k      (4-61) Pentru fiecare itera ție i=1..n valoare a coeficientului de rigititate „ki” a fost determinată cu relația(4.61). Relația(4.58) descrie energia de deformare a lonjeronului [1 08]. În concluzie se poa te afirma: Realizarea promotorilor de deforma ție prin îndepărtare de material de pe generatoarea lonjeronului de sec țiune circulară poate favoriza în mod pozitiv efectul socului, prin apariția în mai multe sec țiuni transversale minime, în același timp a st ării de tensiuni maxime. În zonele de arie transversală minimă (în dreptul promotorilor), tensiunea limită de curgere, σ c, este atinsă simultan, iar între doi promotori de deforma ție amplasați de -a lungul tubului tensiunea de comprimare este mai mică decât cea de curgere σ co < σc. Modul de amplasare a promotorilor cu diverese geometrii prezintă un interes particular de studiu. Promotorii cu aceea și geometrie, dar amplasați diferit ca orientare a muchiilor pe lonjeron, cazurile "b"-"c"și"d"-"e", au practic aceeași formă dar valorile deformațiilor, vitezei și accelerațiilor obținute în urma coliziunilor sunt diferite. Geometria promotorilor de deforma ție influențează starea de tensiune din lonjeron, deoarece sec țiunea transversală a acestuia este variabilă p e lungimea sa (perpendicular pe efectul șocului, în sensul de mișcare al acestuia). Valorile ob ținute ale coeficientului mediu de rigiditate a lonjeroanelor sunt comparabile cu cele ale structurii frontale ale unui auto vehicul, între 500 -1500 kN/m [146 ]. Promotorii de deforma ție permit absorbția mai bună și mai rapidă a energiei impactuui, deformația este mai stabilă și bineînteles oferă diverse moduri de deformare, care depind de geometria acestora. 108Tabel 1.Rezultatele simulării pentru viteza de 6 m/s Fără promotor de deformațieCu promotor de forma "a"Cu promotor de forma "b"Cu promotor de forma "c"Cu promotor de forma "d"Cu promotor de forma "e" Timpul de deformație [s]0.0128 0.044 0.0392 0.043 0.0326 0.0414 Deformația maximă [m]0.0353 0.1414 0.1082 0.1276 0.0901 0.1044 Viteza medie de deformație [m/s]2.76 3.21 2.76 2.97 2.77 2.52 Accelerația medie [m/s2]463.73 155.07 152.62 168.49 277.85 155.67 Accelerația maximă [m/s2]7598 3693 4420 4497 3330 3684 Rigiditatea medie [N/m]1013307126698 152191 134669 213139 153888 Tabel 2.Rezultatele simulării pentru viteza de 5 m/s Fără promotor de deformațieCu promotor de forma "a"Cu promotor de forma "b"Cu promotor de forma "c"Cu promotor de forma "d"Cu promotor de forma "e" Timpul de deformație [s]0.0164 0.044 0.0362 0.0384 0.0324 0.0378 Deformația maximă [m]0.0275 0.1118 0.0720 0.0977 0.0717 0.0823 Viteza medie de deformație [m/s]1.69 2.53 1.96 2.52 2.20 2.17 Accelerația medie [m/s2]327.04 110.29 130.93 130.01 153.74 116.52 Accelerația maximă [m/s2]3700 5556 3593 5913 5323 5087 Rigiditatea medie [N/m]891935 121858 165733 139733 198940 160068 Tabel 3.Rezultatele simulării pentru viteza de 4 m/s Fără promotor de deformațieCu promotor de forma "a"Cu promotor de forma "b"Cu promotor de forma "c"Cu promotor de forma "d"Cu promotor de forma "e" Timpul de deformație [s]0.0068 0.0476 0.0200 0.0414 0.0246 0.0218 Deformația maximă [m]0.0097 0.0822 0.0407 0.0687 0.041 0.0416 Viteza medie de deformație [m/s]1.49 1.73 2.031.66 1.67 1.91 Accelerația medie [m/s2]729.66 64.33 188.76 64.04 142.08 156.77 109Accelerația maximă [m/s2]4402 4556 2820 3965 4081 4483 Rigiditatea medie [N/m]2958593 181729 419563 207886 400852 408977 Tabel 4.Rezultatele simulării pentru viteza de 3m/s Fără promotor de deformațieCu promotor de forma "a"Cu promotor de forma "b"Cu promotor de forma "c"Cu promotor de forma "d"Cu promotor de forma "e" Timpul de deformație [s]0.0032 0.0232 0.0184 0.0262 0.0218 0.0198 Deformația maximă [m]0.0042 0.0279 0.0271 0.0344 0.0254 0.0272 Viteza medie de deformație [m/s]1.31 1.20 1.47 1.31 1.17 1.38 Accelerația medie [m/s2]1034.4 160.05 148.63 144.63 96.52 154.97 Accelerația maximă [m/s2]5731 3392 6736 4688 3961 2960 Rigiditatea medie [N/m]6947968 536580 687438 483200 656525 639626 Simulation at 5 [m/s] 0500,0001,000,0001,500,0002,000,0002,500,0003,000,0003,500,0004,000,0004,500,0005,000,0005,500,0006,000,0006,500,0007,000,000 0.000 0.001 0.002 0.003 0.004 0.005 0.006 0.007 0.008 0.009 0.010 Deformation [m]Stiffness coefficient [N/m]K_cerc_t0 K_hexa_t0 K_patr_t0 K_romb_t0 K_hexa_1_t0 K_simp_t0 Figura4-43.Rigiditatea lonjeronului cu diver și promotori de deforma ție, la încercarea cu viteza de 5m/s 1104.7Determinarea energiei disipate în lonjeroane cu divers e secțiuni supuse impactului cu barieră înclinată Siguranța ocupanților unui autovehicul implicat într -o coliziune frontală depinde de modul de concepție a structurii frontale de rezistență a acestuia. Elementele principale, după nivelul cantitățiide energie absorbită, în astfel de evenimente sunt lonjeroanele. Dezideratul oricărui constructor de automobile îl reprezintă canalizarea unei cantități importante de energia dezvoltată pe durata impactului în deformarea axială prin compresiune, evitând pe cât po sibil fenomenul de încovoiere. Astfel, la construcțiile actuale ale autovehiculelor, geometria lonjeroanelor este constituită din tronsoane diferite ca formă și grosime a materialelor. În timpul procesului de deformare, lonjeroanele își modifică lungimea c u până 40-50% din lungimea inițială, devenind o masă compactă de material care nu mai absorb energie, ci doar o transmit. Prin proiectarea structurilor frontale se stabilește gradul de absorbție al energiei de impact, se determină spațiul de deformare și s e influențează masa caroseriei [158]. În paragrafele următoare se analizează deformarea unor lonjeroane de diverse sec țiuni supuse coliziunii cu bariera rigidă. Simulările v or presupune un impact frontal și cu bariera înclinată sub diverse unghiuri, Figura4-44. Secțiunea transversală a lonjeroanelor analizate este circulară, hexagonală și pătrată, Figura4-45. Ca ipoteze de lucru se consideră: ciocnirea dintre masele "m1"și"m2" este o ciocnire plastică; timpul în care se produc deformațiile este foarte scurt, deci vitezele celor două corpuri se modifică instantaneu; corpul de masă "m2" este fix. În urma ciocnirii are loc, în general, o reflectare a undelor de șoc. Dacă se cțiunile barei se deformează plastic de mai multe ori, trebuie să se țină cont de modificările limitelor de proporționalitate și de curgere ale materialului, în urma deformațiilor plastice – ecruisări ale materialului. Abordarea problemei se face considerâ nd că apare o solicitare compusă σ-σ, utilizând legea de conservare a energiei și ținând cont de relațiile solicitărilor de compresiune și încovoiere. Energia cinetică a corpului de masă "m1", care se deplasează cu viteza "v1", se transformă integral în en ergie potențială de deformație prin compresiune și încovoiere. După impact cele două corpuri rămân în contact și au viteza nulă. 2;2 11vmEUEc c  (4-62) zi lA zi l V IElM AElPdxdAIyM E AEdxPdVEU        2 2 21 2 22 222 2 (4-63) unde pentru un lonjeron de secțiune circulară avem:   42 12 2ddA - reprezintă secțiunea transversală a barei   644 14 2ddIz - reprezintă momentul de inerție axial pe axa z  4 14 2 232dddWz -reprezintămodulul de rezisten ță pe axa z 2dPMi - reprezintă momentul de încovoiere y- distanța de la axa neutră pentru încovoiere, la o fibră oarecare a secțiunii transversale. E– este modulul de elasticitate longitudinal al corpului de mas ă"m1". 111Figura4-44. Schema de î ncercarev1 α lxm2 P Pm1 δd d d1d2 YZ σco σi σtot=σco+σi Axa neutra yo y α lxm2 m1 loa) b) c) 112Figura4-45. Secțiunealonjeroanelor supuse coliziunii Până la distanța )tan( dlo , secțiunea transversală "A1" este variabilă și mai mică decât secțiunea "A". În această zonă, limita de curgere σc a materialului se atinge mult mai repede decât pe lungimea l -lo. În funcție de mărimea unghiului "α", lungimea „periculoasă” "lo" are o anumită valoa re. Practic se poate stabili momentul în care rezistența și siguranța de funcționare corpului de masă "m1" este asigurată. Pentru secțiune circulară relația ( 4.63) ia succesiv următoarele forme:     6422 424 14 22 2 2 12 22 ddEldP ddElPU          (4-64) Dacă se consideră o secțiune transversală oarecare, notată cu "A", rezultă:      zIAa AElPU2 2 12 (4-65) Unde"a" este raza cercului de diametru "d" în care se înscrie oricare formă g eometrică a secțiunii transversale (patrat, hexagon, etc). Din relațiile ( 4.62) și (4.65) se obține:      zIAa AElPvm2 2 2 11122 sau  zz IAalImvP21 1 (4-66) Unde"P"reprezintă forța care ia naștere în momentul impactului și depinde atât de viteza corpului de masă "m1" cât și de volumul acestuia, nu numai de aria secțiunii transversale "A". Din figura 4.44 b se observă că solicitarea este un a compusă de tipul σ-σ, deci tensiunea total ă se realizează în fibrele cele mai îndepărtate de locul de impact și este compusă din tensiunea de compresiune și cea de încovoiere. c zi co totWAa AP           1 La o distanță cunoscută egală cuollx , limita de curgere a materialului se atinge la o forță carese dezvoltă datorită impactului, egală cu:       zcWAaAP 1  (4-67) Din relațiile ( 4.66) și (4.67 ) se poate calcula valoarea maximă a vitezei "v1", la care se atinge limita de curgere σ c în secțiuni le transversale "A".R 113 2 21 1 1 daundeWAaAIAalImv zc zz       (4-68)            z zcIAa ml WAaAv2 11 1 1  (4-69) Dacă corpul de masă "m2" nu este fix, atunci pentru un interval scurt de timp cele două corpuri se vor deplasa cu viteza comună "v2". Prin scrierea legii de conservare a impulsului avem:  22 1 11 vmmvm    12 1 12mmmvv (4-70) Din momentul realizării vitezei c omune"v2" structura formată din m 1+m2 poate fi tratată ca un sistem oscilant cu un grad de libertate. Având în vedere ipotezele inițiale se prezintă în continuare rezultatele obținute prin simulare cu metoda elementelor finite. Rezultate obținute La momentul impactului inițial cu bariera, apare o încărcare foarte mare a lonjeronului manifestată prin nivelul mare de accelerații apărute. În practică se dorește reducerea cât mai mare a acestor încărcări inițiale, care apar datorită inerției mari a structur ii de rezistență a automobilului. Practic fenomenul este similar cu străpungerea, în această primă fază a coliziunii, unei cruste dure după care decelerațiile ar trebui să scadă și să crească succesiv, pe măsură ce se formează pliurile. În cadrul comprimă rii axiale se observă o deformare continuă a acestuia, fără a apărea încovoieri sau îndoituri ca în cazul impactului cu un perete oblic, Figura4-46. Lonjeronul cu geometrie hexagonală și pătrat prezintă un mod de deformare similar, dar diferit de cel al lonjeronului circular. Astfel zona care „cedează” în timpul impactului se află la capătul tubului, înspre masa suplimentară, care reprezintă masa habitaclului. Lonjeronul circular se deformează în zona de contact c u bariera. Acest ultim mod de deformare este cel dorit de constructori, trebuind a fi evitate situațiile în care structurile cedează înspre compartimentul pasagerilor. Pentru aceasta se poate apela la variația secțiunii lonjeronului pe lungime, sau la modificarea grosimii tuburilor dinspre zona de impact înspre habitaclu, în sens crescător. În cazul impactului cu bariera perpendiculară pe direcția de deplasare (zero grade înclinare) toate cele trei tipuri de geometrii analizate prezintă deformații prin comp rimare axială. La înclinarea barierei de 2.8 grade numai tubul cu secțiune circulară ajunge la viteza nulă (preia toată energia cinetică), celelalte două tipuri de secțiuni, datorită rigidității lor mai mari ajung să ricoșeze din barieră și să se încovoaie ,Figura4-47. Pe aceste considerente, în acest caz, la stabilirea ariei de sub curba de variație a energiei în timp, s-a ales pentru toate cele trei geometrii ale tubului timpul la care se anulează viteza tubului de secțiune circulară. Rigiditatea mecanică a lonjeroanelor determină nivelul de absorbție al energiei în cazul coliziunii. Forma secțiunii influențează nivelul de absorbție al energiei impactului. Tuburile cu secțiune circulară, respectiv hexagonală preiau mai multă energie prin compara ție cu lonjeronul cu secțiune pătrat, Figura4-48și au un timp de deformare mai mare, excepție doar în cazul impactului frontal când geometria hexagonală și patrat preiau aproximat iv același nivel de energie . Pe grafic cu liniile verticale s -a marcat timpul la care tuburile ajung la viteză nulă, adică preiau toată energia cinetică și nu ricoșează din barieră. 114La înclinarea barierei pentru toate geometriile studiate, tuburile își pie rd stabilitatea de deformare, lucru nedorit pentru constructorii de automobile, datorită nivelului redus de energie absorbită. Figura4-46. Deformarea lonjeronului de secțiune circulară (stânga) și hexagonală (dreapta) 115 Figura4-47. Deformarea lonjeroanelor prin încovoiere la înclinarea barierei 0100200300400500600 0.0000 0.0200 0.0400 0.0600 0.0800 0.1000 0.1200 0.1400 0.1600 Time [s]Energy [J]DEC_cerc_t0 DEC_patr_t0 DEC_hexa_t0 0100200300400500600 0.0000 0.0200 0.0400 0.0600 0.0800 0.1000 0.1200 0.1400 0.1600 0.1800 Time [s]Energy [J]DEC_cerc_002_t0 DEC_patr_002_t0 DEC_hexa_002_t0 050100150200250300350400450 0.0000 0.0200 0.0400 0.0600 0.0800 0.1000 0.1200 0.1400 0.1600 0.1800 Time [s]Energy [J]DEC_cerc_005_t0 DEC_patr_005_t0 DEC_hexa_005_t0 0100200300400500600 0.0000 0.0200 0.0400 0.0600 0.0800 0.1000 0.1200 0.1400 Time [s]Energy [J]DEC_cerc_008_t0 DEC_patr_008_t0 DEC_hexa_008_t0 Figura4-48. Energia absorbită de tuburi în cazul impactului frontal și la înclinări ale barierei de 2.86, 7.13 și 11.31 grade 116In cazul coliziunii cu bariera rigidă înclinată între 0 și 7.13 grade secțiunea circulară preia mai multă energie în comparație cu secțiunea h exagonală respectiv pătrat. Caz particular, la înclinarea de 11.31 grade a barierei tubul cu secț iunea hexagonală preia mai multă energie decât cea circulară, Figura4-49. Prin variația înclinării barierei la unghi uri mai mari de 2.86 grade, se trece de la modul de deformare axială la deformare prin încovoiere, Figura4-47. 05101520253035404550 1 2 3 4Aria_C Aria_H Aria_P Figura4-49. Proporția între energiile absorbite d e cele trei tipuri de lonjeroane pentru impact frontal (1) și la înclinări ale barierei de 2.86 var. (2), 7.13 var. (3) și 11.31 grade, var (4). 4.8Determinarea energiei disipate în structura de rezisten ță a autovehiculelor supuse impactului cu barieră încl inată Reglementările internaționale, tot mai severe în ultimii ani, obligă proiectanții și constructorii de automobile să găsească soluții complexe prin care să crească gradul de protecție al ocupanților unui autovehicul . În continuare se face o analiză a supra gradului de absorb ție al energiei de către o structură de tip lonjeron frontal al unui autovehicul care este implicat în coliziuni frontale cu o barieră rigidă înclinată sub diverse unghiuri. Coliziunile de tip "small overlap" deschid provocări noi c onstructorilor de autovehicule, în scopul dezvoltării de structuri capabile să preia impactul și să asigure protecție ocupanților unui autovehicul. Companiile producătoare de autovehicule se confruntă cu reglementări legislative tot mai stricte în privința numeroaselor aspecte ale siguranței pasive a autovehiculelor. Siguranța pasagerilor unui autovehicul și a pietonilor a condus la necesitatea înțelegerii efectelor accidentului asupra oamenilor, ființe complexe în întregul lor, dar care se subdivid în bărb ați, femei și copii, având diferite caracteristici biologice și fizice. Din datele statistice rezultă că un procent de peste 60% din totalul accidentelor îl reprezintă coliziunile frontale sub diverse unghiuri fa ță de obiectul lovit. Încercările de omologa re aleautovehiculelor în cadrul testelor FMVSS208, ECE -96-79și EuroNCAP nu acoperă întreaga gamă de situații de accidente întâlnită pe drumurile publice. 117Analiza accidentelor rutiere arată că tipul de impact diferă de la caz la caz, având o varietate mare de tipuri de coliziuni: frontale, oblice, laterale, decalate sau de tipul "small overlap ", acestea din urmă fiind în curs de analiză și reglementare prin noi normative de testare la care vor fi supuse autovehiculele. Standardele internaționale privind o mologarea și testarea vehiculelor în cazul ciocnirilor frontale, cuprind scenarii de impact care să acopere doar o parte din diversitatea tipurilor de coliziune. Modele matematice și studii experimentale privind deformațiile structurilor de rezisten ță aleale autovehiculelor se regăsesc în [ 132],[135], [141],[142], [108], [109]. În acest subcapitol se face o analiză teoretică asupra cantită ții de energie disipată de lonjeroanele unui autovehicul în cazul impacturilor la diverse unghiuri de înclinare a bar ierei, așa cum se întamplă în majoritatea accidentelor rutiere. Pe generatoarea lonjeronului s -au realizat promotori de deforma ție de secțiune circulară. Figura4-50. Scenariul de impact frontal și cu bar ieră înclinată în cadrul testelor FMVSS 208 și ECE-R94 96/79/EC La proiectarea structurii de rezisten ță a autovehiculelor trebuie să se țină cont de două considerente: absorb ția energiei cinetice a avehiculului și rezistența la crash astfel încât struct ura să nu se deformeze excesiv cu scopul de a păstra integritatea compartimentului destinat pasagerilor. La absorb ția energiei în structurile cu pereți subțiri ale caroseriei autovehiculelor se întâlnesc cele două moduri de preluare a acesteia, amintite an terior, deformare axială și încovoiere . Deformarea prin comprimare axială se întâlne ște doar în cazul impactului frontal sau , la unghiuri de aproximativ (5° -10°) în cazul unei coliziuni oblice, proces observat și în subcapitolul anterior. Majoritatea eleme telor din structura autovehiculului se vor deforma într -un mod mixt, axial și prin înco voiere, în cazul unui impact [131]. Obținerea unui mod de comprimare axială reprezintă dezideratul major al inginerilor proiectanți de structuri. Acest mod de deformare preia o mare cantitate din energia de impact, însă dificultățile apar datorită instabilității procesului de deformare. Modul de comprimare prin încovoiere, spre deosebire de cel axial, preia mai puțină energie de impact. Testările în laborator și analiza a ccidentelor de circulație au arătat că structurile autovehiculelor sunt predispuse unui astfel de mod de deformare, datorită a numeroși factori de care nu se poate ține seama în totalitate în cazul procesului de proiectare și fabricație al autovehiculelor. Condițiile de simulare utilizatesunt asemănătoare cu cele prezentate în subcapitolele anterioare . S-a analizat modul de deformare și energia absorbită de partea frontală a unui lonjeron de aluminiu pe care s -au prevăzut promotori d e deforma ție de formă c irculară. Lucrări cu abordare similară se regăsesc în [135,136,138]. Lonjeronul a fost supus unor coliziuni frontale și înclinate cu diverse unghiuri fa ță de direcția de deplasare a autovehiculului. Masa caroseriei a fost simulată printr -o greutate adi țională legată rigid de lonjeron la capătul opus impactului. Simulările s -au făcut utilizând aplica ția FEM Ansys Multiphy sics. Promotorii de deforma ție permit o mai bună și rapidă absorb ție a energiei de impact, asigurând un mod stabil de deformare, în zone prestabilite din structura autovehiculului [109]. Aceștia au fost amplasați pe generatoarea lonjeronului câte 5 pe generatoare a tubului, respectiv câte 4 pe diametrul acestuia. 118Încercările s -au făcut la viteze de 5 m/s, lonjeronul fiind constrâns să se dep laseze după axa sa longitudinală. Figura4-51.Schema de impact dupăcare s -au realizat simulările În cadrul simulărilor înclinația barierei a fost cuprinsă între 0 si 51 de grade. Prin metode energetice,ptecum în [108], s-a determinat energia cinetică și de deformare a tubului în funcție de timpul de impact pentru fiecare înclinație în parte. Având în vedere timpii diferiți la care se încheie fiecare dintre simulările de impact, (momentul la care v iteza tubului pe direcția de deplasare Z devine nulă), nu se poate stabili în acest mod care caz preia mai multă energie pe durata impactului. Pentru aceasta s -a determinat, prin integrare aria de sub fiecare curbă a ener giei, în funcție de timpul corespun zător. Din analiza grafică a imaginilor surprinse în timpul simulărilor se observă că pentru înclinarea barierei cuprinsă între 10 și 51 de grade, predomină clar efectul de deformare prin încovoiere a tuburilor și de ricoșare a acestora din suprafața barie rei, pe timpul deformării. În intervalul 3 -10 grade are loc o deformare combinată prin deformare axială și prin încovoiere a tubului. La înclinații ale barierei de 0 -3 grade se observă deformarea tuburilor doar prin comprimare axială. Odată cu creșterea un ghiului de înclinare al barierei, peste limita de 14 grade nivelul de energie absorbită scade, astfel la o înclinare de 51 de grade, nivelul energiei absorbite reprezintă doar 75% din energia disipată la coliziunea frontală. Se observă de asemenea că la în clinații ale barierei cuprinse între 36 și 51 de grade, practic se intră pe un palier constant al energiei absorbite de aproximativ 75% din valoarea obținută în cazul coliziunii frontale. Conceperea unor structuri capabile să disipeze o cantitate mare de energie constituie o preocupare continuă a constructorilor de autovehicule. Realizarea unor promotori de deforma ție, amplasați în punctele cheie pentru a obține un control al deformației sunt soluții viabile perfecționate continuu.V α 119 Figura4-52. Modul de deformare a lonjeronului în timpul impactului frontal Se constată că nivelul maxim de energie absorbită se obține la înclinații ale barierei cuprinse între 0 si 14 grade , rezultate asemănătoar e fiind regăsite în [131]. Valoarea maximă de energie absorbită, pentru geometria studiată, apare la o inclinare a peretelui de 10 grade, ea fiind în acest caz cu 17,5 % mai mare decât în cazul coliziunii frontale (înclinație zero). Adesea în cazul accide ntelor rutiere impactul nu este frontal, nici "offset", ci are loc o coliziune oblică. Normativele FMVSS 208 prevăd teste de coliziune frontală cu bariera înclinată la 30 de grade. Noi reglementări, aflate încă în stadiu de dezbatere vor prevedea teste de omologare a vehiculelor supuse la coliziuni de tip "small overlap" , determinând astfel constructorii și proiectanții de autovehicule să -și intensifice eforturile pentru asigurarea siguranței ocupanților. Figura4-53. Modul de deformare a lonjeronului în timpul impactului cu bariera inclinată 12000.511.522.533.54 0.00 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00 Unghiul de inclinare [grade]Aria de sub curba de energie Figura4-54. Energia absorbită în funcție de unghiul de inclinare al barierei 1215MODELAREA P IETONULUI Scurt rezumat: Modelele corpului uman au fost utilizate în cadrul reconstruc ției și mai apoi al cercetărilor virtuale privind severitatea vătămărilor care apar în cazul accidentelor rutiere. Pornind de la modele simple, formate din corpuri rigide, necesare d oar pentru stabilirea distan ței de aruncare a pietonilor, se prezintă succint modelele multibody, integrate în aplica ții software precum PC -Crash, precum și modelele tridimensionale MEF ale corpului uman dezvoltate în aplicații foarte performante, în care se poate determina cu acurate țe nivelul de vătămare în orice zonă sau organ intern al corpului uman. 5.1Considera ții generale Evoluția modelelor corpului uman în interacțiune cu un vehicul cu care se află în coliziu ne, este strâns legată de dezvoltarea păr ții hardware a sistemelor de calcul. Se vorprezenta în acest capitol modelesimpleși complexe pentru pietonul aflat în interacțiune cu autoturismul. Modelul bi-masă este constituit din picioare împreună cu torsul ca una dintre mase iar trunchiul împreună cu capul o formează pe cea de -a doua. Segmentele din care este constituit pietonul sunt considerate rigide iar în articulații sunt luate în considerare momentele date de tonusul muscular. Conturul pietonului este reprezentat prin segmente de dreaptă. Modelul multibody și celcu elemente finite sunt integrate într -o serie de aplica ții software complexe , PC-CRASH, MADYMO, PAM CRASH, PAM SAFE , capabile să determine cu acurate țe nivelul de vătămare alcorpului uman, ultima categorie reu șind să indice cu precizie leziunile la nivelul organelor interneși al țesuturilor moi. 5.2Modelul pietonului mono -masă ÎnFigura5-1 este schițat procesul prin care un corp solid este lovit într -un punct O 1 = O2, excentric față de axa O 2Y2. Figura5-1 Coordonatele pietonului monomasă în procesul de impact 122Sistemul de axe OXYZeste fix, legat de sol, sistemul O1X1Y1Z1 este mobil, aflat în mișcare de translație față de sistemul fix, iar sistemul O2X2Y2Z2 este legat de corpul al cărui centru de masă se află în punctul "Cg". Punctul O 1 = O2 este astfel centru instantaneu de rotație, în jurul acestuia corpul se rotește cu unghiurile , și. Sistemul OXYZ este legat de sistemul mobil O1X1Y1Z1 prin vectorul de poziție "r0" și de sistemul O2X2Y2Z2 prin vectorul de poziție al centrului de masă "rc"."O1" este centrul instantaneu de rotație al pietonului în timpul impactului cu autovehiculul. Prin rotirea cu cele trei unghiuri menționate anterior, în jurul axelor sistemului se determină versorii noilor poziții ale axelor sistemului mobil, legat de corp, O2X2Y2Z2. Se consideră că rotația corpului va avea loc în trei faze, după cum urmează: a) Rotire cu unghiul  în jurul axei y (y 1 = y1')       jjcosisinkisinicoskk ''' (5.1) Figura5-2 Rotirea corpului (faza a) b) Rotire cu unghiul  în jurul axei z (z 1' = z1'') Figura5-3 Rotirea corpului (faza b) 123    cosjsinijsinjcosiikk ' ' ''' '''''' (5.2) c) Rotire cu unghiul  în jurul axei x (x 1'' = x2)       cosjsinkjiisinjcoskk '' '' 2'' 2'' '' 2 (5.3) Figura5-4 Rotirea corpu lui (faza c) În urma efectuării calculelor se vor obține relațiile pentru versorii sistemului de coordonate O2X2Y2Z2. Se observă că versorul axei y 2 este j2, și are față de sistemul OXYZ următoarea poziție:                  )cos()sin()sin()sin()cos()cos()cos()cos()sin()cos()sin()sin( uuu uj zyx cg2 (5.4) Deoarece mișcarea în spațiul tridimensional este mai dificil de studiat pentru corpuri, se va analiza doar mișcarea în planul YOX . Prin urmare vom avea doar o rotație în jurul axei OZ , cu unghiul , veziFigura5-5, iar relația ( 5.4) devine:          0)cos()sin( uuu uj zyx cg2 (5.5) Vectorul de poziție al centrului de masă al corpului "rc" va fi: 124cg20c uCOrr   (5.6) de unde rezultă ecuațiile coordonatelor centrului de masă al corpului pe axele x și y:         )cos(COyy)sin(COxx 2 Oc2 Oc(5.7) Figura5-5 Rotirea în plan a corpului Pentru vectorul de poziție al punct ului de impact, care este în prima fază și centru instantaneu de rotație "ro", se poate alege o lege de variație, dacă autovehiculul este în mișcare în momentul impactului, sau poate fi nul dacă în momentul impactului autovehiculul a fost frânat total. Înipoteza absenței unei legi de mișcare pentru vectorul "ro", prin derivarea relației anterioare se vor obține succesiv vitezele și accelerațiile centrului de masă al corpului. Figura5-6 Modelul impactului d intre autoturism și pietonul monomasă        )sin()h1c(y)cos()h1c( x cc(5.8)            )cos()h1c()sin()h1c(y)sin()h1c()cos()h1c(x 2 c2 c(5.9) Pentru simplificarea calculelor se va forma un sistem de forma: 125                                2 cc 0)cos()h1c()sin()h1c( 1)sin()h1c()cos()h1c( yx (5.10) care poate fi scris simplificat sub forma:         2B Aa (5.11) unde [A] este matricea coeficienților accelerației unghiulare a pietonului; [B] este matricea coeficienților pătratului vitez ei unghiulare a pietonului; {a} este vectorul accelerațiilor de translație și rotație ale corpului. Conform cuFigura5-7 pentru cazul pietonului monomasă ecuațiile de echilibru sunt: Figura5-7 Schema forțelor care acționează asupra pietonului monomasă                  )cos(1 100010001 11   hcFGF yx Jmm cc (5.12) care poate fi scris simplificat sub forma: QaM (513) unde: [M] este matricea masei și a momentului de inerție a pietonului; [Q] este matricea forțelor care acționează asupra pietonului; {a} este vectorul accelerațiilor de translație și rotație ale corpului. În vederea aflării necunoscute lor, din ecuațiile ( 5.11) și (5.13) prin înmulțire la stânga cu [A]T se va obține: 126  ext2 T TQ BMA AMA          (5.14) unde: QAQT ext   (5.15) Relația (5 .14) poate fi scrisă sub forma:   Q B A       21 1   (5.16) Relația (5.16) reprezintă forma simplificată a ecuației diferențiale în necunoscuta  =(t). Prin înlocuirea acesteia în relația ( 5.7) se pot afla coordonatele centrului de masă al corpului pietonului . Pentru un pieton a cărui înălțime este de 1,80 m, cu masa de 73 kg și înălțimea punctului de impact la 0,75 m de la sol, în urma reprezentării grafice a soluției ecuației diferențiale de ordinul doi s-a obținut o curbă de regresie a cărei ecuație poate f i aproximată printr -o funcție polinomială de ordinul doi a cărei expresie este: t1363.0t0011.02   (5.17) Graficul acestei funcții este prezentat în Figura5-8. Cu relațiile ( 5.7) și (5.17) se va trasa traiectoria pietonului în momentul impactului acestuia cu autoturismul Pentru aceasta se va da punctului de contact “O1” = “O2” dintre autovehicul și pieton o lege de mișcare. Variația unghiului de rotație la pietonul monomasă y = 0,0011x2 + 0,1363x 020406080100 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 Timpul [ms][grade]Monomasa Poly. (Monomasa) Figura5-8 Exemplu de determinare a unghiului der rotatie al corpului pietonului monomasa 1285.3Modelul matematic cu mai multe mase Figura5-9 Modelul matematic - schema genera lă Pentru genera rea ecuațiilor s -a utilizat modelul mathematic cu doua mase a pietonului, acesta putand fi modificat cu usurință, prin adăugarea de mase suplimentare. La timpul t  t0 = 0, după ce autoturismul a acționat asupra genunchiului pietonului, punctul de contact fiind A, în configurația de impact autovehicul frontal - pieton lateral, pietonul se va găsi în poziția prezentată în figura Figura5-10. În această primă fază a impactului se consideră că centrul instantaneu de ro tație al masei unu a pietonului este în punctul de contact cu bara parașoc a autoturismului, masa doi rotindu -se în jurul articulației șoldului. Articulația șoldului este considerată ca o articulație cilindrică, în cazul rezolvării problemei plane, în ea a vând un coeficient de rigiditate k 21, care simulează tonusul muscular. Figura5-10 Pieton în poziția trecând strada 129Coordonatele centrelor de masă, pe axele X si Y, a celor două segmente de corp sunt, conf orm schemei din figura Figura5-9. Prin derivare se vor obține 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( 2211    c hlhyc hlxhchyhcx cgcgcgcg (5.18)             )sin(2)sin()1()cos(2)cos()1()sin()1()cos()1( 2211        c hl yc hl xhc yhc x cgcgcgcg (5.19) Pentru aflarea necunoscutelor se va aborda metoda Lagrangeană 0       i iiqV qEc qEc dt , (5.20) unde pentru cazul nostru i=1.. n, iar"qi" sunt unghiurile α respectiv β pentru cazul prezentat  iiEcEc (5.21) 2 22 ii i i iJvcgmEc(5.22) 2 2 2 cgicgii yxvcg    (5.23)    22 1 1,     ii ii icgi ikygmV(5.24) Unde avem: Ec– energia cinetică; V– energia potențială mi– masele segmentelor de corp ce alcatuiesc pietonul; Ji– momentele e inerție ale maselor pietonului; 130Vcgi– vitezele centrelor de masă ale maselor pietonului; ki– coeficienții de rigiditate din articulațiile corpului pietonului; Prin înlocuire în relația ( 5.20) și prin derivarea acesteia se va obține un sistem de ecuații diferențiale în necunoscutele αșiβ. 5.4Modelul multibody al pietonului Pentru simularea co liziunilor cu programe de simulare 3D a cinematicii, autovehiculele sunt în general considerate ca fiind corpuri rigide. Pentru coliziuni în care sunt implica ți pietonii, sau obiecte de dimensiuni mici, formate din mai multe componente, această simplificar e nu permite ca mișcarea să fie modelată cu precizie. Pentru a obține rezultate realiste, este necesar ca pietonii să fie modelați ca sisteme multicorp [32]. Sistemul multibody este definit de Schabana ca o serie de subsisteme numite corpuri componente șisubstructuri. Mi șcarea subsistemelor este determinată de legături cinematice datorită diferitelor tipuri de articula ții și fiecare susbsistem sau componentă poate fi supusă deplasărilor mari de transla ție și rotație. Modelul corpului uman ca un sistem mult ibody, analiza mișcării, estimarea forțelor și reacțiunilor din mușchi și articulații, precum și forțele exterioare care acționează în structura sa osoasă este un domeniu de cercetare interdisciplinar [62], [63]. Figura5-11.Modelul multibody al pietonului în PC -Crash Ecuațiile lui Newton și Euler utilizează rela țiile pentru viteze și accelerații [61]. Reacțiunile determinate de legături pot fi reduse la un număr minim de forțe de legătură generalizate, cunoscute sub denumirea de multiplicatori Lagrange, [60]. Cinematica sistemului rigid și constrângerile olonome, [61]: ge cQtxxqtxxqxM    ),,(),,(   (5.21) Cinematica sistemului olonom și constrângerile acestuia: ge cQtyyqtyyqyJM    ),,(),,(    (5.22) Cinematica sistemului neolonom și constrângerile acestuia: ge cQtzyqtzyqzLM    ),,(),,( (5.23) 131Înmembrul stâng al ecuațiilor descrise de rela țiile(5.21)- (5.23), forțele de inerție sunt caracterizate de M-matricea de inerție, J,L- matricele globale Jacob iene șicq- vectorul forțelor Coriolis, [61]. Înmembrul drept al ecuațiilor se găsesc: vectoruleq al forțelor aplicate, care includ forțele de control și forțele de legătură compuse din matricea distribu țiilor globaleQșivectorulgal forțelor de legătură generalizate, [ 60], [61]. Ecuațiile de mișcare sunt seturi complete de ecuații care urmează să fie rezolvate utilizând metode clasice de rezolvare. Există două abordări utilizate, rezultând ecuații diferențiale algebrice (DAE - un set de ecua ții diferențiale în care apar, linear și forțele de legătură) sau ecuații diferețiale ordinare (ODE - un set de ecua ții din care forțele de legătură au fost eliminate prin diferite procedee). Utilizarea ecuațiilor diferențial e ordinare (ODE) se bazează pe eliminarea for țelor de legătură, folosind ortogonalitatea de mi șcări generalizate și legături, pentru sistemele cu legături olonome. Astfel se va reduce numărul ecua țiilor ce trebuie rezolvate și numărul necunoscutelor coordonatelor independente care trebuie ob ținute, rămânând un număr minim de ecuații [62], [63]. Prin utilizarea unor sisteme multibody este posibil de a corela leziunile pietonilor cu zonele deformate ale autovehiculului. Pietonii modela ți ca sisteme multicorp (cap, trunchi, pelvis, etc.) sunt constitui ți din elemente interconectate cu articulații cilindrice și sferice. Pentru fiecare element pot fi adoptate diferite proprietă ți, cum ar fi geometria, masa, rigiditatea și coeficientul de frecare cu diverse supraf ețe.În PC-Crash geometria fiecărui element este defintă printr -un elipsoid general de gradul " n" [ 20]. Aplicația utilizează un număr mare de parametri de intrare, furnizați de către utilizator, pentru modelarea impactului cu pietonul. Multe dintre variab ile sunt oferite ca implicite de către aplica ție, de aceea rezultatele pot varia mult prin modificări minore ale acestora [123]. Ecuația unui elipsoid general de grad "n" cu semi-axele a, b, c este dată de rela ția: Figura5-12.Elipsoid de grad "n" folosit pentru definirea segmentelor de corp la modelul pietonului [20] 1         nnn cz by ax(5.24) 132Următoarele ecua ții descriu sup rafața și normalele la suprafa ța elipsoidului :      eee ZYX P (5.25) )(cos)(cos),(2 2 uvavuXn n e   (5.26) )(sin)(cos),(2 2 uvbvuYn n e   (5.27) )(sin),(2 vcvuZn e  (5.28)                         100 )(sin1 010 )(sin)(cos1 001 )(cos)(cos1),(2222222222vcu vbu vavunn n n n n(5.29) unde"u" este unghiul axei X e a elipsoidului în planul X e-Ye,și"v" este unghiul la planul X e-Ye, cu domeniile:     2,2,  vu 5.5ModelulFEM alcorpului uman Dezvoltarea rapidă a tehnicii de calcul a atras după sine conceperea de aplica ții software foarte complexe, capabile să modeleze prin metoda elementelor finite a corpului uman. Cele câteva modele dezvoltate de firm e precum Toyota, Ford, ESI Group sau Wayne States University prezintă și unele dezavantaje. Modelul celor de la Toyota se nume ște THUMS -(Total Human Model for Safety) [175]. Acesta are un schelet detaliat, identic cu cel al corpului uman. Țesuturile moi, precum mu șchii, epiderma, ligamentele și tendoanele din articulații sun t de asemenea reprezentate [177, 175, 178]. Organele interne ale trunchiului și abdomenului, precum și creierul sunt modelate prin elemente solide și de tip beam [17 5]. Vertebrele sunt considerate ca niște corpuri rigide. Limitările acestui model sunt date de imprecizia rezultatelor în ceea ce privește leziunile țesuturilor moi și ale coloanei vertebrale. Ford a devoltat la rându -i un model FEM pentru un adult 50% de sex masculin și a reușit să valideze modelul toracelui prin compararea rezultatelor cu cele ob ținute la testele cu cadavre umane [176]. Acest model prezintă un schelet detaliat, similar cu cel al corpului omenesc precum și organele interne din abdomen și cutia toracică. Modele FEM pentru anumite segmente ale corpului uman au fost dezvoltate pentru simulări ale impactului dintre autovehicule și pietoni. Takashi și alții [172] au propus modele ale membrelor inferioare utilizând aplica ția PAM-CRASH. Geometria oaselor este prelua tă din HDummyTM [173], care are la bază modelul propus de Viewpoint DatalabTM [174]. Schuster și alții [170] au propus un model al piciorului care include oasele lungi (Femur, tibia, fibula) precumși oasele plate (pattela) și tesuturile moi ale articulați ei genunchiului (cartilagii, meniscul, ligamente). 133 Figura5-13Modelul THUMS, pieton adult de sex masculin 50% [179] 134 1356CERCETĂRI EXPERIMENT ALE PRIVIND COLIZIUN EA AUTOTURISM – MANECHIN PIETON [180], [181] Scurt rezumat: În acest capitol sunt descrise etapele de punere în operă a încercărilor experimentale privind coliziunea dintre autoturisme și pietoni. Pentru definirea încercărilor s -au considerat ca reprezentative pentru cazul accidentelor pieton – automobil următoarele două situații: Pieton în poziție laterală (traversând strada), automobil frânând; Pieton în poziție cu fața spre autoturism. Sunt descrise etapele de instrumentare a manechinului pieton, pregătirea autoturismului, aparatura de achiziții de date și de determinare a vitezei autoturismului, camerele de filmare rapidă, și instalația de tracțiune a autovehiculului. În ultima parte a capitolului sunt prezentate fazele impactului, modurile de interpretare a diagramelor obținute în urma impactulu i și coroborarea acestor date cu înregistrările grafice obținute cu camerele de mare viteză. De asemenea se prezintă vătămările pietonului și avariile produse autovehiculului. 6.1Regulamante, metode de încercare și aparatura de măsurare La sfârșitul anilor 19 80, 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. Uniunea Europe ană a adoptat recent o Directivă similară (2003/102/EC, Dec. 2003) celei japoneze, dar care acoperă, de asemenea, și cerințele pentru vătămări asupra piciorului. Propunerea este încorporată în Legislația Comunității, sub sistemul creat de Directiva 70/156/EEC. Este aplicabilă autoturismelor, vehiculelor sportive, camioanelor ușoare și altor vehicule comerciale ușoare, cu aplicare în două etape începând cu 2005 și 2010. Regulamentul canadian referitor la bara de protecție este unul dintre cele mai riguroase de acest tip din lume. Acesta este propus spre analizarea compatibilității bară -pieton. National Highway Traffic Safety Administration (NHTSA) a Stalelor Unite a încheiat dezvoltarea unei cerințe de testare cu impactor cap la începutul anilor 1990. De atun ci, efortul a fost îndreptat către cercetarea pentru sprijinirea grupului de lucru pentru protecție pasivă a International Harmonized Research Activities (PS -WG IHRA). Un număr mare de pietoni și bicicliști devin victime ale coliziunilor frontale cu autotu risme. Acest lucru a fost identificat de către Comitetul European pentru Siguranța avansată a Vehiculelor (EEVC) și 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 și regulamente pentru a impune protecția pietonului. În primul trimestru al anului 1987 a fost discutată una dintre aceste propuneri de către grupul „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 sfârșitul anului 1987 a fost înființat Grupul de Lucru „Protecția piet onului” WG10. 136Mandatul acestui grup a fost de a determina metode de testare și nivele acceptabile de evaluare a protecției oferite pietonilor de către structura frontală în cazul accidentelor. Metodele de testare ar trebui să fie bazate pe teste pe subsis teme, cum ar fii: bara de protecție (inclusiv radiatorul), muchia frontale a capotei (inclusiv faruri și muchia frontală a aripilor) și suprafața capotei (inclusiv muchia inferioară a parbrizului), testele fiind necesare atât pentru pieton adult cât și pen tru pieton copil la impactul la 40km/h. Studiile au inclus teste cu manechin la scara 1:1, teste pe cadavre, reconstrucții de accidente, analiza datelor achiziționate în urma accidentelor și 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 și încheiate în iunie 1991 de către un consorțiu european format din BASt, INRETS, LAB/APR, TNO și TRL. Cel de-al treilea și ultim raport EEVC WG10 a fost realizat în 1994, fiind axat pe modificări și îmbunătățiri ale versiunilor anterioare de propuneri de metode de testare. WG10 a fost desființat în noiembrie 1994. S-a decis în iunie 1997 crearea unui nou grup de lucru – EEVC WG17 „Siguranța pasivă”, având două sarcini principale: Revizuirea metodelor de testare EEVC WG10 (raport final 1994) și propunerea posibilelor modificări, ținând seama de noile date de statistică existent e, biomecanică și rezultatele unor teste; Pentru definirea încercărilor s -au considerat ca reprezentative pentru cazul accidentelor pieton – automobil următoarele două situații: Pieton în poziție laterală (traversând strada), lovit cu partea median -laterală dreapta a autoturismului, vehicul aflat în frânare ; Pieton în poziție staticăcu fața spre autoturism, lovit cu partea centrală a barei para șoc, autovehicul aflat în deplasare cu viteză constantă. În ambele situa ții analizate , din considerente tehnice, viteza autoturismului în momentul impactului a fost de aproximativ 30 km/h. Pentru efectuarea încercărilor este necesară următoarea aparatură: Manechin pieton i nstrumentat cu accelerometre și/ sau alți traductori; Autoturism pregătit pentru coliziune și echi pat cu două biomanechine humanoide Hybrid II First Technology USA; Instalație de tracțiune pentru autoturisme (pista coliziune, instalație tracțiune, cablu tracțiune, cărucior tracțiune autoturisme, amortizor deblocare cărucior tracțiune, sistem deblocare pene conice, blocare cablu tracțiune); Sistem de iluminare pentru filmare rapidă (1000 img/sec); camere filmare rapidă 1000 img/sec STARLEX USA și sistem electronic de sincronizare a startării simultane sau decalate a camerelor de filmare rapidă; Sistem de măsurare a vitezei autoturismului Tag Heuer – Elveția; 137Două fotocelule de startare automată a camerelor le filmare, una pentru sistemul de înregistrare din instalația de achiziționare date la coliziune și una, semnal trigger; Cabluri pentru achiziție date la coliziune, în cazul in care nu se dispune de dataloggere; accelerometre triaxiale; Instalație achiziție date la coliziune; Programe pentru analiza și prelucrarea semnalelor și imaginilor filmate la 1000 img/sec; Surse de alimentare și accesorii specifi ce încercărilor de coliziune. 6.2Manechinul pieton Scheletul manechinului este compus din elemente metalice care îi conferă o bună rezistență structurală și se apropie în mare măsură ca raport masic de scheletul uman. Acesta este acoperit custraturi de cauciuc siliconic care îi asigură forma umanoidă dorită. Părțile componente ale manechin ului sunt prezentate în cele ce urmează. Figura6-1 Capul manechinului Capul are ca piesă de bază o structură din sârmă e oțel care este acoperit ă cu un strat de silicon care asigură fidelitatea biomecanică precum și repetabilitatea răspunsului capului la impactul cu suprafețe tari. În interiorul acestuia este un accelerometru triaxial montat în centrul de greutate, furnizând date despre accelerațiile la care este supus creierul în timpul unui impact. Metoda de evaluare a gravității leziunilor capuluise face prin măsurarea valorii HIC. Gâtul manechinului este realizat în două variante. Prima, mai rigidă și cu limitarea grade lor de libertate, a doua oferind mai multă libertate mișcării și îndeplinește cerințele de biofidelitate. Gâtul este format din piese flexibile, concepute pe criterii biomecanice, cu răspunsuri de atenuare în flexie și extensie. Este format din patru verte bre rigide metalice și patru garnituri modelate în cauciuc (butil elastomer). Garniturile de cauciuc au fost alese pentru caracteristicile de atenuare și realizarea histerezisului biomecanic. Armăturile terminale din metal au rolul de a asigura legăturile cu capul și torsul manechinului deoarece în special în timpul impacturilor longitudinale (frontale sau față -spate) apar forțele de încovoiere și de forfecare care solicită acest organ.Mișcarea de flexie -extensie a gâtului mimează răspunsul corpului uman supus acelora și solicitări. Coastele sunt realizate din platbande de oțel nituite pe două piese prinse de coloana vertebrală la partea din spate șipe o piesă care simbolizează st ernulla partea din fa ță. Ele pot fi ajustate 138pentru a simula forma toracelui umanșisunt acoperite cu un material siliconic pentru atenuare, aplicat pe suprafața lor interioară și exterioară. Se asigură astfel răspunsul dinamic al cutiei toracice la impactul frontal distribuit. Figura6-2 Ansamblu torace Materialul siliconic atașat în partea din față a coastelor ajută la distribuirea sarcinilor. Manechinul prezintă o coloană vertebrală formată dintr -un ansamblu telescopic de țevi, care permite reglarea înălțimii toracelui. Figura6-3 Manechinul pieton – structura osoasă și musculară Bazinul este turnat din cauciuc silicon ic și este prevăzut cu două articulații cili ndrice la care s-au adăugat una sau două suprafețe de frecare î ntre partea conducătoare și cea condusă, acestea oferind posibilitatea mișcării în cele două plane, planul x, vertical transversal de referință și planul y, vertical longitudinal de referință. Aceste articulații oferă posibilitatea simulării momentului c are apare în articulația șoldului la om. Reglarea momentului din articulație se face prin strângerea unui șurub și a unei piulițe. 139Brațele nu sunt prevăzute cu instrumentație, deoarece vătămările posibile nu ar pune în pericol viața pietonului, în raport c u vătămările suferite de celelalte părți ale corpului. Articulația genunchiului se poate asimila cu o articulație cilindrică la care s -au adăugat două suprafețe de frecare între partea conducătoare și cea condusă. Accelerometrele au fost montate în cutiatoracicăși în cutia craniană, cu axele paralele cu cele trei plane anatomice ale corpului (coronal, sagital și transversal), vezi Figura6-4. Axele X și Y pe care s-au înregistrat accelerațiile sunt conținute în pl anele sagital, respectiv coronal, iar axele Z sunt paralele la planul transversal. Figura6-4 Amplasarea manechinului în raport cu autoturismul 6.3Pregătirea autoturismului Autoturismul utilizat a fost lest at la o greutate de 1024 kg, cu rezervorul de combustibil gol. Partea din față, respectiv capota au fost vopsite pentru a se diferenția zonele cu potențiale diferite de vătămare a pietonului și pentru a facilita analizele de imagine cu programe speciale. Î n autoturism au fost mon tate două manechine Hybrid II . În portbagaj a fost montat un sistem special de frânare cu declanșare electrică prin cablu. Rolul acestui sistem a fost de a declanșa frânarea autoturismului în momentul impactului cu manechinul pieto n și evitarea distrugerii lui prin impactul accidental cu diverse obstacole. Sistemul este format dintr -o pompă centrală de frână, cu două circuite, identică cu cea de pe autovehicul, ac ționată de presiunea unui gaz (azot)stocat în două butelii. Eliberare a presiunii gazului din butelii se face prin a cționarea electrică de la distan ță a unor electrovalve montate pe robinetul buteliilor. Sistemul astfel conceput este conectat la sistemul de frânare al autovehicu lului, pompa centrală de frână a acestuia fiind decuplată de la sistem. 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. 140 Figura6-5 Stabilirea repartitiei maselor autoturismului Figura6-6 Instalația de frânare îmbarcată în autoturism 6.4Instalația de tracțiune pentru autovehiculele supuse coliziunilor Instalația poate tracta autovehicule la o v iteza de peste 100 km/h cu o precizie de ± 1 km/h și cu accelerații cuprinse intre 2 și 10 m/s 2. Ea se compune din următoarele subansamble și instalații: Pista de coliziune cu o lungime de aproximativ 200 m, care permite coliziuni auto cu bariere fixe (zid ), cu bariere mobile (1100 kg și 1800 kg), autoturism cu autoturism (două în mișcare sau unul stând pe loc), coliziune laterală, coliziune laterală autoturism cu bariera tip stâlp, răsturnări autoturism. 141Unitatea de acumulare a energiei pneumo -hidraulică c u servovalvă de comandă controlată prin calculator, butelii deazot, acumulatoare cu piston, motor hidraulic de acționare și motor electric. Unitatea de antrenare a autoturismului compusă din: cablu de tracțiune (fără sfârșit), cărucior tracțiune autoturis me, canal rulare cărucior, amortizor deblocare cărucior tracțiune, sistem deblocare pene conice. Unitatea electronică de comandă care permite introducerea mărimilor definitorii pentru tracțiune (viteza, timpul de accelerare, timp de mers uniform și timpul de frânare). Unitatea permite startarea din camera de achiziție a datelor la coliziune, memorarea parametrilor tracțiunii și oprirea în caz de urgentă. 6.5Filmarea rapidă și 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 poziționate pentru filmarea de tip: vedere de sus și din lateral stânga. Gradul de iluminare necesar a fost obținut prin monta rea a 30 lămpi cu becuri de 1 kW fiecare. S -au montat 20 lămpi în poziție laterală și 10 lămpi pentru iluminare de sus. Startarea camerelor se face cu instalații speciale de sincronizare și startare simultană. Figura6-7 Camerele de filmare de mare viteză și 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 și grade de iluminare deosebite. 1426.6Măsurarea vitezei autoturismului Viteza autoturismului a fost măsurată cu un vitezometru cu fotocelule electrice. Precizia de măsurare este de 0,1%, cânddistanța între cele două fotocelule este de 1 metru. Acest tip de velocimetru constă din doi senzori sub forma unor fotoelemente care emit lumină într -un anumit spectru către două oglinzi amplasate în fa ța lor. Atât timp cât lumina ref lectată de cele două oglinzi este recep ționată de către ce doi senzori aparatul af ișează o viteză nulă. La trecerea unui vehicul prin fa ța senzorilor, fluxul de lumină este întrerupt. Cunoscând distanța dintre senzori și timpul cronometrat la intreruperea fluxului de lumină între cei doi senzori se poate determina viteza autovehicululu i care trece prin fa ța aparatului. Figura6-8Schema de func ționare, p oziționarea fotocelulelor și aparatura de startare automată 6.7Instalația de achiziție de date la coliziune Pentru determinarea acceler ației în timpul impactului au fost efectuate măsurători utilizând accelerometre piezorezistive de tip PCB 338M12. Pentru o bună funcționare, acestea trebuie montate adecvat și cuplate corespunzător la echipamentele de măsură. În figură sunt prezentate diverse moduri recomandate de către producător, de montare a accelerometrelor. Primele două modalități de montare au la bază două soluții de fixare filetate iar următoarele prezintă două soluții de fixare cu magneți. 143 Figura6-9 Accelerometrul PCB uniaxial Figura6-10 Principii de montaj al accelerometrelor O altă modalitate de fixare este aceea de a combina soluția de fixare cu adeziv industrial pentru me tale 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 cutia craniană, în centrul de masă al capului și unul în cutia toracică, cu prindere de coloana vertebrală , pentru a permite înregistrarea accelera țiilor la nivelul capului, respectiv la nivelul toracelui în momentul impactului. Montarea accelerometrelor pe sistemele triaxiale și fixarea acestora din urmă pe ma nechin s-a facut respectând paralelismul axelor triortogonale cu cele trei plane anatomice ale corpului (coronal, sagital și transversal). Axele X și Y pe care s -au înregistrat valorile accelerațiilor sunt conținute în planele sagital, respectiv coronal, a xa Z fiind perpendiculară pe acestea. 144 Figura6-11 Suportul pentru realizarea unui montaj triaxial al accelerometrelor Cele 6 accelerometrele au fost conectate la un amplificator de semnal pentru vibrații PCB F483B07, pentru a asigura atât sursa necesară de curent continuu către senzori cât și amplificarea semnalului de răspuns oferit de către aceștia. Figura6-12 Amplificatorul de date Amplificatorul a fost conectat la o placă de achiziție National Instruments NI USB 6218 pe 6 canale de achiziție de tip intrare analogică. Cu ajutorul acestei plăci s -a realizat transferul datelor în timp real către calculatorul portabil. Lanțul de măsură construit pe ech ipamentele și procesele descrise anterior este reprezentat schematic în figura de mai jos. 145 Figura6-13 Lanțul de măsură pentru achiziția datelor Momentul impactului cu vehiculul s -a marcat prin contact ele ctric montat la nivelul genunchiului manechinului. Viteza vehiculului înainte de impact s -a măsurat cu ajutorul instalațiilor timp – viteza direct în km/h. 146Nivelul maxim al decelerațiilor măsurate în cap (după axele x, y, z). a fost în domeniul 0  200 g iar nivelul maxim al decelerațiilor măsurate în cutia toracică (după axele x, y, z) a fost în domeniul 0  100 g. 6.8Desfășurarea testelor și analiza rezultatelor În cadrul testărilor experimentale pietonul a fost așezat în fața autovehiculului, în poziția "traversând strada”, cu piciorul stâng înspre autoturism. Impactul a avut loc în regiunea genunchiului stâng, puțin deasupra acestuia. Viteza autoturismului în momentul impactului a fost de 30 km/h, autovehiculul lovind pietonul cu zona median -stângă a bareiparașoc. Acționarea asupra sistemului de frânare s -a făcut cu 2 m etri înainte de locul coliziunii. În al doilea scenariu pietonul a fost așezat cu fața spre autoturism, el fiind lovit frontal de zona mediană a barei parașoc 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 și desfășurare a experimentelor este prezentat în tabelele următoare, iar rezultatele obținute sunt ilustrate în figurile următoar e. Din analiza diagramelor obținute s -a constatat că pentru viteza de impact de 30 km/h durata coliziunii efective dintre pieton și automobil este de aproximativ 4 00 ms pentru primul test , după aceasta pietonul căzând pe carosabil. Impactul în regiunea me mbrelor inferioare ale pietonului durează aproximativ 90 ms. Timpul după care pietonul se lovește cu capul de parbriz este de aproximativ 190 ms. La ambele probe pietonul a fost proiectat cu capul în parbrizul autoturismului. De asemenea membrele inferioar e s-au rupt în zona de contact cu bara parașoc. În timpul celui de al doilea test manechinul s -a rupt din articulația bazinului. 147 Figura6-14 Schema de desfășurare a încercărilor experimentale Acest lucru s -a datorat reglajului momentului din articulație, moment care a depășit valoarea la care s-a produs ruperea articulației în zona de sudură. Accelerațiile medii înregistrate, din momentul impactului în zona genunchiului, până la izbirea pietonului cu capul în parbriz și pe durata impactului secundar, cu so lul, au fost redate în tabelul 6 .1. 148Tabelul .1 Accelerațiile medii înregistrate la nivelul capului și 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 Forța 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 accelerațiilor, manechinul nu a lovit solul c u capul ci doar s -a rostogolit pe acesta în urma mișcării de rotație imprimată la impactul primar în zona picioarelor. Accelerațiile apărute în cazul impactului cu solul sunt mai mici decât la coliziunea directă cu autoturismul. Accelerațiile mai mari apăr ute la testul numărul doi se datorează ruperii manechinului din articulația bazinului. În urma efectuării experimentelor, atât la prima cât și la cea de -a doua probă, avariile provocate de pieton autoturismului au fost importante doar în regiunea parbrizu lui. Pe capotă s - au înregistrat doar urme de ștergere. Bara parașoc nu a suferit deformații. Analizând înregistrările filmate și diagramele se regăsesc cele trei faze principale ale impactului, cu men țiunea că în faza de contact cu autoturismul se evidenți ază bine și faza de "transport" pe capot ă a pietonului după impactul secundar : 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 i mpactul cu solul; Faza derostogoire/alunecar , din momentul luării contact cu solul, până la poziția finală a pietonului. 6.8.1Contactul cu autoturismul Această fază cuprinde o serie de etape, datorită complexității fenomenelor care apar: Impactul primar cu l ovirea pietonului la nivelul genunchiului; Rezemarea pietonului cu zona femur -bazin de muchia frontală a capotei, simultan cu rabaterea părții superioare a corpului pe capota autoturismului; Rotirea corpului pietonului în jurul axei sale longitudinale; Impactulsecundar al capului pietonului cu parbrizul; Purtarea pietonului pe autoturism (sub-faza de transport); Căderea/lansarea de pe autoturism. 149La impactul primar pietonul este lovit la nivelul genunchiului de către bara parașoc a autoturismului. Deoarece în cazul prezentat autoturismul a fost frânat doar cu puntea spate nu s -a observat o mișcare de tangaj a acestuia în momentul frânării. După un timp foarte scurt muchia capotei vine în contact cu femurul pietonului. Figura6-15 Impactul primar în zona genunchiului Tot aici se poate vedea fenomenul de “mulare” a membrelor inferioare pe partea frontală a autoturismului. Acesta se datorează mobilității articulaților membrelor inferioare sau, în cazurile nefericite datorită fracturării a oaselor. Partea inferioară a piciorului, până la genunchi, tinde să fie trasă sub autovehicul datorită cedării ar ticulației genunchiului .În faza de tragere a picioarelor sub autoturism sunt posibile apariții ale fracturilor d e gleznă. Rabaterea pietonului pe capotă începe cu o oarecare întârziere, față de momentul impactului , datorită iner ției dată de masa pietonului . Mișcarea de rotație a pietonului în jurul axei sale longitudinale ia naștere datorită poziției piciorului mane chinului care este lovit prima dată de bara parașoc. Punctul de aplicație al forței de impact este excentric față de axa longitudinală a pietonului și astfel apare un moment de rotație. Rotația începe cu o oarecare întârziere, aceasta datorându -se distribu ției masei pietonului pe picioare. Figura6-16 Mișcarea de rotație a pietonului La rabaterea pietonului pe capota autoturismului rotația are loc în jurul punctului de contact dintre capotă și femur. În mome ntul când pietonul se lovește cu capul de parbriz , impactul 150secundar, se încheie prima subfază a timpului de contact dintre autoturism și pieton. D eoarece partea superioară a corpului este mai grea decât picioarele, pentru un timp corpul și capul pietonulu i devin corp comun cu autoturismul, iar picioarele se rotesc în jurul articulației bazinului, datorită mișcării imprimate la impactul primar. După impactul secundar a pareo nouă subfază numită de "transport" a pietonului pe autovehicul. Ea se eviden țiază celmai bine în domeniul vitezelor mici de impact. Cele două subfaze cumulate ca timp sau distan ță formează faza de " distanțatotală detransport " sau faza de contact cu vehiculul. 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. 6.8.2Faza 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. Tratarea în detaliu a aces tei faze s-a făcut în capitolul I. 6.8.3Faza derostogolire/alunecare Odată ajuns pe sol pietonul se va rostogoli și va aluneca, poziția finală fiind complet aleatoare. Distanța de alunecare pe sol a pietonului depinde de coeficientul de frecare dintre sol și pieton, coeficient care este influențat de natura suprafețelor care vin în contact. Contactul cu solul se poate face cu oricare dintre părțile corpului. S -a constatat că în urma impactului cu solul, pietonul nu a atins carosabilul cu capul ci doar cu torace le și membrele inferiore, rostogolindu -se pe acesta. În urma înregistrărilor, din diagramele accelerațiilor și filmările efectuate, rezultă: Forța maximă la impactul dintre bara parașoc a autoturismului și pieton apare după un timp de aproximativ 25 de ms, efectul acesteia fiind ruperea piciorului manechinului. Accelerația maximă înregistrată a fost în momentul lovirii manechinului cu capul de parbrizul autoturismului, la 190 ms de la impactul primar. Valoarea accelerației la nivelul capului a depășit 100 g . La nivelul toracelui valoarea medie a accelerației înregistrate pe o perioadă de 20 ms a fost de aproximativ 18 g și a avut loc la impactul cu solul. Distanța de proiectare a pietonului în cazul primului test a fost 7, 01 m pe direcția de deplasare a autoturismului, valoare care se încadrează în limitele stabilite de Kuhnel -Schultz [33]. Avariile suferite de autoturism, la coliziunea cu pietonul s -au materializat prin urme de ștergere în zona superioară a capotei și prin spargerea parbrizului. 151 Figura6-17 Diagrama Kuhnel privind distanța de aruncare a pietonilor Deși la primul test pietonul a fost lovit cu zona median -dreapta a barei parașoc, datorită mișcării de rotație imprimată acesta a căzut de pe autov ehicul prin laterala dreaptă, fapt confirmat și de urmele lăsate pe capotă. TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 152Nr. Crt.Operația Observații Traseu de încercări 1. Marcare traseu de încercări O singură dată la începutul testelor Aparatura de măsurare 2. Cablare traseu de încercări Montare cabluri de transmitere a datelor înregistrare spre magnetofon 3. Pregătire instalație iluminare Cablare traseu, montare lămpi 4. Montare celule Heuer 4 celule, două pentru determinarea vitezei autoturismului, una pentru declanșarea înregistrării datelor și una pentru pornire magnetofon și oscilograf 5. Montare camera de filmat rapidă 2 camere de filmare cu viteza de 1000 cadre/sec, schimbare filme după fiecare test 6. Montare camera de filmat 2 camere 7. Pregătire aparat foto Pregătire film 8. Montare acceler ometre pe manechinRealizare suporți și cutii de protecție pentru accelerometre 9. Calibrare accelerometre O singură dată la începutul probelor 10. Calibrare oscilograf O singură dată la începutul probelor 11. Pregătire instalație tracțiune Înainte de fiecare p robă 12. Măsurare și înregistrare date La fiecare probă Autoturism 13. Vopsire autoturism Stabilirea zonelor cu diferite potențiale de vătămare a pietonului 14. Lipire repere pe autoturism Repere pentru urmărire a punctelor de impact 15. Modificare sistem de fr ânare standardAcționarea frânelor se face din exteriorul autovehiculului cu ajutorul unui sistem pneumatic comandat electric 16. Cântărire autovehicul și lestare La începutul probelor 17. Montare cârlige de tractare La fiecare probă 18. Măsurare deformații la e lementele de caroserieDupă fiecare probă 19. Înlocuire bara protecție - 20. Înlocuire capotă - 21. Înlocuire parbriz - Manechin TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 15322. Întărire coloană vertebrală Pentru a se asigura repetabilitatea testelor și a asigura o bună prindere a capului biomanechinului 23. Adaptare cap și gât de biomanechin HYBRID IIÎn vederea obțineri unor rezultate cât mai apropiate de realitate 24. Vopsire manechin - 25. Lipire repere pe manechin La începutul probelor, pentru a putea urmări mai ușor mișcarea fiecărei zone a corpului 26. Reglare momente din articulații La începutul fiecărei probe 27. Măsurare distanțe de aruncare a manechinuluiDupă fiecare probă Centralizare date 28. Notare rezultate După fiecare probă TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 154Autoturism marca: DACIA NOVA R 523 Masa gol [kg] 827 Repartiție față / spate [kg] 442/385 Masa echipat [kg] 1024 Repartiție față / spate [kg] 530/494 Ampatament [mm] 2475 Viteza de desfășurare a testului: 29,58 km/h Regimul de deplasare: frânare Direcția de deplasare a autoturismului Rectilinie , a lovit din lateral pietonul pe partea stângă, de -a lungul axei Y a acestuia din urmă. Punctul de impact Observații Bară protecție Median la 510 mm față de sol Nu a suferit nici o deformație CapotaZona frontală, aria centrală a capotei și cea capotă parbrizZgârieturi minore Aripi - -Echipamente supuse deformării ParbrizDreapta la 250 mm de linia mediană și de muchia superioarăSpart dar nu s -a deplasat de pe chederOra de desfășurare: 1723 *(Se vor nota date despre autoturism) Autoturismul a fost frânat doar cu puntea spate. Presiunea gazului în buteliile de azot 12,8 bar. Timpul scurs până la atingerea forței nominale de frânare a fost de 0,51 sec. Distanța parcursă de autovehicul în acest timp: 4,20 m. Lungimea urmelor de frânare a fost 7,25 m. Spațiul total parcurs de autovehicul până la oprire a fost 11,45 m. TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 155Manechin antropometric RUTY 1 Segmentul de corp Înălțimea [cm] Masa [kg] Capul + gâtul 26 5 Corpul + mâinile 58 40 Picioarele 96 28 Total ansamblu 180 73 Direcția de lovire A fost lovit lateral pe partea stângă, de -a lungul axei Y Accelerația maximă Viteza unghiulară Segmentul de corp ArticulațiaMomentul din articulațieNumăr de mase manechinXY Z X Y ZObservații - - [Nm] - [g][g] [g] [rad/s] [rad/s] [rad/s] - CapulGât Adaptare cap biomanechin HYBRID II9540 88Sunt grupate în intervalul 195– 220 ms Șold 1 (flexie, extensie)2x 50 Șold 2 (lateral) 50 Umăr 2 x 9Corpul Braț 2 x 91612 12Nu sunt grupate in jurul unui anumit interval Femur superior 2 x 15PicioareGenunchi 2 x 5011 -- -Nu s-au făcut măsurători*(Se vor nota distanțele de aruncare ale pietonului) Pietonul a fost lovit în zona genunchiului stâng, după care a fost proiectat cu capul î n parbrizul autoturismului. Piciorul stâng s -a rupt deasupra articulației genunchiului. În urma impactului secundar pietonul a ajuns cu capul înspre direcția de deplasare a autovehiculului, în laterala deraptă a acestuia, respectiv la 1,1 m (măsurat la șol d) față de linia mediană a autoturismului și 7 .00 m (măsurat la șold) față de punctul de unde s -a produs coliziunea. Pietonul a fost purtat pe capota autoturismului. TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 156Accelerațiile capului obținute în urma impactului primar asupra genunchiului Accelerațiile capului obținute în urma imp actului cu parbrizul autoturismuluiAcceleratiile capului la impactul primar -200-160-120-80-4004080120160200 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 Timpul [ms]Acceleratia (g)Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 157Accelerațiile toracelui obținute în urma impactului primar asupra genunchiului Accelerațiile toracelui obținute în urma impactului dintre capul pietonului și parbrizul autoturismuluiAcceleratiile toracelui la impactul primar -100-80-60-40-20020406080100 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 Timpul [ms]Acceleratia (g)Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 158Accelerațiile capului în momentul când pietonul a căzut de pe autoturism și a atins solulAccelerațiile capului în momentul când pietonul se rostogolește pe carosabilAccelerațiile capului la impactul cu solul -200-160-120-80-4004080120160200 810 820 830 840 850 860 870 880 890 900 910 920 930 940 950 960 970 980 990 1000 1010 Timpul [ms]Acceleratia (g)Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta TEST 1 "PIETON LOVIT DIN LATERAL" 159Accelerațiile toracelui în momentul când pietonul a căzut de pe autoturism și a atins solulAccelerațiile toracelui în momentul când pietonul se rostogolește pe carosabilAccelerațiile toracelui la impactul cu solul -100-80-60-40-20020406080100 810 820 830 840 850 860 870 880 890 900 910 920 930 940 950 960 970 980 990 1000 1010 Timpul [ms]Acceleratia (g)Acceleratia pe axa X Acceleratia pe axa Y Acceleratia pe axa Z Acceleratia rezultanta TEST 2 "PIETON LOVIT FRO NTAL" 160Autoturis m marca: DACIA NOVA R 523 Masa gol [kg] 827 Repartiție față / spate [kg] 442/385 Masa echipat [kg] 1024 Repartiție față / spate [kg] 530/494 Ampatament [mm] 2475 Viteza de desfășurare a testului: 30,21 km/h Regimul de deplasare: uniform Direcția de deplasare a autoturismului Rectiline, a lovit pietonul de -a lungul axei X a acestuia, (din față). Punctul de impact Observații Bară protecție Median la 510 mm față de sol - CapotaZona frontală, aria centrală a capoteiZgârieturi minore Aripi - -Echipamente supuse deformării ParbrizCentral la 150 mm de muchia superioarăSpart, a scos chederul de pe cadrul său.*(Se vor nota date despre aut oturism) Autoturismul nu a fost frânat. După un parcurs de aproximativ 20 m s -a izbit de bariera rigidă.Ora de desfășurare: 1913 TEST 2 "PIETON LOVIT FRO NTAL" 161Manechin antropometric RUTY 1 Segmentul de corp Înălțimea [cm] Masa [kg] Capul + gâtul 26 5 Corpul + mâinile 58 40 Picioarele 96 28 Total ansamblu 180 73 Direcția de lovire A fost lovit din față, de -a lungul axei X a acestuia. Accelerația maximă Viteza unghiulară Segmentul de corp ArticulațiaMomentul din articulațieNumăr de mase manechinXY Z X Y ZObservații - - [Nm] - [g][g] [g] [rad/s] [rad/s] [rad/s] - CapulGât Adaptare cap biomanechin HYBRID II637 100Sunt grupate în intervalul 160– 200 ms Șold 1 (flexie, extensie)2 x 50 Șold 2 (lateral) 50 Umăr 2 x 9Corpul Braț 2 x 93050 44Sunt în intervalul 60- 70 ms, la ruperea manechinului din bazin Femur superior 2 x 15PicioareGenunchi 2 x 5011 -- -Nu s-au făcut măsurători*(Se vor nota distanțele de aruncare ale pietonului) Pietonul a fost lovit în zona genunchilor, a fost proiectat cu capul în parbrizul autoturismulu i după care s -a rupt din articulația șoldului. Trunchiul și capul au fost purtate pe capota autoturismului iar picioarele au ajuns sub roțile mașinii fiind apoi târâte până la impactul autoturismului cu bariera nedeformabilă. Piciorul stâng s -a rupt deasup ra articulației genunchiului, în timpul coliziunii primare. 162 Figura6-18 Poziția manechinului la începutul primului test Figura6-19 Poziția finală a manechinului pieton pe sol după primul test 163 Figura6-20 Urmele de ștergere de pe capotă și parbrizul spart, la finalul primului test Figura6-21 Distanța de proiectare în lateral a manechinului în urma primului test 164 Figura6-22 Poziția inițială a manechinului în cadrul celui de al doilea test Figura6-23 Picioarele manechinului au fost târâte sub autoturism 165 Figura6-24 Avariile autoveh iculului în urma celui de al doilea test 166BIBLIOGRAFIE [1]Anderson, R.W.G., McLean, A.J., Farmer, M.J.B., Lee, B.H., Brooks, C.G., Vehicle travel speeds and the incidence of fatal pedestrian crashes În: Proceedings of the 1995 International IRCOBI Conference on the Biomechanics of Impact, Brunnen, Switzerland, 1995, p. 107 –117. [2] Anderson, R.W.G., McLean, A.J., Farmer, M.J.B., Lee, B.H., Brooks, C.G., Vehicle travel speeds and the incidence of fatal pedestrian crashes, Accid. Anal. Prev. 29, 1997, p. 6 67–674. [3] Fildes, B., Gabler, H.C., Otte, D., Linder, A., Sparke, L., Pedestrian impact priorities using real - world crash data and harm , În: Proceedings of the 2004 International IRCOBI Conference on the Biomechanics of Impact, Graz, Austria, 2004, Septe mber 22–24. [4] Hannawald, L., Kauer, F ., Equal Effectiveness Study on Pedestrian Protection , Technische Universität Dresden, 2004. [5] Kong, C., Yang, J., Logistic regression analysis of pedestrian casualty risk in passenger vehicle collisions in China, Accid. Anal. Prev. Vol.42, 2010, p. 987 –993. [6] Rosén, E., Sander, U., Pedestrian fatality risk as a function of car impact speed, Accid. Anal. Prev. 41, 2009, p. 536 –542. [7] Tharp, K.J., Tsongos, N.G., Injury severity factors —traffic pedestrian collis ions, SAE, Technical Paper, 1977, 770093 [8] Walz, F.H., Hoefliger, M., Fehlmann, W., Speed limit reduction from 60 to 50 km/h and pedestrian injuries , Proceedings of the 27th Stapp Car Crash Conference with International Research Committee on the Biokine tics of Impact, (IRCOBI), 1983, p. 277 –285. [9] ***http://en.wikipedia.org/wiki/Reported_Road_Casualties_Great_Britain [10] Cuerden, R., Richards, D., Hill, J., Pedestrians and their survivability at different impact speeds , Proceedings of the 20th Inter national Technical Conference on the Enhanced Safety of Vehicles, Lyon, France, Paper No. 07 -0440, 2007. [11] Davis, G.A., Relating severity of pedestrian injury to impact speed in vehicle pedestrian crashes,Transport Res. Rec. Record No. 1773, 2001, p.10 8–113. [12] Ashton, S.J., A preliminary assessment of the potential for pedestrian injury reduction through vehicle design, În: Proceedings of the 24th Stapp Car Crash Conference, SAE, Inc., Warrendale, PA, 1980, p. 609 –635, Paper No. 801315. [13] Yaksic h, S.J.,Pedestrians with Mileage: A Study of Elderly Pedestrian Accidents in St. Petersburg, Florida. American Automobile Association, Washington, DC, 1964. [14] Pasanen, E., Driving Speeds and Pedestrian Safety; A Mathematical Model, Helsinki University of Technology, Transport Engineering, Publication 77, 1992, Otaniemi, Finland. [15] ***http://www.who.org [16] Havârneanu, C., Evaluarea pshilogică a conducătorilor auto , Iași, Editura Universității „Alexandru Ioan Cuza”, 2011, ISBN 978 -973-703-633-9. [17]Șerbu, I.C .,Cercetări privind evaluarea cauzelor de producere a accidentelor rutiere cu pietoni folosind metode matematice de luare a deciziilor , teza de doctorat, 2015 . [18] Togănel G., Cercetări privind influenta designului caroseriei asupra sigura nței pasive a automobilelor , teza de doctorat 2008. [19] I. Han, R. M. Brach. Throw Model For Frontal Pedestrian Collisions . SAE Technical Paper Series 2001 -01-0898. [20] A.Moser, H.Hoschopf, H.Steffan, G.Kasanicky. Validation of the PC -Crash Pedestrian Mo del. SAE Technical Paper Series, 2000 -01-0847. [21] Wood, D., Simms, C., Coefficient Of Friction In Pedestrian Throw , Impact– Journal of ITAI, vol 9 no 1, p12 -14, Jan 2000. [22] Wood, D., Simms, C., Walsh, D.G., Vehicle–pedestrian collisions: validated mo dels for pedestrian impact and projection , Proc. IMechE. Vol. 219 Part D: J. Automobile Engineering, 2005. [23] Batista, M., A Simple Throw Model For Frontal Vehicle Pedestrian Collisions. 167[24] Jun Xu, Yibing Li, Guangquan Lu, Wei Zhou, Reconstruction Mode l Of Vehicle Impact Speed In Pedestrian –Vehicle Accident , International Journal of Impact Engineering 36 (2009) 783 –788. [25] Stevenson, T. J., Simulation Of Vehicle -Pedestrian Interaction, thesis submitted in partial fulfilment of the requirements for the Degree of Doctor of Philosophy in Engineering in the University of Canterbury , University of Canterbury, 2006. [26] Evans A K and Smith, R., Vehicle speed calculation from pedestrian throw distance , Proc Inst Mech Engrs, vol 213, Part D, pp 441 –447, 1999. [27] Rau, H and Otte, D., Car to pedestrian collisions with high speed impact , Journal Verkehrsunfall and Fahrzeugtechnik, 2001. [28] Searle, J A and Searle, A., The trajectories of pedestrians, motorcycles, motorcyclists, etc., following a road accident , SAE No. 831622, 1983. [29] Searle, J A., The physics of throw distance in accident reconstruction , SAE No. 930659, 1993. [30]J. J. Eubanks, W. R. Haight., Pedestrian Involved Traffic Collision Reconstruction Methodology . SAE Technical Paper Series 921591 . [31]PC-CRASH A Simulation program for Vehicle Accidents , Technical Manual, Version 6.2, October 2001. [32]Moser, A., Steffan, H., Kasanicky, G., -The Pedestrian Model in PC -Crash– The Introduction of a Multi Body System and its Validation , SAE 1999 -01-0445, Accident Reconstruction: Technology and Animation IX. [33]Kuhnel, A., Der Fahrzeug Fussganger Unfall und seine Rekonstruktion Dissertation, TU -Berlin, 1980. [34]Evans, A. K. and Smith, R., Vehicle speed calculation from pedestrian throw distance , Proc Inst Mech Engrs, vol 213, Part D, pp 441 –447, 1999. [35]Hill, G S. Calculations of vehicle speed from pedestrian throw , Impact, pp 18 –20, Spring 1994. [36]Dettinger, J., Methods of improving the reconstruction of pedestrian accidents: development differential, impact factor, longitudinal forward trajectory, position of glass splinters (in German), Verkehrsunfall und Fahrzeugtechnik, December 1996, 324 –330; January 1997, 25 –30 (two parts). [37]Limpert, R., Motor Vehicle Accident Reconstruction and C ause Analysis . 5th Edition. Lexis Publishing, Charlottesville, Virginia, USA, 1999. pp 539 -554. [38]Toor, A., Araszewski, M., Theoretical Vs. Empirical Solutions For Vehicle/Pedestrian Collisions . 2003-01-0883, Accident Reconstruction 2003, Society of Aut omotive Engineers, Inc., Warrendale, PA, 2003, pp. 117 -126. [39] Jonsén, P., Isaksson, E., Sundin, K. G. and Oldenburg, M. “ Identification of lumped parameter automotive crash models for bumper system development ”, International Journal of Crashworthiness, 14: 6, 533 - 541. [40]Ojalvo, I. U., Weber, B. E., and Evensen , D. A. “Low speed car impacts with different bumper systems: correlation of analytical model with tests ”, SAE Technical Paper Series, Paper 980365, 1998. [41] Bingkun, L., Honglei, Ma, Shizh ong, J., Huiliang, Du., “ Simulation analysis of human neck injury risk under high -level landing impact ”, International Journal of Crashworthiness, 14: 6, 585 - 590. [42] FMVSS 572, Subpart E: “ Hybrid III test dummy ”, 51FR26701 (Standard), 25 July, USA, 198 6. [43]Brunner, A.,„Vorlesung: Unfallanalyse und - Rekonstruktion an der FH Konstanz 2005“, DVD, 2005. [44]Hartmut, R., Dietmar, O., Burkhard , S., “ Pkw-Fussgangerkollisionen im hohen Geschwindigkeitsbereich Ergebnisse von Dummyversuchen mit Kollisionsge schwindigkeiten zwischen 70 und 90 km/h ”, Journal Umfall und Fahrzeug technik, Dec. 2000, page 341 -346. [45] MIiedreich, M., „Fussgängerschutzsystem mit faseroptischem Sensor“, ATZ nr.3/2005. [46]Nahum, A.M., Melvin , J.W.,Accidental Injury , Ed.SpringerVerlag, 1996. [47]Overkott, H. and co. “Inteligenter Aktor für universelle Fahrzeuganwendungen “, ATZ nr.7 - 8/2006. [48]Rusitoru, F., Soica , A., “Aspects Regarding the Vehicle Pedestrian Collisions “, The 4th European Academy of Forensic Science Conference , EAFS2006, Helsinki, Finland, 2006. [49] Document, UNECE, INF -GR-PS, 49 / IHRA/PS/118R6, „ Child Head Test Method “, reference sources\2\INF-GR-PS\ps-49.pdf. 168[50]Dettinger , J., „Beitrag zur Verfeinerung der Rekonstruktion von Fussgangerunfallen “, part.1, part.2, Verkehrs Unfall und Fahrzeug Technik. 12/96, 1/97. [51]Depriester , J.P., “Comparison of several methods for real pedestrian accident reconstruction ”, Criminal Research Institute of the French National Gendarmerie, France, Paper 05 -0333, 2005. [52]Simms, C.K., Wood, D.P., Walsh , D.G., “Confidence limits for impact speed estimation from pedestrian projection distance ” International Journal of Crashworthiness, 9(2):219 –228, 2004. [53]Masson, C., Serre , T., “Pedestrian -vehicle accident: analysis of 4 f ull scale tests with PMHS ”, Laboratory of Applied Biomechanics. French National Institute for Transport and Safety Research - Faculty of Medicine of Marseille, Marseille, France, Paper 07 -0428, 2007. [54] Schuster, P., “Current Trends in Bumper Design for Pe destrian Impact - A Review of Design Concepts from Literature and Patents ”, Mechanical Engineering Department California Polytechnic State University, San Luis Obispo, California, 805 -756-2976. [55]Pohlak, M., Majak , J. and Eerme , M., “Optimization of car frontal protection system ”, Int. J. Simulation Multidisciplinary Design Optim., 2007, 1, pp. 31 –37. [56]Smith, A., Ashmead, M., Gay, P., Siever , N.,“Pedestrian protection potential of an adaptive bumper”, Cellbond Composites Ltd., Huntingdon, UK. [57] EEVC Working Group 17 Report “ Improved Test Methods to Evaluate Pedestrian Protection Afforded by Passenger Cars .” December 1998, European Commission. [58] Kalliske, I., Friesen , F. “Improvements to Pedestrian Protection as Exemplified on a Standard - Sized Car.” 2001 ESV Conference, Paper # 283. [59] Soica, A. , “Siguranta pasivă a autovehiculelor ”, Transilvania University Press, Brașov 2010, ISBN 978 -973-598-739-8 [60]Schiehlen , W.,Multibody System Handbook .Springer-Verlag, Berlin, 1990; [61] Schiehlen W., Guse N., Seifried R.,Multibody dynamics in computational mechanics and engineering applications 1 , 2006; [62] Guiman, V., Contribuții la identificarea dinamică a mișcărilor corpului uman cu aplicații în sport, teza de doctorat 2014. [63]Munteanu , V.M.,Contribuții la analiza mișcărilor corpului uman cu aplica ții în medicina recuperativă , teza de doctorat 2014. [64] Stephen M. Foreman, Arthur C. Croft, Whiplash Injuries: The Cervical Acceleration/Deceleration Syndrome .Lippincott Williams & Wilkins. pp. 104–.ISBN978-0-7817- 2681-8. Retrieved 8 December 2012. [65] Larry S. Nordhoff, Motor Vehicle Collision Injuries: Biomecha nics, Diagnosis, And Management .Jones & Bartlett Learning. pp. 513–.ISBN978-0-7637-3335-3. Retrieved 8 December 2012. [66] Society of Automotive Engineers (1 March 2004). Air bags and belt restraints . Society of Automotive Engineers. ISBN978-0-7680-1412-9. Retrieved 8 December 2012. [67]http://ur.umich.edu/9697/Apr01_97/artcl05.htm . [68]http://edition.cnn.com/2014/10/23/tech/innovation/obese -crash-test-dummies-mci/ [69]L. A. Wallis ,I. Greaves , Injuries associated with airbag deployment , Emerg Med J 2002;19:490 -493 doi:10.1136/emj.19 .6.490]. [70] Chicos D., de Vogel D., & others, Crash Analysis Criteria Description, Version 1.6.2 , 2005. [71] Murphy RX ,Birmingham KL, Okunski WJ, et al. , The influence of airbag and restraining devices on the patterns of facial trauma in motor vehicle c ollisions. Plast Reconstr Surg 2000;105:516–20. [72] Levy Y ,Hasson O, Zeltser R, et al. ,Temporo-mandibular joint derangement after air bag deployment: report of two cases. J Oral Maxillofac Surg 1998 ;56:1000–3. [73] Huff GF ,Bagwell SP, Bachmann D. Airbag injuries in infants and children: a case report and review of the literature. Pediatrics 1998 ;102: electronic [74] Hart RA ,Mayberry JC, Herzberg AM. , Acute cervical spinal cord injury secondary to air bag deployment without proper use of lap or shoulde r harnesses. J Spinal Disord 2000 ;13:36–8. [75] Bailey H ,Perez N, Blank -Reid C, et al. , Atlanto-occipital dislocation: an unusual lethal airbag injury.J Emerg Med 2000 ;18:215–19. [76] Duncan MA ,Dowd N, Rawluk D, et al. , Traumatic bilateral internal car otid artery dissection following airbag deployment in a patient with fibromuscular dysplasia. Br J Anaesth 2000 ;85:476–8. 169[77]Epperly NA ,Still JT, Law E, et al. , Supraglottic and subglottic airway injury due to deployment and rupture of an automobile ai rbag.Am Surg1997 ;63:979–81. [78] Perdikis G ,Schmitt T, Chait D, et al. , Blunt laryngeal fracture: another airbag injury. J Trauma 2000;48:544–6. [79] Duma SM ,Kress TA, Porta DJ, et al. , Airbag induced eye injuries: a report of 25 cases. J Trauma 1996 ;41:114–19. [80] Cacciatori M , Bell RW, Habib NE. , Blow-out fracture of the orbit associated with inflation of an airbag: a case report. Br J Oral Maxillofac Surg1997 ;35:241–2. [81] Ruiz -Moreno JM . Air bag-associated retinal tear. Eur J Ophthalmol1998 ;8:52–3. [82] Zabriskie NA ,Hwang IP, Ramsey JF, et al. , Anterior lens capsule rupture caused by air bag trauma.Am J Ophthalmol 1997 ;123:832–3. [83] Smally AJ , Binzer A, Dolin S, et al. , Alkaline chemical keratitis: eye injury from airbags. Ann Emerg Med1992 ;21:1400–2. [84] Duma SM , Crandall JR. , Eye injuries from airbags with seamless module covers. J Trauma2000 ;48:786–9. [85] F. Alexander Berg, Bernhard Schmitt, Jikg Epple, Raiier Mattern, Dhnitrios Kallieris, Results Of Full-Scale Crash Tests, Stationary Tes ts And Sled Tests To Analyse The Effects Of Air Bags On Passengers With Or Without Seat Belts In The Standard Sitting Position And In Out -Of-Position Situations , Institute of Forensic Medicine, University of Heidelberg, Germany, Paper Number 98 -S5- O-10. [86] Shoojati, M., Correlation between injury risk and impact severity index ASI , 3rd Swiss Transport Research Conference, March 19 -21, 2003. [87]Gabriele Virzì Mariotti and eng. Gaetano Bellavia .Development Of An Anthropomorphic Model For Vehicle -Pedestrian Crash Test , XXI Science and Motor Vehicles 2007, JUMV international Conference with Exbition, 23 -24 April 2007, Belgrade, Serbia, ISBN 978 -86-80941-31-8. [88] ***, SAE J20784 JAN93 , Aerodynamic Testing of Road Vehicle – Testing Methods and Procedures [89] ***, Aerodynamic Testing of Road Vehicle – Open throat Wind Tunnel Adjustement, SAE J2071 JUN94, SAE Information Report. [90] Barlow, J., Rae, W., Pope, A., Low-speed Wind Tunnel Testing , Third Edition, USA, 1999. [91] HUMINIC, A., CHIRU, A., HUMINIC, G., Study Of The Underhood Airflow On Aerodynamics Of The Road Vehicles , FISITA 2006 World Automotive Congress, Yokohama, Japonia, paper no. F2006M078. [92] Sumantran, V., Sovran, G., Vehicle Aero dynamics, PT -49, SAE International, 1996. [93] Șoica A., Chiru A., Ispas N., Huminic A., Caroserii și Sisteme de Siguranță Pasivă , Editura Universitatii Transilvania, ISBN 973 -635-461-X, 2006 [94] Wilcox, D., C., Turbulence Modeling for CFD, DCW Industries , Inc, ISBN 0 -9636051-5-1, California, USA, Second Edition, 2000. [95] Ahmed, S.R., Wake Structure of typical automobile shapes , Transactions of the ASME, Journal of Fluids Engineering V103, P162 -169, 1981 [96] Ahmed, S., Ramm, G., Faltin, G., Some salient features of the time -averaged ground vehicle wake, SAE Technical Paper Series 840 300, SAE World Congress, Detroit, 1984; [97] Graysmith, J., Baxendale, A., Howell, J., Haynes, T., Comparisons between CFD and experimental results for the Ahmed reference m odel, RAeS Conference on Vehicle Aerodynamics, Loughborough 1994, pp 30.1 –30.11; [98] HUMINIC, A., HUMINIC, G., On the Aerodynamics of the Racing Cars , Proceedings of SAE (Society of Automotive Engineers) 2008 World Congress, 2008, Detroit, USA, Paper numb er 2008- 01-0099 [99] Krajnovic, S., Davidson, L., Large -Eddy,Simulation of the Flow Around Simplified Car Model , 2004 SAE World Congress, SAE Paper No. 2004 -01-0227, Detroit, USA, 2004 [100] Strachan, R., Knowles, K., Lawson, N., The vortex structure behi nd an Ahmed reference model in the presence of a moving ground plane , Journal of Experiments on Fluids, 2007, 42(5), ISSN 0723-4864, pp. 659 -669; [101] Șoica, A., Influența Profilului Frontal al Caroseriei Asupra Vătămării Pietonilor , Contract CNCSIS PNII ID 130, Raport 2008. 170J2071 JUN94, SAE Information Report. [102] ***, “ANSYS CFX 12.0, Theory Book ”, ANSYS Inc., 2009. [103]Soica, A., Ispas, N., Toganel, G., Nastasoiu, M., Lascu, I., On Vehicle -Pedestrian Impact at Low Velocity , The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT, Cambridge Scholars Publishing, 2011, ISBN (10): 1 -4438-2972-2, ISBN (13): 978 -1-4438-2972-4, pp. 549 -567. [104]Ispas, N., Soica, A., s.a. Using Common Devices in Traffic Ac cident Reconstruction , The Automobile and the Environment The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT, Cambridge Scholars Publishing, 2011, pg. 519 – 533, ISBN (10): 1 -4438-2972-2, ISBN (13): 978 -1-4438-2972-4. [105]Huminic, A., Huminic, G., Soica, A., Study of aerodynamics for a simplified car model with the underbody shaped as a Venturi nozzle , International Journal Vehicle Design, Vol. 58, No. 1, 2012, pp 15 -32. [106]Soica, A., Ispas, N .,The influence of the vehicle's front -end profile upon adult pedestrian kinematics and dynamics, multibody approach ,International Journal of Vehicle Safety , 2012 Vol. 6 No. 2, pp. 134 -148, DOI: 10.1504/IJVS.2012.049019 [107]R.M., Popescu, A. Soica, Determination Of Energy Absorbed By The Various Sections Struts Under Frontal Impact And With The Inclined Barrier , Revista M etalurgia International, Nr. 10 -2012, ISSN 0461 -9579, Editura științifică F.M.R. pp. 105 -110. [108]Soica, A., Ispas, N., Establishing the Stiffness Coefficient of a Structure by Aproximating the Deceleration Curve with Polinomial Laws of Various Degrees ,Proceedings extended abstracts of the annual session of scientific papers IMT Oradea -2012. [109]Șoica, A., Radu, N. Gh., The Influence Of Triggers Geometry Upon The Stiffness Of Cylindrical Thin Walled Tubes , Central European Journal of Engineering, 2013, no pp. Springer [110]Șoica, A., Radu, N. Gh., Vehicle Impact Absorbtion In Thin Walled Tubes With Variable Section-Theoretical Approach , IMT-Oradea 2013, “ANNALS OF THE ORADEA UNIVERSITY. Fascicle of Management and Technological Engineering”. [111]Soica Adrian, Tarulescu Stelian, Ispas Nicolae, An Theoretical Approach upon the Stiffness of Vehicle Resistance Structure Submitted to an Axial Impact , Applied Mechanics and Materials Vol. 659 (2014) pp 250 -255, (2014) Trans Tech Publications, Switzerland, doi:10.4028/www.scientific.net/AMM.659.250 [112] Asandei C., Cercetări asupra dinamicii evenimentelor rutiere pieton automobil , teza de doctorat, 2001. [113]Șoica, A., Casuistic analysis of road accidents involving pedestrians - Conferința „Prevention of traffic accidents on roads 2004", Novi Sad, Yugoslavia, 14 -15 octombrie 2004, pag.208 -214. [114]http://www.euroncap.com/en/vehicle -safety/the -ratings-explained/pedestrian -protection/head - impact/ [115] Tru șcă, D.,Cercetări în vederea îmbunătă țiriisiguranței pasive a autoturismelor în cazul coliziunii din spate , teza de doctorat, 2008. [116] Șoica, A., Lache, S., Theoretical and Experimental Approaches to Motor Vehicle – Pedestrian Collision, 3rd WSEAS International Conference on APPLIED and THEORETICAL MECHANI CS- MECHANICS'07, Tenerife, Canary Islands, Spain, December 14 -16, 2007, ISSN 1790 -2769, pag 264-270. [117] Șoica, A., Lache , S.,Case Study Regarding the Motor Vehicle – Pedestrian Collision , WSEAS TRANSACTIONS on APPLIED and THEORETICAL MECHANICS, Issu e 10, Volume 2, October 2007, ISSN: 1991 -8747. [118] Șoica, 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. [119] Togănel, G., Șoica , A., Dima, D., Aspects Regarding the Analysis of the Car Geometry Influence over the Pedestrian Injury Severity and Distribution , 12th European Automot ive Congress EAEC, Bratislava, 29 june -1 july 2009, ISBN 978 -80-969243-8-7. 171[120] Trusca, D., Benea, B., Șoica, A., Tarulescu. S., Modelling passenger Human Model behavior in the Case of Rear Impact , 2nd WSEAS Intrenational Conference on Multivariate Analy sis and its Application in Science and Engineering MAASE09, Istanbul, Turkey, 30 May -1 June, 2009, pag 125-129, ISSN 1790 -5117. [121] Trușcă, D., Șoica, 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, sci imago 0.038. [122]Anderson, RWG., Streeter, LD., Ponte, G., Mclean, AJ., Pedestrian reconstruction using multibody madymo simulation and the Polar -II dummy: a comparison of hea d hinematics , paper number 07 -0273. [123] Depriester, J.P., perrin, C., Serre T., Chalandon, S., Comparison of several methods for real pedestrian accident reconstruction , Paper Number 05 - 0333. [124] Bovenkerk, J., Sahr, C., Zander, O., Kalliske I., Newmodular assessment methods for pedestrian protection in the event of head impacts in the windscreen area , Paper Number 09 -0159. [125]Tabacu, S., Pandrea, N ., Numerical (analytical -based) model for the study of vehicle frontal collision, INTERNATIONAL JOUR NAL OF CRASHWORTHINESS,Volume: 13, Issue: 4, Pages: 387-410, 2008. [126] Tabacu, S., Pandrea, N., Stănescu, N.D., A Seven Degrees of Freedom (7 DOF) Human Body – Vehicle Structure Model for Impact Applications , Proceedings of the 10th WSEAS International Conference on AUTOMATION & INFORMATION , 2010. [127]Șoica, A., Târulescu, S., Analysis of the deformation mode and determination of the energy dissipated by the resistance structure of vehicles , Applied Mechanics and Mat erials Vol. 772 (2015) pp 79-84. [128] DeWeese, R.L., Moorcroft, D.M., Evaluation of a Head Injury Criteria Component Test Device, Civil Aerospace Medical Institute Federal Aviation Administration, 2004 . [129] G. O. Young, Synthetic structure of industrial plastics (Book style with paper ti tle and editor), in Plastics, 2nd ed. vol. 3, J. Peters, Ed. New York: McGraw -Hill, 1964, pp. 15 –64. [130]Pawlus, W., Reza, H., Robbersmyr, K.G., Development of lumped -parameter mathematical models for a vehicle localized impact , Journal of Mechanical Sc ience and Technology 25 (7) (2011), pp.1737-1747. [131]Du Bois, P., Chou, C., Fileta, B., Khalil, T., King, A., Mahmood, H., Mertz, H., Wismans, J., Vehicle Crashworthiness and Occupant Protection , American Iron and Steel Institute, 2000 Town Center Sout hfield, Michigan, 2004. [132]Tabacu, S., Modele pentru studiul impactului frontal și lateral la automobile de fabricație românească , teza de doctorat, 2002. [133]Wang, Yu., Mason, T., Two dimensional rigid body collision with friction , ASME Journal of Applied Mechanics, vol. 59, 1992 [134]Gupta, N., Sekhon, G., Gupta, P., A study of fold formation in axisymetric axial collapse of round tubes , International Journal of Impact Engineering, vol 27, pp. 87 -117, 2002, PERGAMON. [135]Sunghak, L., & others, Effect of Troggering on the energy absorbtion capacity of axial compressed aluminium tubes , Materials and design, 20 (1999), pp 31 -40. [136]Marsolek, J., Reimerdes, H.G., Energy absorption of metallic cylindrical shells with induced non axysimmetric folding patterns, International Journal of Impact Engineering 30 (2004), pp 1209 - 1223. [137]Pawlus, W., Reza, H., Robbersmyr, K.G., Application of viscoelastic hybrid models to vehicle crash simulation , International Journal of Crashworthiness 16 (2), ISSN 1358 -8265, pp. 195 -205. [138]Dimas, D., Alves, A., Peixinho, N., Soares, D., Vilarinho, C., Configurable thermal induced triggers for crashworthiness application , Proceedings of conference SMART’ 09 - Smart Structures and Materials, Porto, Portugal, Julho de 200 9. [139]Peixinho, N., Pinho, A., Study of viscoplasticity models for the impact behaviour of high - strength steels , Journal of Computational and Nonlinear Dynamics, Vol 2, pp 114 -123, 2007. [140]Kee Poong, Kim, Hoon, Huh, Dynamic limit analysis formulatio n for impact simulation of structural members , International Journal of Solids and Structures 43, 2006, pp.6488 -6501. 172[141]Anthony K. Picketta, Thomas Pyttelb, Fabrice Payenb, Franck Lauroc, Nikica Petrinicd, Heinz Wernere, Jens Christlein, Failure pred iction for advanced crashworthiness of transportation vehicles, International Journal of Impact Engineering 30, 2004, pp. 853 –872. [142]Jonsén, P., Isaksson, E., Sundin, K. G. and Oldenburg , M. (2009) Identification of lumped parameter automotive crash m odels for bumper system development , International Journal of Crashworthiness, 14: 6, 533 - 541. [143]Ojalvo, I. U., Weber, B. E., and Enensen, D. A., Low speed car impacts with different bumper systems: correlation of analytical model with tests, SAE Te chnical Paper Series, Paper 980365, 1998. [144]Schuster, P., Current Trends in Bumper Design for Pedestrian Impact - A Review of Design Concepts from Literature and Patents , Mechanical Engineering Department California Polytechnic State University, San Lu is Obispo, California, 805 -756-2976. [145]Polhak, M., Majak, J. and Eerme, M., Optimization o f car frontal protection system , Int. J. Simulation Multidisciplinary Design Optim., 2007, 1, pp. 31 –37. [146]Gaiginschi, R., Filip, I., Technical expertise of r oad accidents , Editura Tehnica, 2002, pp.195 - 198. [147]Ponomariov, S.D., Calculul de rezistență în construcția de mașini , Editura Tehnică, București, 1964, pp. 519 -548, vol 3. [148]Șoica, 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. [149]Bodlani, S.B.,Chung Kim Yuen , S., andNurick, G.N.,The Energy Absorption Characteristics of Square Mild Steel Tubes With Multiple Induced Circular Hole Discontinuities - Part I: Experiments, J. Appl. Mech. 76(4), 041012, Apr 27, (2009). [150] ***http://www.formingandimpact.uwaterloo.ca/Research/crash.html [151] Gaiginschi, R., s.a., Road Safety , Editura Tehnica, 2007. [152]***www.nhtsa.gov/DOT/.../FMVSS_208_II.pdf accesed on ian 2015. [153]***www.euroncap.com accessed on feb.2015. [154] Chi cos D., de Vogel D., & others, Crash Analysis Criteria Description, Version 1.6.2 , 2005. [155]Prochowski, L., Zuchowski, A., Comparative analysis of frontal zone of deformation in vehicles with self -supporting and framed bodies , Journal of KONES Powertrai n and Transport, Vol. 18, No. 4-2011. [156]Ono, T., Shimizu, I., Tada, N., Takubo, N, Study on Deformation of Rectangular Metal Tube during Dynamic Three -Point Bending for Modeling of Pole Side Impact of Vehicle . [157]Belcher, T., Analysis of Vehicle Str uctural Deformation in Oblique, Perpendicular, and Offset Perpendicular Pole Side Impact , 2ndMeeting -GRSP Informal Group on Pole Side Impact Brussels, Belgium, 3 -4 March 2011. [158] Gaiginschi, R., Drosescu, R., s.a., Siguranța circulației rutiere , vol. II, Editura Tehnică Bucuresti, 2006. [159] Pritzkow, R.A., Cercetări energetice în coliziunile autoturismelor , teza de doctorat, 2003. [160] Tănase, Gh., Cercetări teoretice și experimentale privind optimizarea structurii față, în ceea ce privește siguranța pasivă a automobilului ,teza de doctorat, 2002. [161] Zeidler, F., Deformationsverhalen von Kfz bei Aufgprallversuchen unter praxisgerechten Versuchbedingungen , der Verkehrsunfall, 4/5, 1979. [162] Baumler, H., Energetische Betrachtungen zur Rekonstruktio n von Verkehrsunfallen , Verkehrsunfall und Fahrzeugtechnik 01u. 04/95. [163] Tabacu, S., Impactul automobilelor , Editura Universită ții din Pite ști, 2004. [164] Mahmood, H. F., and Paluszny, A., Stability of Plate Type Box Columns Under Crush Loading,Computational Methods in Ground Transportation Vehicles, AMD -Vol. 50, pp. 17 -33, 1982 Winter Annual Meeting of ASME, Phoenix. [165]Limpert, R., Motor vehicle accident reconstruction and cause analisys , 4th Ed, The Michie Company, 1988. [166] Ravani B., Brougham, D., Masson R.T., Pedestrian post impact kinematics and injury pattern , SAE Paper 811024, 1981. 173[167] Brooks, D., et.al. A comprehensive review of pedestrian impact reconstruction ,SAE Paper, 890859, 1989. [168] *** www.youtube.com/pedestrian crash , accesed on march 2013. [169] Tyan, T., Impact Testing and Modelling of DP600 Front Rails, Great Designs in Steel Seminar, www.autosteel.org, accesed in 2004. [170]Schuster P. J., Chou C. C., Prasad P., “Development and Validation of a Pedestrian Lower Limb Non -Linear 3-D Finite Element Model”, Stapp Car Crash Journal, Vol. 44, 2000 -01-SC21, 2000. [171] Kajzer J., Cavallero C., Ghanouchi S., Bonnoit J., Ghorbel A., “ Response of the Knee Joint in Lateral Impact: Effect of Shearing Loads ”, IRCOBI, 1990. [172]Takahashi Y., Kikuchi Y., Konosu A., Ishikawa H., “ Development and Validation of the Finite Element Model for the Human Lower Limb of Pedestrians ”, Stapp Car Crash Journal, Vol. 44, 2000 - 01-SC22, 2000. [173]“H-DummyTM Version 1.6 User’s Manual ”, Hankook ESI, Engineering Systems International, 1998. [174]“Viewpoint Premier CATALOG ”, 10th Anniversary Edition. [175] Iwamoto M., Kisanuki Y., Watanable I., Furusu K., Miki K. and Hasegawa J., “ Development of a Finite Element Model of the Total Human Modelfor Safety (THUMS) and application to injury construction , in Proceedings of IROCOBI, pp31 -42, Munich, 2002. [176]Ruan, J., El -Jawahri, R., Chai, L., Barbat, S., Prasad, P., “ Prediction and Analysis of Human Thoracic Impact Responses and Injuries in Cadaver Impacts Using a Full Human Body Finite Element Model .” Stapp Car Crash Journal, Vol. 47, Paper #2003 -22-0014, 2003. [177] K. Shigeta, Y. Kitagawa, and T. Yasuki, “ Development of Next Generation Human FE Model Capable of Organ Injury Prediction ,” pp. 1–20, 2005. 64 [178]Toyota Motor Corporation and Toyota Central R&D Labs Inc, “ Users‟ Guide of Computational Human Model THUMS (Total HUman Model for Safety) Version 3.0 ,” no. c, pp. 1 – 12, 2008. [179], Moren, D., Pehrs, G., Study of Vehicle to Pedestrian Interaction s with FEM - Evaluationa of Upper Leg Test Methods using a Human Body Model . Master of Science Thesis in Medical Engineering, Stockholm, 2013. [180]Șoica, A., Siguranța pasivă a autovehiculelor , Editura Universității Transilvania din Brașov, Brașov 2010, ISBN 978 -973-598-739-8. [181]Șoica, A., Cercetări privind modelarea impactului autoturism -pieton, teza de doctorat, 2002 [182]Șoica, A., Târulescu, S., Analysis of the Impact Phase sin Frontal Vehicle -Pedestrian Collisions ,International Journal of Autom otive Technology , accepted 2015 .