cojocaru vasile

7/24/2019 Cojocaru Vasile

http://slidepdf.com/reader/full/cojocaru-vasile 1/82

1

Universitatea Transilvania din Braşov

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ

Departament: Autovehicule şi transporturi

Ing. COJOCARU Vasile Valerian

CERCETĂRI PRIVINDÎMBUNATĂŢIREA ŢINUTEI DE DRUM

LA AUTOTURISMELE CUTRACŢIUNE PE FAŢĂ

RESEARCHES IN ORDER TO IMPROVE THE

ROADABILITY OF THE FRONT – WHEEL

DRIVE AUTOMOBILES

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC,

Prof. univ. dr.-ing. CÂMPIAN VasileProf. univ. dr.-ing. NAGY Tiberiu

BRAŞOV

2014



2

MINISTERUL EDUCAŢIEI NAŢIONALE

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX

0040-268-410525RECTORAT

D-lui(D-nei)

………………………………………………………………………………………

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat

Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov

Nr. 6841 din 25.09.2014

PREŞEDINTE: Prof. Univ. Dr. Ing. Nicolae ISPAS

DIRECTOR –Dep. Did. Autovehicule şiTransporturi

Universitatea ,,Transilvania” din Braşov

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof. Univ. Dr. Ing. Tiberiu NAGY


REFERENŢI: Prof. Univ. Dr. Ing. Minu MITREA Academia Tehnică Militar ă din Bucureşti

Prof. Univ. Dr. Ing. Victor OŢĂ T Universitatea din Craiova

Prof. Univ. Dr. Ing. Anghel CHIRU


Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 16.12.2014, ora 10.00,sala NP 7.

Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucr ării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa [email protected].

Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de

doctorat.

Vă mulţumim.



3

PREFAŢA

Lucrarea de faţă, prezintă o modalitate de studiu a stabilităţii servomecanismului

de direcţie în scopul corelării distribuitorului cu dinamica cremalierei, îmbunătăţind

comportamentul dinamic al autoturismului, confortul în timpul deplasării, crescând

totodată siguranţa traficului rutier.

Prin conţinut, informaţii, modele matematice şi determinări experimentale, autorul

a adus contribuţii la aprofundarea cunoştinţelor legate de modul în care interacţionează

sistemele de direcţie şi suspensie, iar prin soluţia propusă s-a reuşit îmbunătăţirea

siguranţei circulaţiei autovehiculelor de oraş.

Lucrarea a fost elaborată de către autor sub conducerea ştiinţifică a distinsului

domn prof. dr.-ing. Câmpian Vasile şi continuată de către prof. dr.-ing. NAGY Tiberiu,

prilej cu care doresc să-mi exprim înalta consideraţie pentru orientarea şi exigenţaştiinţifică manifestate pe întreaga perioadă a pregătirii şi realizării tezei de doctorat şi să

mulţumesc pentru îndrumările şi observaţiile utile, dar mai ales pentru susţinerea şi

încurajarea de care am beneficiat.

Totodată aduc calde mulţumiri şi deosebit respect domnului Walter Wilhelm

THIERHEIMER - conf. dr.-ing., pentru sprijinul şi colaborarea de care am beneficiat pe

tot parcursul realizării tezei

Mulţumesc cadrelor universitare din colectivul Departamentului de Autovehicule şi

Motoare a Universităţii „Transilvania” din Braşov care mi-au f ăcut observaţii utile pe totparcursul realizării lucr ării, pentru sfaturile şi îndrumările acordate.

Mulţumesc personalului de specialitate de la S.C. Elicoptere Ghimbav, S.C.

MAVEXIM S.R.L. Târgovişte, S.C Auto Stop S.R.L. Târgovişte pentru sprijinul tehnic,

ştiinţific, material şi moral acordat în această perioadă de timp.

Nu în ultimul rând mulţumesc familiei pentru efortul direct şi indirect depus, pentru

înţelegere şi r ăbdare.



4

CUPRINS

Pag. rez. Pag. teză

INTRODUCERE................................................................................................. 8 7 1. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR TEORETICE

ÎN VEDEREA ÎMBUNĂTĂŢIRII ŢINUTEI DE DRUMLA AUTOTURISMELE CU TRACŢIUNE PE FAŢĂ........................................... 9 17

1.1 Construc ţ ia sistemului de direc ţ ie............................................................ 9 18 1.1.1 Clasificarea sistemelor de direc ţ ie..................................................... 10 18 1.2 Cinematica mecanismului de direc ţ ie............................................................ 10 19 1.3 Mecanisme de amplificare............................................................................. 12 23 1.3.1 Sisteme hidraulice de amplificare....................................................... 12 24 1.3.2 Dispozitive de amplificare electrohidraulice...................................... 13 26 1.3.3 Mecanisme de direc ţ ie cu amplificare electric ă................................. 14 28

1.4 Obiectivele tezei de doctorat ........................................................................ 15 30 2. ANALIZA INFLUENŢEI SISTEMULUI DE DIRECŢIE

ASUPRA ŢINUTEI DE DRUM A AUTOTURISMELOR...................................... 16 31 2.1 Centrul şi axa de ruliu ................................................................................ 16 31 2.1.1 Axa de ruliu............................................................................................. 18 33 2.1.2 Centrul de ruliu în cazul suspensiilor independente............................... 19 34 2.1.3 Centrul de ruliu la punţ ile cu suspensie bare de torsiune....................... 19 39 2.1.4 Centrul de ruliu în cazul punţ ii rigide....................................................... 20 40 3. SINTEZA SERVOMECANISMULUI

MECANOHIDRAULICDE DIRECŢIE.................................................................. 23 43 3.1 Sistemul ecuaţ iilor de mi şcare ale servocomenzii

cu servomecanisme mecanohidraulice SMMH ................................................... 24 45

3.1.1 Ecuaţ ia caracteristicii de debit a distribuitorului ............................... 24 45 3.1.2 Ecuaţ iile de interac ţ iune servoelastic ă............................................... 27 50 3.1.3 Ecuaţ ia distribu ţ iei debitelor ................................................................ 27 51 3.1.4 Ecuaţ ia cinematic ă de leg ătur ă inversă.............................................. 28 52 3.1.5 Liniarizarea caracteristicii de debit.

Func ţ ia de transfer a servocomenzii ................................................... 28 53 3.2 Impedanţ a servomecanismului şi controlul oscilaţ iilor .......................... 28 55 3.3 Controlul autooscilaţ iilor servocomenzii

generate de saturaţ ia debitului .................................................................. 29 58 3.4 Sinteza robust ă a servomecanismului de direc ţ ie......................................... 30 65 3.5 Controlul debitului în hidrocilindru................................................................. 30 69 3.6 Comportarea şi indicii pentru aprecierea stabilit ăţ ii distribuitorului ............... 31 71

3.7 Determinarea analitic ă a valorii cursei supape regulatorului, la caresec ţ iunea de droselizare corespunde sec ţ iunii diametruluinominal ................................................................................................................ 32 77

3.7.1 Hidrologistorul unisens cu scaun de închidere cilindric.................. 32 77 3.7.2 Reducerea schemei bloc şi determinarea func ţ iei de transfer......... 33 80 3.7.3 Cercet ări numerice privind determinarea curbelor de r ăspuns la

frecvenţă şi stabilitate sistemului distribuitor - regulator ............................. 34 87



5

4. METODICA ŞI APARATURA FOLOSITELA CERCETAREA EXPERIMENTALĂ.............................................................. 35 89

4.1 Importanţ a, scopul şi clasificarea încerc ărilor ........................................ 35 89 4.2 Prezentarea obiectului cercet ărilor ........................................................... 35 93 4.2.1 Caracteristici constructive şi de greutate

ale autoturismului.................................................................................... 95

4.3 Instalaţ ia folosit ă la cercetarea experimental ă........................................ 36 97 4.3.2 Aparatura folosit ă la cercetarea experimental ă şi asamblarea acesteia pe obiectul încerc ării ......................................... 38 101

4.3.3 Sistemul de achizi ţ ie a datelor ................................................................ 39 102 4.3.4 Aparate pentru condi ţ ionarea semnalelor ............................................... 40 103 4.3.5 Software pentru configurarea sistemului ................................................ 43 112 4.3.6 Software pentru analiza şi prelucrarea datelor experimentale……….... 45 114 4.4 Modific ări constructive (caracteristici generale)..................................... 46 4.5 Traductoare pentru cercetarea experimental ă

a comport ării mecanismului de direc ţ ie şi aautoturismului în procesul de rulare......................................................... 48 117

5. ANALIZA NUMERICĂ A STABILITĂŢIISERVOMECANISMULUI DE DIRECŢIE............................................................ 49 149

5.1 Determinarea curbelor de r ăspuns la frecvent ă şi a stabilit ăţ ii sistemului excitator-distribuitor ....................................... 49 149

5.2 Impedanţ a servomecanismului ………...................................................... 51 152 5.3 Influenţ a presiunii de alimentare a regulatorului

asupra stabilit ăţ ii sistemului ..................................................................... 54 158 5.4 Influenţ a diametrului pistonului sertar

asupra stabilit ăţ ii sistemului ..................................................................... 55 159 5.5 Influenţ a coeficientului de frecare vâscoasă

a pistonului sertar asupra stabilit ăţ ii sistemului ...................................... 55 159 5.6 Influenţ a saturaţ iei debitului

asupra oscilaţ iilor servomecanismului ..................................................... 56 162 5.7 Sinteza numeric ă a compensatorului antisaturaţ ie................................. 57 163

CONCLUZII......................................................................................................... 61 167 6.1 Contribu ţ ii originale................................................................................... 61 172 6.2 Concluzii finale........................................................................................... 63 173

BIBLIOGRAFIE.................................................................................................. 66 199 Anexe

Scurt rezumat (română - englez ă )………………………………………………C.V................................................................................................................

7879



6

CONTENTS

INTRODUCTION..................................................................................................... 8 7

1. THE PRESENT STAGE OF THE THEORETICAL RESEARCHES IN ORDERTO IMPROVE THE ROAD ABILITY OF THE FRONT-WHEEL DRIVEAUTOMOBILES....................................................................................................... 9 17

1.1 Steering System Engineering ......................................................................... 9 18 1.1.1 Classification of Steering Systems.......................................................... 10 18 1.2 Kinematics of The Steering System................................................................... 10 19 1.3 Amplification Mechanisms.................................................................................. 12 23 1.3.1 Amplification Hydraulic Systems............................................................. 12 24 1.3.2 Electrohydraulic Amplification Devices................................................... 13 26 1.3.3 Electrical Amplification Steering Mechanisms....................................... 14 28

1.4 Doctoral Thesis Objectives............................................................................. 15 30

2. THE ANALYSIS OF THE STEERING SYSTEM INFLUENCE OVER THEAUTOMOBILE ROAD ABILITY.............................................................................. 16 31

2.1 The Roll Centre and the Major Axis................................................................ 16 31 2.1.1 The Major Axis............................................................................................. 18 33 2.1.2 The Roll Centre of Independent Suspensions............................................. 19 34 2.1.3 The Roll Centre of Torsion - Bar Suspension Axles.................................... 19 39 2.1.4 The Roll Centre of the Rigid Axle................................................................ 20 40 3. THE SUMMARY OF THE STEERING MECHANIC-HYDRAULIC SERVO-

MECHANISM........................................................................................................... 23 43 3.1 The Motion Equations System of the Servo-Control with Mechanic-hydraulic

Servo-mechanism ................................................................................................. 24 45 3.1.1 The Equation of the Distributor Device Flow Rate

Characteristic......................................................................................................... 24 45 3.1.2 Equations of Servo-elastic Interaction..................................................... 27 50 3.1.3 The Equation of the Flow Rate Distribution............................................ 27 51 3.1.4 The Cinematic Equation of Reverse Connection.................................... 28 52 3.1.5 The Linearization of Flow Rate Characteristic........................

The Servo-control Transfer Function.......................................................28 53

3.2 The Servo-mechanism Impedance and Oscillation Control........................ 28 55 3.3 The Control of Servo-control Self-Sustained Oscillations Generated by

Flow Rate Saturation ............................................................................................ 29 58

3.4 The Robust Summary of the Steering Servomechanism................................... 30 65 3.5 The Flow Rate Control of Hydro-cylinder........................................................... 30 69 3.6 The Method and Indications for the Evaluation of Distributor’s

Stability ..................................................................................................................... 31 71 3.7 The Analytical Determination of Regulator Valve Travel Value, when the

Throttling Section Corresponds the Nominal DiameterSection..................................................................................................................... 32 77

3.7.1 The Unidirectional Hydrologister with Cylindrical ShutterSeat.......................................................................................................................... 32 77



7

3.7.2 The Block Diagram Reduction and the Transfer FunctionDetermination......................................................................................................... 33 80

3.7.3 Numeric Researches regarding of Response Curves at Frequencyand the Distributor-Regulator System Stability .................................................. 34 87

4. THE METHOD AND THE EQUIPMENT USED FOR THE EXPERIMENTAL

RESEARCH............................................................................................................. 35 89

4.1 The Importance, the Goal and the Tests Classification............................... 35 89 4.2 The Presentation of Researches Object........................................................ 35 93 4.2.1 Engineering and Weight Characteristics of the Automobile ........................ 95 4.3 The Experimental Research Installation........................................................ 36 97 4.3.2 The Equipment used for the Experimental Research and its attachment

on the test object ...................................................................................................... 38 101 4.3.3 The Data Acquisition System....................................................................... 39 102 4.3.4 Equipment for Conditioning Signals............................................................. 40 103 4.3.5 System Configuring Software....................................................................... 43 112 4.3.6 Software for Analysing and Processing Experimental Data…..................... 45 114 4.4 Engineering Modifications (General Characteristics) ................................. 46 4.5 Transducers for Experimental Research of the Steering Mechanism

Behaviour and the Automobile Running Process ............................................. 48 117 5. THE NUMERIC ANALYSIS OF STEERING SERVOMECHANISM

STABILITY............................................................................................................... 49 149 5.1 The Determination of Response Curves at Frequency and the

Discharger - Distributor System Stability ............................................................ 49 149 5.2 The Servomechanism Impedance….............................................................. 51 152 5.3 The Influence of the Regulator Feed Pressure over the System

Stability ................................................................................................................... 54 158 5.4 The Influence of the Valve Piston Diameter over System

Stability ................................................................................................................... 55 159 5.5 The Influence of the Valve Piston Viscous Friction Coefficient over the

System Stability ..................................................................................................... 55 159 5.6 The Influence of Flow Rate Saturation over Servomechanism

Oscillations............................................................................................................. 56 162 5.7 The Numeric Summary of the Anti-saturation Compensator ...................... 57 163

CONCLUSIONS...................................................................................................... 61 167 6.1 Original Contributions..................................................................................... 61 172 6.2 Final Conclusions............................................................................................ 63 173

BIBLIOGRAPHY...................................................................................................... 66 199 Short abstract (romana/engleza) …………………………………………........................... 78

C.V......................................................................................................................... 79



8

INTRODUCERE

Automobilele în general şi autoturismele în special au cunoscut o evoluţie

spectaculoasă într-o perioadă de timp relativ scurtă a istoriei civilizaţiei. Istoriaautomobilului a cunoscut o perfecţionare continuă ajungându-se la soluţii deosebit de

ingenioase, care asigur ă o fiabilitate ridicată şi o bună siguranţă traficului rutier.

Ţinuta de drum în general respectiv stabilitatea şi maniabilitatea în special, au

atras atenţia constructorilor de autovehicule relativ târziu, după realizarea primelor

autovehicule, aceasta explicându-se prin faptul că performanţele acestora erau încă

destul de scăzute, iar importanţa siguranţei circulaţiei din traficul rutier, redusă.

Problemele practice ale stabilităţii şi maniabilităţii autovehiculelor au apărut mai

întâi, în cazul automobilelor de curse.Studiului ţinutei de drum i s-a acordat şi i se acordă o atenţie deosebită, lucru

evidenţiat şi în literatura de specialitate.

În ultimii ani, mecanismul de ghidare al roţii s-a dezvoltat foarte mult, atât tehnic

cât şi calitativ, f ăcându-şi apariţia noi soluţii constructive de mecanisme de direcţie

hidraulice pe piaţa construcţiilor de autoturisme. Astfel, rezultă necesitatea optimizării

funcţionării regulatorului hidraulic al mecanismului de direcţie, ca r ăspuns la cerinţele

impuse de confortul şi siguranţa în traficul rutier la deplasarea autoturismelor.

Limitele cercetării sunt impuse de cerinţele de robusteţe şi stabilitate, care

trebuiesc îndeplinite de regulatorul mecanismului de direcţie, precum şi de nivelul

tehnologic prevăzut pentru fabricaţie.

Căile de lucru adoptate, în cercetarea mecanismului de direcţie la autoturisme

sunt în directă dependenţă cu posibilităţile teoretice şi experimentale de cercetare, a

comportamentului dinamic al autoturismului, avute la dispoziţie.

Elaborarea modelelor analitice utilizate în cercetarea stabilităţii mecanismului de

direcţie, presupune determinarea datelor ce caracterizează variaţia în timp a for ţelor şi

momentelor exterioare dar şi a proprietăţilor elementelor componente.



9

CAPITOLUL 1

STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR TEORETICE

ÎN VEDEREA ÎMBUNĂTĂŢIRII ŢINUTEI DE DRUM

LA AUTOTURISMELE CU TRACŢIUNE PE FAŢĂ

Sistemul de direcţie este unul din mecanismele principale ale autovehiculelor care

are un rol hotărâtor asupra ţinutei de drum şi a siguranţei circulaţiei, mai ales în condiţiile

creşterii continue a parcului de automobile şi a vitezei de deplasare a acestora.

1.1 Construcţia sistemului de direcţie

Constructiv sistemul de direcţie conţine următoarele elemente:

- mecanismul de acţionare sau comandă a direcţiei, care serveşte la

transmiterea mişcării de la volan la levierul de direcţie;

- transmisia direcţiei, cu ajutorul căreia mişcarea levierului de direcţie este

condusă la fuzetele roţilor.

1.1.1 Clasificarea sistemelor de direc ţ ie

-

Fig. 1.2 Punte cu roţi independente

1 - volan; 2 - axul volanului; 3 - mecanismul dedirecţie; 4 - levierul de comandă a direcţiei; 5 -bara de conexiune; 6 - levierul condus; 7 - barelede comandă; 8 - braţul fuzetei; 9 - pivot; 10 - fuzeta

Fig. 1.1 Punte rigidă

1 - volan; 2 - axul volanului; 3 - melc globoidal;4 - rola; 5 - levierul de comandă al direcţiei; 6 - baralongitudinală; 7 - bara transversală; 8 - levierelefuzetelor; 9 - fuzeta; 10 - pivot; 11 - braţ fuzetă;12 - punte



10

După tipul punţ ii , se deosebesc sisteme de direcţie pentru punţi rigide la care

schema cinematică este prezentată în figura 1.1 şi sisteme de direcţie pentru

punţi cu roţi independente ale căror scheme cinematice sunt prezentate în figura

1.2.

După locul de dispunere a mecanismului de ac ţ ionare a direc ţ iei , se deosebesc:

sisteme de direcţie pe dreapta şi

sisteme de direcţie pe stânga.

După locul unde sunt plasate roţ ile

de direc ţ ie, avem cu roţile

directoare în faţă, spate sau cu roţi

directoare la ambele punţi;

După tipul mecanismului de

ac ţ ionare, se clasifică în funcţie deraportul de transmitere: cu raport

de transmitere constant şi cu raport de transmitere variabil, în funcţie de tipul

mecanismului: cu angrenaje melcate, cu şurub şi piuliţă şi cu manivelă, cu roţi

dinţate, în funcţie de tipul comenzii:

mecanică, hidraulică şi mecanică cu

servomecanism.

După particularit ăţ ile transmisiei direc ţ iei:

trapezul de direcţie poate fi dispus înraport cu puntea din faţă: anterior sau

posterior cu bar ă transversală

nedemontabilă sau demontabilă.

1.2 Cinematica mecanismului de direcţie

Tipul casetei de direc ţ ie şi pozi ţ ia acesteia pe autovehicul , calculul lungimii reale a

bieletei u0 , figura 1.3, şi unghiul braţului portfuzetă din figura 1.8 creează anumite

probleme în cazul suspensiei independente. Dispunerea coloanei volan influenţează

poziţionarea casetei de direcţie şi a modului de acţionare a acestuia. Dacă deviază de la

orizontală cu unghiul , atunci este necesar un arbore intermediar de asemenea înclinat

cu unghiul , figura 1.4. Articulaţia T dinspre interior, a bieletei cu levierul de direcţie,

Fig. 1.4 Poziţia levierului de direcţie

Fig. 1.3 Dispunerea spaţială a bieletei de direcţie



11

descrie un arc de cerc spaţial influenţat de unghiul în momentul bracării roţii.

Extremitatea exterioar ă U a bieletei, care

face legătura cu braţul fuzetei, se găseşte

pe axa de rotaţie care este înclinată

înspre interior, figura 1.5 cu unghiul de

înclinare transversală a pivotului

0 şi

înspre înapoi cu unghiul de fugă

(înclinare longitudinală), figura 1.4. Acest

punct descrie în timpul mişcării un alt arc de cerc, dispus spaţial.

În cazul suspensiei independente, figura 1.3, bieleta UT este înclinată spaţial.

Proiecţia u’ sau unghiul trebuie determinate în proiecţia văzută din spate. Din vederea

de sus sunt importante distanţa d şi unghiul 0 . Proiecţiile în cele două plane sunt u1 şi

u2 . Lungimea bieletei este: 2 2 2

0 'u u c d .

În cazul punţii rigide, punctele T şi U , reprezentate în figura 1.4, ale bieletei î şi

modifică poziţia relativă unul faţă de celălalt, funcţie de mişcările roţii, pe orizontală şi

verticală. Acest lucru se datorează mişcărilor pe direcţii diferite ale levierului de direcţie

faţă de braţul fuzetei. Traiectoria după care se realizează mişcarea depinde de înclinarea

casetei de direcţie şi de punctul U rezultat din înclinarea axei pivotului EG, spre

exemplu înclinarea transversală şi longitudinală a pivotului. Văzut din spate, punctul

T ce realizează legătura bieletei cu caseta de direcţie se deplasează paralel cu solul, în

timp ce punctul U descrie un arc de cerc oblic cu raza k , figurile 1.5 şi 1.6. Prelungireabieletei de direcţie UT trebuie să se intersecteze cu centrul virtual de rotaţie P , figura 1.6.

Acest lucru este necesar în cazul suspensiei independente pentru a se putea determina

centrul de ruliu al caroseriei Ro. Astfel,

calculul unghiului şi al unghiului al

levierului de direcţie trebuie realizat

astfel încât atunci când roţile sunt virate,

curba descrisă să fie cât mai mică, figura

1.8. Îndeplinirea acestei condiţii estedificilă datorită frecvenţelor modificări de

poziţie a roţilor în timpul deplasării, a

flexibilităţii longitudinale şi a oscilaţiilor verticale.

Fig. 1.5 Legătura dintre bieletă şi braţul fuzetei

Fig. 1.6. Punctele şi direcţia de mişcare necesare pentrudeterminarea lungimii şi a poziţiei bieletei de direcţie



12

1.3 Mecanisme de amplificare

În ultimii ani aceste mecanisme sunt din ce în ce mai utilizate la autoturisme,

datorită creşterii greutăţii pe puntea faţă pe de o parte şi tendinţa realizării uşurinţei în

manevrare pe de altă parte. Cu excepţia unor autovehicule de clasă foarte mică,

mecanismele de amplificare pot fi opţionale sau, de cele mai multe ori ca echipare

standard.

Mecanismele de direcţie cu acţionare mecanică stau la baza instalaţiilor de

direcţie asistate, profitând de avantajul legăturilor mecanice între volan şi roată, cu toate

componentele păstrate, cu sau f ăr ă echipament auxiliar de amplificare. For ţele aplicate

volanului de către conducătorul auto sunt sesizate de un sistem de măsur ă, localizat pe

coloana volan sau în zona de intrare a acesteia în mecanismul de direcţie ce va

introduce for ţe suplimentare în sistem. Amplificarea for ţelor este limitată după o curbă

caracteristică (caracteristică de supapă) sau familie de curbe, funcţie de mărimeamomentului de rotaţie al volanului dacă se iau în considerare şi alţi parametri, precum

viteza de deplasare. Multiplicarea for ţei la nivelul mecanismului de direcţie, în acest mod,

contribuie la reducerea reacţiei roţii pe sol realizând un contact mai bun între roată şi sol.

1.3.1 Sisteme hidraulice de amplificare

Mecanismele cu asistare hidraulică sunt cele mai utilizate. Servomecanismul ce

întrebuinţează lichidul sub presiune pentru a spori efectul de amplificare a for ţei estedestul de sofisticat, dar foarte avantajos în ceea ce priveşte costurile, spaţiul necesar şi

greutatea. La utilizarea amplificatoarelor hidraulice, perturbaţiile produse de suprafaţa

drumului şi implicit efectul vibraţiilor unghiulare resimţite de către mecanismul de direcţie

sunt reduse considerabil, mai ales la nivelul ansamblului pinion-cremalier ă. Acest fapt

poate fi atribuit proprietăţii de auto-amortizare a sistemului hidraulic. De altfel, atenuarea

vibraţiilor se poate realiza şi cu ajutorul unui amortizor montat între carcasa

mecanismului de direcţie şi tija cremalierei.

Sistemele hidraulice funcţionează cu ajutorul unei pompe de lichid hidraulic ceeste antrenată direct de motor şi debitează în mod constant presiune. Deoarece

mecanismele hidraulice generează permanent un debit şi presiune suficient de mari

pentru a satisface manevrele extreme de virare, chiar şi în condiţii de turaţie redusă a

motorului, sunt necesare supape pentru controlul debitului. Acestea limitează debitul de

alimentare la aproape opt litri pe minut pentru a preveni pierderile hidraulice care ar

apărea la turaţii mari ale motorului. Funcţie de schema constructivă a instalaţiei de



13

direcţie şi concepţia pompei, este de aşteptat la un consum de carburant suplimentar,

cuprins între 0.2 şi 0.5 litri la suta de kilometri.

Sistemul hidraulic de amplificare din figura 1.7 este compus din: 1 - pompa

hidraulică acţionată de

motor prin intermediul unei

curele trapezoidale; 2 -

conducta de

retur; 3 - circuit de r ăcire; 4 -

conducte de înaltă presiune,

de la supapa regulatorului la

pompă; 5 - mecanismul de

direcţie; 6 - bloc supape; 7,

8 - circuite de presiune spre

cilindrul de lucru; 9 -coloana volan cu arbore intermediar; 10 - volan.

Lichidul hidraulic sub presiune ajunge din pompa 1 prin intermediul conductei de

înaltă presiune 4 şi a circuitului de r ăcire 3 direct în distribuitorul mecanismului de

direcţie prin blocul regulatorului 6 localizat în carcasa pinionului. Aici, func ţie de sensul

rotirii volanului şi a for ţelor de rezistenţă la roţi are loc distribuirea lichidului în cilindrul

drept 7 sau stâng 8 al mecanismului de direcţie 5. Un piston diafragmă localizat la nivelul

cremalierei separ ă cele două camere de presiune. Diferenţele de presiune la nivelul

suprafeţelor active ale pistonului generează for ţa axială dorită F Pi care are valoarea: ,2 ,1 pi hid hid pi

F p p A (1.1)

unde A pi reprezintă suprafaţa efectivă a pistonului, în cazul de faţă diferenţa dintre

piston şi suprafaţa cremalierei, iar phid1 şi phid2 reprezintă presiunile ce acţionează pe

suprafaţa de lucru a pistonului diafragmă.

1.3.2 Dispozitive de amplificare electrohidraulice

În cazul mecanismelor de amplificare electrohidraulice, pompa hidraulică

antrenată de motor este înlocuită de o pompă acţionată electric.

În figura 1.8 se prezintă ansamblul sistemului electrohidraulic. Pompa acţionată

electric, creează presiunea hidraulică în sistem, care este gestionată electronic, astfel că

în cazul în care nu este necesar ă o suplimentare de for ţă, alimentarea cu lichid hidraulic

este redusă. Sistemul electrohidraulic este compus din: 1 - pompa ac ţionată electric

Fig. 1.7. Sistemul hidraulic de amplificare.



14

(cuprinde şi rezervorul); 2 - conducta de legătur ă cu regulatorul mecanismului de

direcţie; 3 –mecanismul de direcţie cu pinion şi cremalier ă; 4 – bloc regulator-distribuitor.

Elementul generator de presiune este conceput ca o unitate modular ă şi poate fi

acţionat de orice motor electric de curent continuu, cu sau f ăr ă perii, iar pompa va

alimenta circuitul cu diferite volume de lichid hidraulic, de la 1.25 până la 1.75

cm3/rotaţie, funcţie de necesitate.

1.3.3 Mecanisme de direc ţ ie cu amplificare electric ă

Înlocuirea sistemului hidraulic sau cel mecanic de amplificare a for ţei cu un motor

electric ofer ă avantaje suplimentare în ceea ce priveşte greutatea şi spaţiul ocupat, în

comparaţie cu primele,

datorită eliminării

componentelor hidraulice. Un

alt avantaj constă într-o gamă

mult mai largă a suplimentării

for ţei, datorită analizei unui

sigur parametru şi anume

semnalul electric.

Dispozitivul electric de

amplificare poate fi montat pe

coloana volan, pe pinion sau

pe cremalier ă. Sarcina pe mecanism şi for ţa maximă la nivelul cremalierei sunt în funcţie

de soluţia constructivă şi au valori cuprinse între 6 kN sau 10 kN.

Fig. 1.8. Sistemul de gestiune

Fig. 1.9 Coloana volan cu dispozitiv electric de amplificare



15

1.4. Obiectivele tezei de doctorat

Luând în considerare aspectele prezentate mai sus, lucrarea î şi propune

următoarele obiective:

1. Elaborarea unor modele matematice originale, pentru a putea simula funcţionarea

soluţiei propuse şi a celei clasice în condiţii de laborator pe stand, poligon respectiv

în condiţii reale de drum; astfel se vor urmării simulări prin modele de calcul a

condiţiilor variate de funcţionare a servomecanismului de direcţie;

2. Stabilirea unui ciclu de încercare specific care să permită studiul stabilităţii

sistemului tehnic defalcat pe diferite categorii constructive de funcţionare;

Efectuarea de încercări experimentale în condiţii reale şi de reproductibilitate cât

mai bune, f ăr ă ca factorii de mediu (temperatura, presiunea atmosferică, umiditatea

relativă a aerului) să influenţeze rezultatele încercărilor experimentale;

Determinarea şi compararea caracteristicilor de stabilitate-maniabilitate aleautoturismului supus probelor de încercare experimentală, echipat atât cu soluţia

propusă cât şi standard;

3. Realizarea studiului numeric de sinteză a stabilităţii pe modelele matematice privind

influenţa caracteristicilor geometrice ale pistonului sertar asupra stabilităţii

mecanismului de direcţie şi implicit asupra procesului de virare pentru determinarea

unor configuraţii dimensionale şi geometrice optime;

4. Realizarea unui compensator astfel încât sistemul în buclă închisă să fie asimptotic

stabil şi să aibă loc reglarea asimptotică, f ăr ă a provoca instabilitatea sistemului;Configurarea regulatorului automat şi determinarea performanţelor soluţiei propuse

pentru viteze variabile de acţionare asupra volanului;

5. Descrierea comportării sistemului şi comutaţiei la încercări cu vâscozităţi diferite ale

lichidului de lucru, presiuni diferite, cu diametre diferite ale pistonului sertar, la o

poziţie oarecare a cremalierei mecanismului de direcţie, şi indicarea problematicii

de funcţionare defectuoasă, precum şi determinarea unor măsuri structurale care

să permită reducerea erorilor;

6. Validarea rezultatelor cercetărilor teoretice prin compararea cu rezultatele obţinutepe cale experimentală şi determinarea indicilor de corelare aferenţi dar şi stabilirea

de concluzii şi recomandări utile, care să poată fi luate în considerare de factorii de

decizie competenţi pentru optimizarea condiţiilor de stabilitate a mecanismului de

direcţie şi de siguranţă a autoturismului.



16

CAPITOLUL 2

ANALIZA INFLUENŢEI SISTEMULUI DE DIRECŢIE ASUPRA

ŢINUTEI DE DRUM A AUTOTURISMELOR

2.1 Centrul şi axa de ruliu

În conformitate cu standardul ISO 8855 (DIN 70000), centrul de ruliu R u al

caroseriei este situat în planul vertical de simetrie al autoturismului la nivelul punţii, figura

2.3, iar dacă for ţele transversale, pe direcţia y , sunt exercitate la nivelul elementelor

elastice ale suspensiei, caroseria nu mai descrie unghiuri cinematice de ruliu.

În diagrama din figura 2.1 se poate observa modificarea poziţiei de aşezare a

unei roţi, măsurată la puntea motoare şi puntea nemotoare a unui autoturism. Forma

curbei arată că în cazul punţii motoare centrul de ruliu se află la un nivel mai scăzut.

Centrul de ruliu este punctul din centrul vehiculului (văzut din faţă) şi în planul

punţii (văzut din lateral) în jurul căruia masa suspendată se roteşte la acţiunea for ţelor

transversale şi totodată la acest nivel for ţele

de reacţiune sunt transferate de la punţi la

caroserie. Cunoscând caracteristica de

modificare a poziţiei de aşezare a unei roţi,

centrul de ruliu al caroseriei este punctul

R u, situat în planul longitudinal al vehiculului

a cărui normală intersectează tangenta AB

la curba de modificare a poziţiei de aşezare

a roţii în centrul de contact a acesteia.

Înălţimea centrului de ruliu hRu,f pentru

puntea din faţă sau hRu,s pentru puntea

spate poate fi determinată în acest mod

folosind mărimile s şi b raportată la

tangentă luând în considerare toate

elasticităţile din sistem, figura 2.2, astfel:

Fig. 2.1 Variaţia ecartamentului



17

,,

,

,

; tan ,4 0.5

u

u

R f s f s

R f s

f s

hbb bh

s s b

(2.1)

de unde înălţimea centrului de ruliu faţă de roată

va fi:

- pentru puntea faţă: 2

f

f R

b

s

bh

u

(2.2)

- pentru puntea spate: 2

ss R

b

s

bh

u

(2.2’)

Dacă bf = 1400 mm, b = 6 mm pentru

fiecare roată şi s = 40 mm atunci

1052

1400

40

6 f Ru

h

Rezultatele modificărilor de poziţie a roţii

sunt redate în figura 2.3. Modificarea

convergenţei datorată mişcării verticale a roţii

indică un efect de ruliu la nivelul punţii spate, în

timpul curbei, care tinde să subvireze vehiculul.

Cu cât poziţia centrului de ruliu este mai

scăzută cu atât se reduce transferul dinamic la

nivelul benzii de rulare a pneului, permiţând

autovehiculului un comportament subvirator

mai accentuat. Mărimea ecartamentului creşte odată cu

creşterea sarcinii pe punte şi cu atât mai

înclinată devine normala la tangentă, rezultând

o poziţie mai înaltă a centrului de ruliu faţă de

sol. Totuşi, în cazul unor variaţii reduse ale

ecartamentului, R u este localizat foarte puţin

deasupra solului sau chiar pe sol dacă

tangenta AB este orizontală. Modificareasimultană a poziţiei orizontale la ambele roţi,

permite ca înălţimea centrului de ruliu să se determine în acelaşi mod, dar se ia în

considerare doar jumătate din variaţie b/2 . Ecuaţia are forma:

4

,

,

s f

s f R

b

s

bh

u

(2.3)

Fig. 2.2 Înălţimea centrului de ruliu hRuf,s

Fig. 2.3 Cinematica semipunţii spate



18

În figura 2.4 tangentele duse la partea

superioar ă a curbelor de variaţie a roţilor sunt

totdeauna verticale atunci când suspensia se comprimă

sub sarcină, rezultând o scădere a poziţiei centrului de

ruliu, ceea ce caracterizează în general suspensia de

tip mecanismul McPherson. În cazul suspensiei cu

două braţe înălţimea punctului R u se modifică mai puţin

funcţie de sarcină. Acelaşi lucru se întâmplă şi în cazul

punţilor din spate, figurile 2.1 şi 2.4. Datorită

deplasărilor laterale ale roţilor, centrul de ruliu al

caroseriei nu se află în planul median longitudinal al

vehiculului în cele mai multe cazuri.

2.1.1 Axa de ruliu

Poziţia centrului de ruliu la nivelul punţii faţă respectiv spate şi linia ce uneşte

aceste două puncte, numită axa de ruliu CC şi prezentată în figura 2.5, are un rol

important în ceea ce priveşte ţinuta de drum a autovehiculului în general şi

manevrabilitatea în special. Înălţimea centrului de ruliu la nivelul punţilor determină

diferenţele de sarcină pe fiecare roată a fiecărei punţi şi de aici proprietăţile de virare ale

autovehiculului, ţinând seama de caracteristicile anvelopelor, dar şi de caracteristicile

suspensiei care sunt deosebit de importante în ceea ce priveşte confortul în cazul uneimodificări unilaterale a sarcinii. Poziţia centrului de ruliu depinde de asemenea de

dispunerea spaţială a articulaţiilor mecanismului de suspendare a roţii, adică centrul de

ruliu se va afla în planul vertical de

simetrie a vehiculului doar în cazul în care

mişcările roţilor sunt identice atât pe

orizontală cât şi pe verticală, în caz

contrar, la viraje obţinem un efect nedorit

la nivelul direcţiei. Dacă centru de ruliucoboar ă odată cu mişcările simetrice ale

roţilor se favorizează ameliorarea acestui efect negativ. Modificarea înălţimii centrului de

ruliu în timpul dezbaterii suspensiei reprezintă un compromis între: bracarea indusă, care

nu este critică pentru comportamentul dinamic al autovehiculului; rigiditatea

mecanismului de suspensie; variaţia unghiului de cădere; for ţele de rezistenţă la nivelul

caroseriei; poziţia axei de ruliu.

Fig. 2.4 Centrul de ruliu dispusmedian şi în planul punţii

Fig. 2.5 Poziţia centrului de ruliu la cele două punţi



19

2.1.2 Centrul de ruliu în cazul suspensiilor independente

Înălţimea p a centrului instantaneu de

rotaţie P determină poziţia centrului de ruliu al

caroseriei R u, figura 2.6.

Dacă P este situat deasupra solului atunci

şi R u va fi deasupra solului. După cum se vede în

figura 2.2 tangenta dusă în punctul de zero al

curbei de modificare a ecartamentului variază cu

unghiul faţă de verticală. Cu toate acestea

variaţia ecartamentului depinde de mărimea distanţei q, dintre centrul instantaneu de

rotaţie P şi centrul petei de contact al anvelopei cu solul W , figura 2.6. Cu cât distanţa q

este mai mare, cu atât curba de variaţie a ecartamentului este mai puţin pronunţată. Încontinuare sunt redate unele modalităţi pentru determinarea în mod grafic a înălţimii hRu

şi a distanţei p. Distanţa q dintre centrul instantaneu de rotaţie P şi centrul petei de

contact W se calculează cu relaţia:

,

2

f s

Ru

p bq

h

(2.4)

2.1.3 Centrul de ruliu la punţ ile cu suspensie bare de torsiune

În acest caz centrul de ruliu se află la nivelul lagărelor de sprijin O ale elementelor

elastice de torsiune, figura 2.19, puncte în care se anulează for ţele laterale. Pe de altă

parte, cinematica centrului de ruliu determină modificarea unghiului de cădere şi

convergenţă. Datorită braţelor de torsiune ale

suspensiei, mişcarea roţii în timpul vir ării se

face ca şi în cazul mecanismului de suspensie

multibraţ, în jurul liniei ce uneşte Oss cu Osd

având centrul în SM, figura 2.20.

Fig. 2.6 Determinarea prin metoda grafică amărimii hRu şi p în cazul suspensiei cu două

braţe şi suspensiei multibraţ.

Fig. 2.19 Dispunerea centrului de ruliu peverticală



20

În cazul mecanismelor cu bare de torsiune, figura 2.19, for ţele laterale sunt

preluate de cele două braţe longitudinale. Înălţimea punctului de articulaţie O determină

înălţimea centrului de ruliu. Poziţia punctului O depinde de lungimea braţului l b şi unghiul

pe care îl face cu orizontala.

Determinare înălţimii centrului de ruliu

hRus

în jurul căruia caroseria se înclin

ă

datorită influenţei for ţelor centrifuge care

acţionează asupra centrului de masă al

autovehiculului în cazul suspensiei cu bare

de torsiune este prezentată în figura 2.20.

Centrul virtual de rotaţie P se află la

intersecţia axei de simetrie a punţii cu

prelungirea segmentului ce uneşte punctul O

şi trece prin centrul SM aflat la mijlocul bareide torsiune, figura 2.20 poziţia a. Centrul virtual de rotaţie se transpune în vederea din

spate, figura 2.20 poziţia b, până la nivelul aceleiaşi axe de simetrie. Punctele P astfel

obţinute se unesc cu centrul petei de contact al ro ţii opuse W sd , iar intersecţia

segmentelor PW sd coincide cu intersecţia planului longitudinal de simetrie a

autovehiculului, definind astfel centrul de ruliu.

Poziţia centrului SM influenţează variaţia unghiului de cădere şi a unghiului de

fugă în timpul comprimării-destinderii suspensiei, ca raportul dintre dimensiunea arcului

şi a amortizorului.

2.1.4 Centrul de ruliu în cazul punţ ii rigide

În cazul punţilor rigide, for ţele laterale sunt preluate de cel mult două puncte.

Centrul de ruliu al caroseriei poate fi determinat doar în unele situaţii, folosind teoria

lanţurilor cinematice. Astfel, se vor aplica cu

întâietate legile staticii în raport cu punctul de

fixare al elementului elastic lamelar la caroserie.

Dacă puntea rigidă este fixată la caroserie

prin elemente elastice, arcuri foi, for ţa laterală se

concentrează la nivelul foii principale iar centrul

de ruliu R u se află la mijlocul dintre cele două foi principale, indiferent de soluţia de

montare a arcului deasupra sau sub punte, figura 2.21.

a

b

Fig. 2.20 Determinarea centrului de ruliu lasuspensia cu bare de torsiune

Fig. 2.21 Montarea elementului elasticlamelar pe şi sub punte



21

Sub sarcină, pentru a-l menţine la un nivel acceptabil de aplatizare, arcul este

montat la partea inferioar ă a punţii, în cazul

autoturismelor şi pe punte, în cazul utilitarelor.

Montarea arcului deasupra punţii ofer ă avantajul

că bridele de fixare nu sunt supuse unor solicitări

suplimentare.

În cazul în care for ţele laterale sunt

preluate de o bar ă tip Panhard, centrul de ruliu al

caroseriei va fi localizat la intersecţia dintre bara

Panhard cu planul longitudinal de simetrie al

autovehiculului şi nu la mijlocul barei Panhard,

figura 2.22. La viraje, poziţia barei se modifică şi

odată cu aceasta poziţia centrului R u. În

cazul în care puntea rigidă are ataşate lacaroserie două braţe ce sunt legate între

ele printr-o articulaţie care preia for ţele

laterale, fiind denumită legătur ă Watt şi are

drept scop împiedicarea devierii laterale a

punţii, figura 2.23. Comprimarea şi

destinderea suspensiei obligă levierul de

legătur ă să se rotească în jurul propriei

articulaţii de prindere ce se află fixată pepunte, care devine astfel centrul de ruliu.

Perechea de leviere Watt şi bara Panhard pot fi înlocuite cu un braţ tip Δ, care va

transfera for ţele longitudinale şi transversale spre caroserie, figura 2.24. Spre deosebire

de soluţia constructivă cu bar ă Panhard,

centrul de ruliu R u este fix şi nu variază ca

poziţie funcţie de sarcină.

Urmare a braţului de tip Δ este

soluţia constructivă cu două braţe desuspensie dispuse sub un unghi ξ unul

faţă de celălalt, care pot prelua şi for ţele

laterale, figura 2.25 a. În acest caz

intersecţia prelungirii braţelor superioare,

figura 2.25 a, determină centrul

Fig. 2.22 Soluţia cu bar ă Panhard pentru

preluarea for ţelor laterale de reacţie

Fig. 2.23 Legătura Watt la puntea spate a unuiautoturism

a

b

Fig. 2.24 Punte rigidă cu braţ longitudinal de tip Δ a - vedere de sus, b - vedere din spate

a b

Fig. 2.25 Punte rigidă cu două braţe longitudinaledispuse sub un unghi

a - vedere de sus, b - vedere din lateral



22

virtual de rotaţie P 1 care este translatat în vederea laterală, figura 2.25 b. Dacă braţele

inferioare sunt paralele se trasează din P 1 o linie paralelă cu aceste braţe iar intersecţia

cu planul transversal de simetrie al punţii ne dă centrul de ruliu R u, figura 2.25 b.

Dacă braţele superioare sunt paralele atunci punctul P 1 va fi la .

Spre deosebire de punţile rigide cu două braţe longitudinale dispuse sub un unghi,

în cazul construcţiilor cu trei puncte de sprijin, numite şi pivotante în direcţie

longitudinală, for ţele laterale sunt preluate de legătura frontală Or şi supor ţii laterali,

figura 2.26.

Centrul de ruliu al caroseriei este la aceeaşi înălţime cu cele trei puncte de sprijin

ale punţii la caroserie. Dacă în locul celor doi supor ţi se montează o bar ă Panhard,

for ţele sunt preluate la nivelul punctului Os. În vederea de sus se observă for ţele de

reacţie F o,y şi F T,y . For ţele laterale F y,w,e şi F y,w,i sunt transmise de la punte la caroserie

prin intermediul trompelor punţii şi a barei Panhard. Centrul de ruliu al punţii R us se află

pe linia ce uneşte punctele T şi Os din vederea de sus. Dacă bara Panhard estepoziţionată sub un anumit unghi faţă de orizontală trebuie calculată înălţimea punctului

pe axa mediană în vederea din spate şi apoi transpusă în vederea de sus.

a b

Fig. 2.26 Punte rigidă cu trei puncte de sprijin:a - vedere de sus, b - vedere din spate



23

CAPITOLUL 3

SINTEZA SERVOMECANISMULUI

MECANOHIDRAULIC DE DIRECŢIE

În acest capitol sunt prezentate problemele legate de modelarea matematică a

SMMH, din perspectiva utilizării acestora în servocomenzile mecanismelor de direcţie ca

elemente de control servoelastic. De asemenea, în accepţiunea acestei lucr ări, controlul

poate fi considerat şi alegerea prin analiză de sistem a unor valori adecvate ale

parametrilor mecanici şi hidraulici ai servocomenzii, valori care să diminueze riscul de

amorsare a autooscilaţiilor, în cazul de faţă, a autooscilaţiilor de saturaţie a debitului.

Servocomanda se constituie în fapt din servomecanism şi sarcina acţionată, esenţială în

această situaţie fiind componenta iner ţială a sarcinii.Se disting, pentru început, câteva detalii referitoare la definirea sistemului de

ecuaţii ale servocomenzii, a funcţiei de transfer respectiv a funcţiei de impedanţă a

servomecanismului, cu relevarea importanţei acesteia din urmă în controlul elementelor

de comandă ale mecanismului de direcţie.

Astfel se consider ă soluţia constructivă, propusă în lucrare, ca fiind o aplicaţie de

control activ servoelastic. Acesta este realizat exploatând flexibilitatea sintezei LQG

(Sinteza liniar pătratică GAUSSIAN Ă) de alegere convenabilă a ponderilor în funcţia-

criteriu, cu scopul creşterii amortizării modurilor elastice ale sistemului de direcţie. Iniţials-a conceput un model de ordinul trei al dinamicii servomecanismelor ce a condus la

apariţia unor dificultăţi formale, de natur ă numerică. Pentru depăşirea acestor dificultăţi,

s-a adoptat ipoteza că această dinamică poate fi în fond ignorată, dacă performanţa de

urmărire a semnalelor-referinţă, realizată de servomecanism, este îmbunătăţită până la

nivelul la care acesta poate fi considerat, practic, ca un sistem propor ţional ieşire-intrare.

Această idee poate fi materializată dacă se include în bucla internă de reglare a unui

compensator în cascadă, format dintr-un compensator stabilizant şi un

servocompensator, soluţie care poate rezolva problema clasică a sintezei robuste aservomecanismului.

Concepţia, proiectarea şi realizarea practică a soluţiei propuse sunt contribuţii în

principal ale autorului.



24

În cadrul acestei lucr ări s-a proiectat şi realizat în concepţie proprie grupul piston

sertar-bucşă cu ferestre de diferite forme (dreptunghiular, trapez), figura 3.1.

În acest capitol şi în cele care urmează, problematica proiectării de bază şi a

tehnologiei de execuţie nu face obiectul unei prezentări sistematice. Aceste probleme

fiind tratate în lucr ări, clasice sau de dată mai recentă, binecunoscute specialiştilor.

3.1 Sistemul ecuaţiilor de mişcare ale servocomenzii cu servomecanisme

mecanohidraulice SMMH

Pornind de la tratatele clasice [43, 23, 20, 26, 19] şi în contextul unei efervescenţe

publicistice în bibliografia internă şi internaţională a domeniului [38, 47, 57, 43, 44, 17,

58, 18], se impun ipotezele constitutive de bază ale modelului fizic, unde, ecuaţiile de

mişcare ale servocomenzii cu SMMH se împart în patru grupe: 1) ecuaţia caracteristiciide debit a distribuitorului; 2) ecuaţiile de interacţiune servo-elastică; 3) ecuaţia distribuţiei

debitelor; 4) ecuaţia cinematică de legătur ă inversă.

3.1.1 Ecuaţ ia caracteristicii de debit a distribuitorului

Funcţionarea servomecanismului hidraulic al mecanismului de direcţie presupune

existenţa unui element mecanohidraulic, distribuitorul, care este acţionat manual, printr-

un lanţ mecanic pornind de la volan. Distribuitorul formează în sine o rezistenţă hidraulică locală variabilă, descrisă

fizico-matematic ca o funcţie, derivată din legea lui Bernoulli, a debitului Q de două

variabile a şi Δ p, astfel:

,/2 pacQ d (3.1)

a b

Fig. 3.1 Servomecanismul SMHA de comandă



25

în care: a( σ ) – este secţiunea de trecere pentru lichidul de lucru; σ – secţiunea de trecere

a distribuitorului, sau semnalul de eroare în sensul uzual din teoria sistemelor automate;

Δ p - căderea de presiune în distribuitor, Δ p > 0 ; ρ - densitatea lichidului de lucru;

c d - coeficientul de debit al ferestrei distribuitorului. Funcţia a( σ ) se consider ă situată în

cadranele I şi III ale planului (σ , a( σ )), adică σ , a( σ ) > 0 , pentru orice σ ≠0 , iar a(0) = 0 .

În general, secţiunea de trecere a distribuitorului se realizează sub forma unor

ferestre prin care lichidul hidraulic poate trece dinspre sursa de alimentare înspre

camera de lucru vizată a hidrocilindrului mecanismului de direcţie HC , concomitent cu

trecerea acestuia din cealaltă camer ă prin conducte de retur spre rezervor.

Schemele simplificate din figura 3.2 reprezintă două tipuri posibile de ansambluri

bucşă-sertar cu deplasare rectilinie, ar ătând modul de lucru a distribuitorului, după

criteriul corelaţiei dintre lăţimea umerilor sertarului şi lăţimea ferestrelor practicate în

bucşa distribuitorului, astfel: a) cu acoperire nulă, când cele două dimensiuni sunt egale,

definind aşa numitul distribuitor cu centrul nul în poziţia de echilibru, purtând şi

denumirea de servomecanism mecanohidraulic cu control pseudoactiv antioscilaţie; b)

cu acoperire pozitivă, când lăţimea umerilor sertarului este superioar ă lăţimii ferestrelor

(centru închis) sau servomecanism mecanohidraulic favorizant al oscilaţiilor.

a

b

c

Fig. 3.2 Schiţe pentru modelarea matematică a servomecanismelor hidraulice: a) distribuitor cu centru nul;b) distribuitor cu centru închis; c) schiţă pentru calculul ecuaţiei cinematice în cazul a



26

Soluţia propusă de autor are în componenţă un distribuitor de tip bucşă-sertar şi

deplasare rectilinie.

Realizarea ferestrelor cu diverse forme - triunghiular ă, dreptunghiular ă,

trapezoidală, circular ă - practicate în bucşă, de exemplu, prin electroeroziune, constituie

o operaţie de înaltă tehnologie.

Noţiunea de joncţiune de admisie sau evacuare are un înţeles propriu numai în

cazul funcţionării normale a servomecanismului, în regim motor pentru deplasarea

cremalierei.

Modelul matematic al caracteristicii de debit a distribuitorului are la bază trei

ipoteze constitutive ale modelului fizic de distribuitor ideal [6]:

1) geometria distribuitorului este simetrică în raport cu axele perpendiculare X , Y

(axa Y poate fi asociată unei secţiuni longitudinale centrale arbitrare);

2) conductivităţile hidraulice ale ferestrelor sunt egale, pentru deschideri a egale,

iar limitarea (saturaţia) acestor conductivităţi este neglijată;3) acoperirea, jocul radial sertar-bucşă, scăpările de lichid interne distribuitorului,

conductivităţile hidraulice ale canalelor interne ale distribuitorului sunt

neglijabile. Se adaugă ipoteza, specifică analizei liniare de stabilitate, a micilor

deplasări sau variaţii, adică se consider ă că presiunile p1 şi p2 variază puţin în

jurul unei valori egale cu pa /2 şi că deplasările z sunt mici în jurul poziţiei medii

a pistonului cremalierei.

Semnalul de eroare σ se consider ă negativ dacă deschiderea distribuitorului

asigura fluxurile Q1 şi Q2 ca debite efective de admisie respectiv evacuare, analog σ seconsider ă pozitiv dacă deschiderea distribuitorului asigur ă fluxurile Q3 şi Q4, ca debite

efective de admisie respectiv evacuare.

Se introduc notaţiile pentru scăderea de presiune de sarcină 21 p p p

Eliminarea variabilelor p1 şi p2 , permite scrierea unificată a debitelor Q2 , Q3 analog

a debitelor Q1, Q4 şi introducerea în acest fel a ecuaţiei caracteristicii hidraulice de debit

a distribuitorului ideal:

sgn, p pc pQ am (3.2)

unde Qm este debitul prin hidrocilindrul mecanismului de direcţie HC a

servomecanismului (organul motor) în particular Q = Q2 , pentru σ < 0 ; Q = Q3, pentru

σ > 0 .



27

3.1.2 Ecuaţ iile de interac ţ iune servoelastic ă

Două ecuaţii de interacţiune servoelastică sunt suficiente pentru ilustrarea

conceptelor şi principiilor de control pseudoactiv al fenomenului studiat:

- ecuaţia mişcării sarcinii iner ţiale:

;Sp zm (3.3)

- ecuaţia echilibrului for ţelor la corpul servomecanismului:

;'' Sp Ez (3.4)

Deplasarea z" determinată de existenţa unei rigidităţi finite E (chiar dacă de

valoare mare, de ordinul a 1.000.000 daN/m), nu poate fi neglijată, întrucât este de

acelaşi ordin de mărime cu secţiunea σ oferită de sertarul distribuitorului.

3.1.3 Ecuaţ ia distribu ţ iei debitelor

Această ecuaţie, numită de Hohlov [11] ecuaţia legăturii neolonome debit-cădere

de presiune de sarcină în cilindrul SMMH, exprimă nu atât sus-amintita legătur ă, cât

modul cum debitul Qm care trece prin hidrocilindrul mecanismului de direcţie HC se

distribuie pe componente de consum: pentru asigurarea vitezei sarcinii, captarea sau

compensarea efectului de compresibilitate în camerele HC , captarea sau compensarea

pierderilor etc. Pentru scrierea ecuaţiei, se pleacă de la sistemul de ipoteze

simplificatoare adoptat la ecuaţiile de continuitate a debitului. Într-adevăr, debitul, prin

expresia sa masică QG, este supus legii conservării în raport cu un volum V pe care îltraversează de la un capăt la altul intrare-ieşire ( ρi este densitatea lichidului la presiunea

nulă, iar Bl este modulul de compresibilitate):

./,, liout GinG BPV V gV

dt

d gQQ (3.5)

Aceeaşi lege se transcrie pentru debitul volumic, având forma:

./ lout in BPV V QQ (3.6)

fiind scrisă pentru fiecare camer ă a hidrocilindrului HC respectiv pentru fiecare

sens de mişcare a pistonului la care semnele mărimilor z , z" se aleg conform cu

convenţia algebrică stabilită, adică semnul (+) pentru deplasări în semidreapta pozitivă a

cărei origine corespunde cu poziţia iniţială de neutru, numită şi poziţia medie, sau de

echilibru.

Relevanţa acestui model matematic nu este compromisă prin demersul de

generalizare şi totodată de contextualizare prezentat.



28

3.1.4 Ecuaţ ia cinematic ă de leg ătur ă inversă

Ecuaţia cinematică de legătur ă rigidă este dată ca o expresie liniar ă de forma

''321 z z x (3.7)

3.1.5 Liniarizarea caracteristicii de debit. Func ţ ia de transfer aservocomenzii

Sistemul ecuaţiilor de mişcare ale servocomenzii, dedus anterior, este următorul,

cazul ecuaţiei cinematice:

",", 21 z z xSp EzSp zm

.sgn" p pc pk z zS ac (3.8)

Sistemul cu cele patru necunoscute (funcţiile de timp z , z" , p, σ ; iar variabila de

intrare x(t) şi funcţia c( σ ) se consider ă cunoscute), caracterizează dinamica unui sistem

de urmărire cu feedback, deoarece există legătur ă inversă între ieşirea z şi intrarea x ,

dată prin ecuaţia cinematică. Ieşirea z este for ţată rigid să urmărească intrarea x .

Eroarea de urmărire σ este sintetizată pasiv, printr-o legătur ă cinematică de reacţie.

Modelele matematice preliminare ale dinamicii rulării pot conta doar pe factorul de

ordinul întâi al acestei funcţii de transfer.

3.2 Impedanţa servomecanismului şi controlul oscilaţiilor

Impedanţa servomecanismului determină comportarea acestuia în prezenţa unor

variaţii de sarcină la ieşire. Formal, impedanţa se defineşte ca raportul, în regim dinamic,

dintre for ţa F exercitată la ieşire şi deplasarea z indusă de această for ţă, în contextul

intr ării blocate x = 0 . Impedanţa este o funcţie de variabilă complexă şi se calculează

după cum urmează:

," ** pk k pk z zS QpQc ,"32 z z " EzSpF (3.9)

Ecuaţiile definesc un model acceptabil al impedanţei iar dacă se notează cu F(s) şi z(s) transformatele Laplace ale variabilelor F(t) şi z(t), rezultă expresia funcţiei de

impedanţa is :

Imp

,:

2

1

as

asr

s z

sF i

d

(3.10)



29

,2

1S

k a

Q

,

2

3

2

S

k

S E

k r a

QpQ

d

2

11

S

k

E r

c

d

. (3.10’)

Funcţia de impedanţă a servomecanismului pune în evidenţă capacitatea acestuia

de a amortiza sau de a favoriza oscilaţiile hidraulice, amorsate dinamic, generate de

profilul suprafeţei căii de rulare.

Din punct de vedere grafic, expresia (3.10) reprezintă un semicerc în planulcomplex (Re(Imp( )), Im(Imp( ))), figura 3.3 a, b, mai precis, acest semicerc este

situat în cadranul I sau IV, după cum între parametrii a1 şi a2 din expresia funcţiei de

impedanţă există relaţia de ordine a1 < a2 , respectiv a1 > a2 . Primul caz corespunde

situaţiei favorabile, când

servomecanismul amortizează oscilaţiile

hidraulice (şi indică prezenţa unei

amortizări efective, pozitive, în sistem),

realizând astfel un control pseudoactiv,iar al doilea caz corespunde situaţiei

defavorabile, când servomecanismul

poate contribui la amplificarea oscilaţiilor

hidraulice în condiţiile unei amortizări

„negative" în sistem. În acest fel, partea

reală a numărului complex reprezentat

de funcţia impedanţă este o măsur ă a

rigidităţii sistemului, iar partea imaginar ă este o măsur ă a amortizării sistemului (sau

lipsei de amortizare), dimensional ambele componente sunt rigidităţi.

În cadrul lucr ării este demonstrat fundamentul energetic al relaţiei a1 < a2 de

stabilitate antioscilaţie hidraulică.

3.3 Controlul autooscilaţiilor servocomenzii generate de saturaţia debitului

Se consider ă modelul matematic liniar al servocomenzii cu servomecanism

mecanohidraulic SMMR, cu intrarea x blocată (autooscilaţie) şi cu sarcină iner ţială

," EzSp zm "32 z z , pk k pk z zS QpQc

**" (3.11)

Eliminând variabilele intermediare z" şi p, se pune în evidenţă următoarea funcţie

de transfer a servocomenzii

,3

3

2

21

*

sasasa

k

s

s z Q

(3.12)

a

b

Fig. 3.3 Graficul funcţiei de impedanţă: a - cazulamortizării oscilaţiilor (control pseudoactiv);

b - cazul favorizării oscilaţiilor



30

,1 S a ,2S

mk a

Qp

S

k

E

S ma c

3 .

3.4 Sinteza robustă a servomecanismului de direcţie

Folosite pe scar ă largă, în diverse arii ale practicii industriale cât şi la comanda

direcţiei de mişcare a autovehiculelor, servomecanismele hidraulice se supun unei

proiectări (sinteze) robuste, care să le confere performanţe dinamice şi fiabilitate ridicate.

În cele ce urmează, problema de sinteză r obustă a unui servomecanism PSRS,

consacrată ca sinteză clasică în lucr ările de specialitate, se prezintă într-o formulare

adaptată pentru sinteza unui servomecanism hidraulic SMMH, potenţial utilizabil în

controlul direcţiei autovehiculelor.

Deoarece servomecanismul de direcţie este un sistem mecanohidraulic, s-a

considerat, pentru efectuarea cercetărilor experimentale, echivalentul săuelectrohidraulic-pasiv SMEH (f ăr ă compensator în bucla sa internă).

3.5 Controlul debitului în hidrocilindru

O importanţă deosebită o deţine regulatorul propor ţional de debit, în comanda

sistemului de direcţie la care trebuie realizat un control sensibil al vitezei cremalierei

mecanismului de direcţie hidraulic acţionat, independent de reacţiuni, precum şi o

comutaţie temporală rapidă. Astfel este necesar ă, atât o bună comportare în timp, cât şireproductibilitatea comportării funcţionale.

În raport cu elementele discrete de trecere de la mers rapid spre mers normal,

avantajele regulatoarelor propor ţionale de debit constau în special în reducerea

numărului necesar de elemente constructive şi în flexibilitatea poziţionării sertarului care

controlează poziţia deschis ce se manifestă prin creşterea debitului.

În lucrare se vor stabili indicii de apreciere a comportării statice şi dinamice pentru

regulatorul de debit cu două căi utilizat în soluţia constructivă propusă.

Regulatoarele de debit au fost utilizatate cu mult timp în urmă la reglareacompensată ca sarcină a vitezelor pistonului cremalierei.

Avantajele regulatoarelor de debit, în comparaţie cu alte modalităţi de reglare a

debitului, precum pompa cu reglaj de presiune, cu comanda integrată a debitului sau cu

servoventil, constau în preţul relativ scăzut, robusteţe şi simplitate constructivă.



31

În figura 3.10 se prezintă schema principială a

regulatorului cu două căi, incorporat în mecanismul de

direcţie analizat, a cărui drosel este poziţionat în legătura

directă cu pistonul. Construcţia constă din următoarele

elemente: 1 senzor, element rezistiv de măsur ă; 2

hidrologistorul normal deschis, diferenţiator de presiune; şi

3 element de poziţionare (rezistenţa autoreglabilă).

Senzorul, diafragma-sertar, transformă mărimea dată de regulator (debitul) în

mărimea de control a circuitului de reglaj al presiunii, care este diferenţa de presiune

p1-p2 . Deci semnalul de intrare în elementul de comparaţie este debitul Q, iar cel de

ieşire, diferenţa de presiune p1-p2 . Semnalul generat de senzor ( Δ p = p1-p2 ) va fi condus

spre circuitul de reglaj automat al presiunii, care va menţine constantă această diferenţă

pe diafragmă. Comparaţia dintre valoarea deschis şi limit ă a mărimii de reglaj numită

diferenţă de presiune p1-p2 se va face de către un plunjer susţinut de un element elasticelicoidal. Variabila de intrare la elementul de comparaţie este dată de for ţele supuse

comparaţiei, adică for ţa de presiune F v = A.(p1-p2 ), respectiv for ţa arcului F a = K a. x .

Mărimea de ieşire a elementului de măsur ă este cursa x a plunjerului. Compensarea

erorii dintre semnalul p1 deschis şi p2 limit ă, se realizează prin intermediul rezistenţei

reglabile a elementului de poziţionare. În realitate, elementele de măsur ă şi poziţionare

ale distribuitorului acţionat direct, sunt cuprinse în diferenţ iatorul de presiune.

În continuare se vor prezenta cerinţele impuse regulatorului cu două căi şi

modificările aduse acestuia pentru optimizare.

3.6 Comportarea şi indicii pentru aprecierea

stabilităţii distribuitorului

Informaţii asupra comportării statice a

regulatorului o dau diagramele caracteristice Q = f(po

- p2 , R 1 ). Aici, Q este debitul care str ăbate regulatorul,

iar Δ p02 = p0 - p2 este diferenţa dintre presiunea deintrare şi cea de ieşire la elementul de execuţie.

Variabila R caracterizează valoarea de reglaj a

diafragmei-sertar. În figura 3.4 sunt prezentate

tendinţele dependenţei debit-diferenţă de presiune p0 - p2 şi valoarea reglată R . Pentru

determinarea câmpurilor caracteristice ale diagramelor, temperatura lichidului θ a fost

menţinută constantă. Domeniul I cuprinde toate punctele

Fig. 3.10 Schema regulatoruluicu două căi

Fig. 3.4 Dependenţa debit-variaţiapresiunilor la reglare



32

Q = f(p0 - p2 , R 2 ), care pe baza diferenţei de presiune p0 - p2 , prea mici, duce la

nesolicitarea elementului de execuţie. Domeniul II cuprinde toate punctele

corespunzătoare reglării Q = f(p0 - p2 , R 3 ).

3.7 Determinarea analitică a valorii cursei supapei regulatorului, la care

secţiunea de droselizare corespunde secţiunii diametrului nominal

3.7.1 Hidrologistorul unisens cu scaun de închidere cilindric

Metodele de analiză introduse în ultimul timp în cercetarea comportării dinamice,

precum şi multiplele posibilităţi oferite de tehnica de calcul, fac ca în prezent partea cea

mai dificilă a analizei comportării dinamice să o constituie stabilirea corectă a ecuaţiilor

sistemului analizat.Pentru regulatorul unisens, se poate scrie:

;4

2

N

N D D

deci42max

N D

u (3.13)

Ecuaţiile de bază în studiul comportării, dinamice a sistemelor hidrologistice sunt

ecuaţii de continuitate (relaţii între debite) şi ecuaţii de echilibru, f ăcându-se abstracţie de

relaţiile geometrice şi cinematice.

Aceste ecuaţii de obicei, nu sunt liniare, dar ele se pot liniariza într-un domeniu

limitat. Vom considera următoarea simplificare, şi anume aceea de a înlocui variabila u,având valoarea u0 în punctul de regim (valoarea medie), cu variabila ,0uuu ceea ce

duce la eliminarea termenilor constanţi din ecuaţiile diferenţiale.

În figura 3.5 este redată schema de acţionare a hidrologistorului. Pentru stabilirea

ecuaţiilor sistemului s-au considerat următoarele segmente:

V A şi p A reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de lucru cuprins

între pompa P A, fanta treptei principale a supapei limitatoare de presiune

pilotate Sip1, droselul d r1 precum şi fanta hidrologistorului;

V B şi pB reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de lucru, cuprins

între fanta hidrologistorului şi droselul Dr ;

V 1 şi p1 reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de comandă,

cuprins între droselul d r1 şi fanta supapei pilot S p1;

V x şi p x reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de comandă,

cuprins între pompa Px, suprafaţa de comandă a hidrologistorului, fanta de



33

comandă a excitatorului E x , droselul d r2 , precum şi fanta treptei de

comandă a supapei limitatoare de presiune Sip2 .

V 2 şi p2 reprezintă volumul, respectiv presiunea lichidului de comandă,

cuprins între droselul d r2 şi fanta supapei pilot S p2 .

3.7.2 Reducerea schemei bloc şi determinarea func ţ iei de transfer

Datorită complexităţii acestora, precum şi pentru o mai uşoar ă interpretare adatelor este necesar ă prelucrarea şi aducerea lor la o formă simplă, prin metodele

reducerii schemelor bloc ale buclelor de automatizare.

Astfel, pe baza schemei bloc şi prin explicitarea funcţiilor de transfer ale unor

por ţiuni din schemă se poate determina funcţia de transfer generală.

Pentru a înlătura erorile, s-a elaborat un model matematic, care ţine seama de

corelaţiile dintre excitator şi hidrologistor, astfel încât se consider ă perechea

hidrologistor-excitator, figura 3.5, alimentată de la o sursă de presiune constantă,

pompă-supapă limitatoare de presiune.

Prin reglarea corespunzătoare a presiunilor p A, pB şi p x , realizate cu ajutorul

supapelor Sip1, Sip2 , a droselului Dr , precum şi a plunjerului excitatorului (care este

poziţionat, în general, median în raport cu fanta acestuia), se va asigura o poziţie

deschisă a supapei regulatorului, adică la jumătatea cursei sale maxime.

Fig. 3.5 Stand pentru acţionarea hidrologistorului



34

Deplasând plunjerul excitatorului cu valoarea X e, hidrologistorul se va deplasa cu

o viteză propor ţională cu mărimea X e. Din punctul de vedere a teoriei controlului

automat, se va considera deplasarea plunjerului excitatorului X e, ca fiind variabilă de

intrare, iar deplasarea regulatorului X H , ca variabilă de ieşire.

Deducerea ecuaţiilor modelului matematic se va realiza în mai multe etape, având

la bază determinarea deplasărilor pistonului sertar, necesare obţinerii performanţelor

mişcării cremalierei:

1) acceler ării cremalierei;

2) asigur ării vitezei cremalierei;

3) compensării compresibilităţii fluidului şi dilatării conductelor sub acţiunea

presiunii, precum şi a vitezei de variaţie a acceleraţiei sarcinii;

Ecuaţia finală care corelează mişcarea cremalierei şi deplasarea pistonului sertar

va fi suma acestor ecuaţii.

3.7.3 Cercet ări numerice privind determinarea curbelor de r ăspuns la

frecvenţă şi stabilitatea sistemului distribuitor - regulator

Determinarea punctelor de sprijin ale funcţiei de transfer a sistemului distribuitor -

regulator, se reduce la materializarea numerică a coeficienţilor din relaţie şi atribuirea

valorii js , pentru pulsaţii cuprinse în domeniul studiat.

Valorile amplificărilor de viteză şi for ţă se pot determina indirect prin utilizarea

valorilor amplificărilor de presiune şi debit, prin folosirea caracteristicilor hidraulice alesistemului distribuitor - regulator. Astfel, amplificarea de viteză x

A

, se poate determina

cu relaţia: s A

p D A

H X

x /12

2 0

în care

2e D

D d

iar amplificarea de for ţă A(F)

este dată de relaţia: cmdaN y

A p A H X

F /2 0

0

, unde y 0 reprezintă valoarea deschiderii

iniţiale a pistonului sertar.



35

CAPITOLUL 4

METODICA ŞI APARATURA FOLOSITE LA

CERCETAREA EXPERIMENTALĂ

4.1 Importanţa, scopul şi clasificarea încercărilor

Încercările experimentale au scopul de a verifica dacă principalii parametri

constructivi, tehnico-economici, calitatea execuţiei, performanţele, siguranţa în

exploatare şi rezistenţa la uzur ă ale autoturismului corespund cu documentaţia tehnică.

În majoritatea cazurilor, prin încercările autoturismelor se rezolvă următoarele

lucr ări mai importante: determinarea parametrilor ce caracterizează funcţionarea

sistemelor tehnice ale autoturismului, cercetarea proceselor ce au loc în diferitesubansambluri şi mecanisme, precum şi în autoturism în ansamblu.

Obiectivele încercării autoturismului sunt următoarele: să verifice calitatea

execuţiei şi indicatorii tehnico-economici prevăzuţi în tema de proiectare; să descopere

neajunsurile constructive, tehnologice şi ale materialelor folosite la fabricarea

autovehiculelor; să determine îmbunătăţirile ce trebuiesc aplicate soluţiilor constructive,

proceselor tehnologice sau materialelor folosite pentru perfecţionarea tipului de

autoturism studiat; să obţină date tehnice comparative pentru noi lucr ări de proiectare

sau pentru procese tehnologice de fabricaţie; să evalueze gradul de utilizare şiperfecţionare al autoturismului studiat pentru anumite destinaţii de exploatare; să verifice

dacă autoturismul corespunde condiţiilor prevăzute în norme şi regulamente, din punct

de vedere al construcţiei şi al calităţilor de exploatare; să furnizeze datele necesare

pentru elaborarea celor mai bune normative de întreţinere, exploatare şi reparaţii; să

furnizeze date pentru stabilirea duratei de serviciu a autoturismului.

4.2 Prezentarea obiectului cercetărilor

Automobilul folosit la încercările experimentale face parte din categoria

autoturismelor de tip berlină, cu cinci locuri şi cinci uşi, având număr de înmatriculare

DB-87-ALE; număr de omologare/anul fabricaţiei: AB111K1111J17E4/2005, numărul de

identificare WVWZZZ1HZRW; serie caroserie: 534248.



36

4.3 Instalaţia folosită la cercetarea experimentală

Avantajele oferite de modalitatea numerică de transmitere a semnalelor purtătoare

de informaţie au condus la utilizarea acesteia în construcţia sistemelor de măsurare.

Creşterea performanţelor calculatoarelor şi extinderea utilizării acestora au f ăcut ca

sistemele de măsurare ce includ acest tip de componente să formeze nu numai o

categorie distinctă, ci să fie utilizate cu preponderenţă, în comparaţie cu sistemele de

măsurare exclusiv analogice.

Deoarece o bună parte din problematica sistemelor de măsurare asistate de

calculator constă în transmiterea şi prelucrarea informaţiei conţinute în semnale

numerice, un criteriu important pentru alegerea acestor sisteme constă în protocolul

utilizat pentru transmiterea semnalelor numerice.

Astfel, în ordinea protocoalelor, dar şi în ordinea crescătoare a complexităţii

acestora sunt utilizate următoarele sisteme de m

ăsurare asistate de calculator:

comunicaţie serială şi comunicaţie paralelă;

plăci de achiziţie de date.

Sistemul de măsurare cu comunicaţie serială reprezintă unul dintre primele

categorii de astfel de sisteme. Schema care evidenţiază principalele componente ale

sistemului de măsurare cu comunicaţie serială utilizat în lucrare este prezentată în figura

4.3.

Aparatele de măsur ă analogice utilizate au fost reduse la simple circuite de

conectare a traductoarelor, de condiţionare a semnalului analogic, de conversieanalog/numerică şi de realizare a comunicaţiei seriale. Avantajul acestei simplificări

constă în eliminarea componentelor electronice sau electro-mecanice cu consum

energetic relativ ridicat şi care pot influenţa negativ procesul de măsurare.

Fig. 4.3. Structura unui sistem de măsurare cu comunicaţie serială



37

Viteza de transmitere a informaţiei prin intermediul comunicaţiei seriale fiind relativ

redusă în comparaţie cu performanţele globale ale calculatoarelor, au fost conectate

simultan mai multe lanţuri de măsurare, prin montarea în calculator a unei interfeţe de

comunicaţie serială multicanal cu funcţiuni similare unui multiplexor.

Sistemul de măsurare cu comunicaţie paralelă este structurat asemănător cu

cel la care comunicaţia se realizează în mod serial, doar că difer ă protocolul utilizat

pentru transmiterea informaţiei. Viteza mare de transmitere a informaţiei recomandă

această soluţie în cazul lanţurilor de măsurare a diferitelor mărimi fizice cu variaţii foarte

rapide.

Performanţele deosebite ale aparatelor de măsur ă utilizate în acest sistem permit

monitorizarea sau configurarea de

către calculator prin intermediul

interfeţei de comunicaţie paralelă,

păstrând şi aici componentele devizualizare şi stocare a semnalului

sau componentele de configurare de

către utilizator. Păstrarea acestor

componente face posibilă utilizarea

independentă a aparatelor de măsur ă, în situaţiile în care acestea nu sunt incluse în

lanţurile de măsurare ale unui sistem asistat de calculator.

Sistemul de măsurare cu placă de achiziţie de date este caracterizat în

principal prin faptul că operaţia de conversie a semnalului, purtător de informaţie dinformă analogică în formă numerică este efectuată de către un montaj electronic distinct,

placă de achiziţie de date, montat în calculator, figura 4.4.

Plăcile de achiziţie utilizate, necesită ca semnalul analogic, ce le este furnizat, să

se încadreze între anumite limite din punct de vedere al valorii tensiunii electrice. Acest

fapt impune prezenţa unor aparate de condiţionare a semnalelor, introduse în lanţul de

măsurare între senzori şi placa de achiziţie. Funcţiile îndeplinite de aceste elemente de

condiţionare nu sunt impuse numai ca urmare a condiţiilor plăcii de achiziţie, ci şi acelor

rezultate din tipul, respectiv caracteristicile constructive ale traductoarelor utilizate.Placa de achiziţie conţine un convertor analog-numeric A/N ceea ce confer ă

sistemului de măsurare performanţe şi flexibilitate sporite. Viteza de transmitere a

informaţiei, provenită din măsurare, către microprocesorul calculatorului este mult mărită

în comparaţie cu sistemele cu comunicaţie paralelă. Plăcile de achiziţie de date utilizate

realizează transferul informaţiilor către şi de la microprocesor pe diferite tipuri de

magistrală de date AT, ISA, PCI.

Fig. 4.4 Structura unui sistem de măsurare computerizat cuplacă de achiziţie de date



38

Transmiterea sub formă analogică a semnalului de la aparatul de condiţionare la

calculator a fost influenţată de distanţa de transmitere şi de unele perturbaţii din

exteriorul sistemului de măsurare. Evitarea acestor alter ări ale semnalului s-a realizat

prin inserarea în sistem a unor modulatoare şi prin izolare, respectiv ecranare

suplimentar ă a componentelor sistemului de măsurare.

Pe lângă posibilitatea introducerii condiţionatoarelor de semnal, în majoritatea

cazurilor în variantă multicanal, plăcile de achiziţie de date utilizate ofer ă şi posibilitatea

gener ării de către calculator a unor semnale analogice de comandă dar şi posibilitatea

măsur ării sau gener ării de semnale logice sau sub formă de şiruri de impulsuri.

Trebuie de reţinut că plăcile de achiziţie de date sunt utilizate cu precădere în

activităţi de cercetare experimentală, datorită flexibilităţii în stabilirea structurii unui

sistem de măsurare.

4.3.2 Aparatura folosit ă la cercetarea experimental ă şi asamblarea acesteia pe obiectul încerc ării

Senzorii instalaţiei de măsurare au fost montaţi în următoarea soluţie:

2 buc. - pentru măsurarea cursei cremalierei T 1;

2 buc. - traductor de for ţă la capetele cremalierei T 3;

2 buc. - mişcarea de bracare a roţii T 5 ;

1 buc. - măsurarea unghiului la volan T 4;

1 buc. - pentru viteza autovehiculului T 6 ;

3 buc. - pentru măsurarea acceleraţiilor longitudinale, transversale şiverticale T 2 ;

2 buc. - pentru măsurarea presiunii în cilindrii mecanismului de direcţie T 7 .

În figura 4.5 sunt prezentate poziţiile de amplasare a senzorilor pe autoturismul

supus încercărilor experimentale.

a bFig. 4.5 Locul de amplasare a senzorilor pe autoturism



39

4.3.3 Sistemul de achizi ţ ie a datelor

Reţeaua de senzori conectată la PC nu este o apariţie a modei, dacă se studiază

mai amănunţit domeniile de utilizare a PC-urilor în tehnică.

Asigurarea procesului de măsurare

şi memorarea datelor culese din “teren”,

în timpul efectuării încercărilor, nu este o

problemă deloc simplă. La aceasta

adăugându-se şi alte neajunsuri cum ar fi:

documentarea în legătura cu valorile

obţinute, evaluarea acestora, sau

prelucrarea şi interpretarea datelor

obţinute din măsur ători.

Toate aceste neajunsuri pot fi uşorde rezolvat prin utilizarea sistemelor de

achiziţie şi prelucrare digitală a datelor.

Sistemul de măsurare utilizat în

lucrare constă dintr-un calculator numeric

PC Dual Core X2, prevăzut cu două plăci

de achiziţie de date din familia Next View,

PC 20/µ8 MV.

Pentru montarea sistemului serabatează spătarul scaunului din

stânga spate unde s-au amplasat două

punţi tensiometrice 5, figura 4.6 şi 4.7.

Notebook-ul fiind amplasat în cutia

de acte, orientat spre co-pilot, astfel

ecranul va fi ferit de razele solare.

Sistemul este conectat la o sursă de

220 V, realizată cu ajutorul convertoruluide tensiune 6 care este alimentat de către bateria de acumulatori 4 separată de cea a

autoturismului figura 4.7 - 4.9.

Fig. 4.6 Amplasarea punţilor tensometrice

Fig. 4.7 Sistemul de măsurare dispus în autoturism

Fig. 4.8 Dispunerea aparaturii la interior



40

Generatorul electric al

autoturismului va încărca şi bateria de

acumulatori suplimentar ă a sistemului de

achiziţie a datelor. Figurile 4.8 şi 4.9

reprezintă dispunerea sistemului de

măsurare în interiorul autoturismului unde

1 este notebook; 2 unitate de disc; 3

tastatur ă; 4 baterie de acumulatori; 5

punte tensometrică; 6 invertor de

tensiune.

4.3.4 Aparate pentru condi ţ ionarea semnalelor

Func ţ iunile condi ţ ionatoarelor de semnal. Condiţionatoarele de semnal,inserate într-un sistem de măsurare între traductoare şi placa de achiziţie de date,

îndeplinesc funcţiuni a căror necesitate rezultă atât din tipul şi caracteristicile

constructive ale traductoarelor utilizate (funcţiuni specifice), cât şi din caracteristicile de

funcţionare ale plăcii de achiziţie (funcţiuni generale).

În cazul mărcilor tensometrice, pentru măsur ările mecanice, au fost legate în

punte Wheatstone. Aceasta asigur ă atât existenţa unei diferenţe de potenţial (tensiune

electrică) pe fiecare senzor, cât şi amplificarea semnalului provenit de la senzori şi

protejarea acestora împotriva variaţiilor de tensiune cauzate de modificări ale condiţiilordin mediul exterior sistemului de măsurare.

Aparatele de condiţionare a semnalului, dedicate senzorilor tensometrici sunt

dotate cu surse de tensiune electrică necesar ă alimentării senzorilor şi au posibilitatea

de a li se ataşa rezistenţe electrice calibrate care să completeze laturile punţii

Wheatstone, atunci când numărul mărcilor tensometrice utilizate este mai mic de patru şi

permit echilibrarea punţii înaintea efectuării măsur ătorilor.

Indiferent de tipul de senzor conectat în sistemul de măsurare, condiţionatoarele

de semnal prezintă următoarele funcţiuni de ordin general:- amplificarea;

- filtrarea şi medierea;

- izolarea;

- multiplexarea.

Fig. 4.9 Amplasarea aparaturii în volumulportbagajului



41

Seria de condi ţ ionatoare 5B. Sistemele de condiţionare a semnalelor din seria

5B constau din module de condiţionare uni-canal montate pe un suport comun (riglă)

care asigur ă conectarea traductoarelor la fiecare modul instalat, figura 4.10 a.

Conectarea sistemului cu placa de achiziţie de date se realizează prin conectori cu pini,şi cu o eventuală sursă externă de alimentare cu tensiune, figura 4.10 b.

Tipurile de rigle disponibile permit montarea a 8 sau 16 module de condiţionare

5B, din care cel mult două pot fi module de condiţionare a semnalelor analogice de

ieşire. Semnalul furnizat de fiecare modul de condiţionare este transmis pe câte un canal

distinct al plăcii de achiziţie de date.

Toate modulele din seria 5B posedă funcţiunile de izolare a semnalului, iar

modulele de condiţionare a semnalelor de Ia termocupluri realizează compensarea

temperaturii joncţiunii reci.Sursele externe de alimentare cu tensiune dedicate condiţionatoarelor din seria

5B trebuie să asigure o tensiune continuă de 5 V, la un curent de 1 A sau 5 A.

Riglele pentru susţinerea modulelor de condiţionare pot fi montate Ia rândul lor

într-un şasiu (rack) compatibil de asemenea cu multiplexoarele de tipul AMUX-64T şi cu

condiţionatoarele din seria SCC.

Sistemele SCC şi SC-204X. Un

sistem de condiţionare SCC (Signal

Conditioning System) este compus dintr-oplacă de bază SC-2345, montată într-o

carcasă ecranată, cu sloturi pentru

montarea a până la 20 de module de

condiţionare de tipul SCC, figura 4.11.

Placa de bază mai conţine

a b

Fig. 4.10. Sistem de condiţionatoare 5B

Fig. 4.11 Sistem de condiţionare SCC



42

conectorul (slot-ul) pentru cuplarea plăcii de achiziţie de date, un conector pentru

ataşarea unei eventuale surse externe de alimentare cu tensiune, precum şi un conector

pentru accesarea directă a liniilor de comunicaţie numerică ale plăcii de achiziţie.

Modulele de condiţionare SCC compatibile cu placa de bază sunt dedicate

prelucr ării semnalelor provenite de la termocupluri SCC-TC sau a semnalelor în curent

SCC-CI pentru 0... 20 mA, filtr ării semnalelor analogice SCC-LP, atenuării semnalelor de

înaltă tensiune SCC-A10 (pentru 100 V) ori izolării semnalelor numerice de intrare

respectiv de ieşire SCC-DI şi SCC-DO.

În urma procedurii de configurare, două module dedicate semnalelor analogice

pot fi conectate în serie iar semnalul rezultat (de exemplu atenuat şi apoi filtrat) fiind

ulterior trimis către un singur canal al plăcii de achiziţie de date.

Pe carcasa ecranată a sistemului SCC pot fi montate până la nouă panouri

frontale interschimbabile conţinând conectori standard de diverse tipuri (BNC, SMB,

pentru termocupluri tip D cu 9 pini etc). Pot fi, de asemenea, montate panouri frontaleconţinând elemente de interfaţă, de genul comutatoarelor, potenţiometrelor, LED-urilor şi

ecrane LCD care să servească comutării semnalelor de intrare în modulele de

condiţionare, să asigure alimentarea anumitor traductoare sau să verifice starea

operaţională a anumitor canale de măsurare.

Pl ăci de achizi ţ ie de date. Plăcile de achiziţie de date utilizate în lucrare sunt

prezentate în figura 4.12 şi 4.13.

Printre parametrii care descriu

performanţele plăcilor de achiziţie dedate cu funcţia de intrare analogic ă se

pot enumera: numărul de canale de

intrare analogică, rata maximă de

eşantionare, intervalul de măsurare şi

rezoluţia.

Plăcile de achiziţie de date

utilizate, deşi posedă mai multe canale

de intrare analogică, au un singurconvertor analog-numeric A/N. Măsurarea semnalelor de pe mai multe canale este

realizată prin multiplexarea acestora la intrarea convertorului. Astfel, rata de eşantionare

corespunzătoare unui anumit canal este invers propor ţională cu numărul de canale pe

care se efectuează măsur ări la un moment dat.

Fig. 4.12 Placa de achiziţie de date PC 20



43

La aceste plăci de achiziţie de date,

semnalul variabilei măsurate parcurge

iniţial circuitele unui multiplexor, apoi este

amplificat înainte de a intra în convertorul

analog-numeric. Construcţia circuitului de

amplificare face ca acesta să necesite un

anumit interval de timp, numit timp de

stabilizare, pentru a efectua amplificarea

semnalului ce a fost aplicat la intrarea sa.

Dacă valoarea timpului de stabilizare este

mai mare decât intervalul de timp dintre două conversii efectuate de convertorul analog-

numeric, acesta din urmă va prelua de Ia ieşirea amplificatorului un semnal a cărei

amplificare nu a fost încă încheiată şi va genera o valoare binar ă diferită de valoarea

reală a semnalului măsurat.Erorile datorate unei valori prea mari a timpului de stabilizare cresc o dată cu

reducerea domeniului de măsurare şi cu creşterea ratei de eşantionare.

Riscul de preluare de către convertor a unui semnal insuficient amplificat creşte

atunci când multiplexorul baleiază un număr mare de canale.

Dotarea plăcilor de achiziţie de date cu amplificatoare şi convertoare analog-

numerice foarte performante nu satisface de la sine toate condiţiile pentru asigurarea

unei precizii ridicate. Deoarece interiorul calculatorului, în care se regăseşte şi placa de

achiziţie, este un mediu cu numeroase surse de perturba ţii electromagnetice,transmiterea semnalelor în circuitele plăcii trebuie efectuată prin conductoare ecranate

care să elimine influenţa perturbaţiilor externe.

4.3.5 Software pentru configurarea sistemului

Clasificarea pachetelor software, utilizate în cadrul sistemelor de achiziţie de date

poate fi efectuată atât în funcţie de tipul de sistem, cu comunicaţie serială, cu plăci de

achiziţie de date etc., cât şi în funcţie de complexitatea cunoştinţelor necesare pentruutilizarea software-ului respectiv.

În versiunile mediilor de operare Windows XP, 7 şi NT, declararea unei plăci de

achiziţie de date şi specificarea parametrilor de configurare ai acesteia se efectuează cu

ajutorul unui pachet software dedicat, livrat împreună cu aceasta şi instalat după

montarea plăcii în calculator. Printre cele mai utilizate produse software din această

Fig. 4.13 Placa de achiziţie de date Micro 8



44

categorie se număr ă pachetul NV 25, dedicat şi

livrat împreună cu plăcile de achiziţie de date

produse de firma BMC.

La lansarea sa în execuţie, software-ul

verifică existenţa în calculator a plăcilor de

achiziţie de date şi afişează plăcile identificate,

propunând pentru flecare dintre acestea un cod

de recunoaştere, figura 4.14.

Dacă placa de achiziţie de date nu

permite modificarea acestor resurse decât prin

modificarea poziţiei unor microîntrerupătoare situate pe placă (unele tipuri de plăci permit

modificări comandate numai prin software), programul afişează poziţia necesar ă a

microîntrerupătoarelor pentru alocarea unor anumite resurse disponibile, figura 4.15.

Programarea funcţionării unui sistem de măsurare cu mai multe plăci de achiziţiede date, respectiv mai multe lanţuri de măsurare impune specificarea în cadrul soft-ului a

indicaţiilor referitoare la fiecare placă de

achiziţie şi canal de măsurare. Chiar şi în cazul

unui singur canal de măsurare, deoarece placa

de achiziţie de date măsoar ă de fapt o

tensiune electrică, unitatea de măsur ă aferentă

trebuie transformată în cadrul soft-ului în

unitatea de măsur ă caracteristică mărimii fiziceurmărite în proces.

Avantajul acestui al doilea software de

configurare constă pe de o parte în faptul că,

atunci când se utilizează mai multe canale de

măsurare, programul permite înlocuirea indicilor numerici aferenţi plăcilor de achiziţie de

date şi canalelor de măsurare cu denumiri sugestive, alese de către utilizator, care să

reducă riscul erorilor de programare datorate specificării ambigue a indicelui numeric al

canalului pe care se efectuează măsurarea unei anumite mărimi fizice. În finalul acestei etape de configurare a sistemului de măsurare asistat de

calculator, utilizatorul specifică poziţia plăcii de achiziţie de date şi canalul de intrare al

acesteia pe care se va efectua măsurarea mărimii fizice descrise.

Fig. 4.14 Atribuirea numerelor de identificare

Fig. 4.15 Afişarea poziţiilormicroîntrerupătoarelor



45

4.3.6 Software pentru analiza şi prelucrarea datelor experimentale

Aşa cum s-a menţionat la începutul acestui subcapitol există diverse niveluri de

complexitate ale pachetelor software, ce permit programarea sistemelor de măsurare,

începând de Ia variante care utilizează funcţii specifice incluse în limbaje de programare

de nivel înalt până Ia mediile de programare grafică, acestea din urmă constituind o

soluţie ce ofer ă, printre altele, posibilitatea obţinerii unui raport maxim între

performanţele aplicaţiei realizate şi volumul de muncă depus pentru obţinerea acesteia.

Reprezentând următorul pas decisiv în programarea calculatoarelor, mediile de

programare grafică se caracterizează în principal, pe lângă posibilităţile deosebite de

realizare a interfeţei grafice cu utilizatorul, prin aceea că programatorul nu mai este

nevoit să descrie aplicaţia sub forma unui şir de instrucţiuni introduse într-un editor de

text, ci concepe diagrama acesteia utilizând instrumente dedicate puse la dispoziţie de

către mediul de programare. Datorită utilizării lor în sistemele de măsurare asistate decalculator, aplicaţiile realizate în acest mediu de programare poartă denumirea de

instrumente virtuale, prin analogie cu instrumentele de măsur ă utilizate în sistemele de

măsurare clasice, figura 4.16.

Elementele de control şi

indicatoare pe care programatorul le

are la dispoziţie sunt grupate în

meniuri derulante, în funcţie de tipul

datelor pe care urmează să lemanipuleze: numerice, logice, şiruri

de caractere, liste, şiruri uni - sau

multidimensionale de valori de

diverse tipuri, structuri ordonate

conţinând date de tipuri diferite

ş.a.m.d.

Fiecare element dispune de un submeniu propriu prin intermediul căruia se pot

specifica aspecte particulare legate de precizia şi formatul de afişare a datelor numerice,de modul în care funcţionează.

Elementele de control sau indicatoare de pe panoul frontal dispun de facilităţi

oferite de programarea orientată pe obiect în mediul de operare Windows, indiferent de

tipul de date pe care îl prezintă (posibilităţi de repoziţionare, scalare, modificare a tipului

şi dimesiunii caracterelor utilizate, modificarea culorilor etc.)

Fig. 4.16 Interfaţă grafică cu utilizatorul Next VIEW 2.0 mediu de programare grafică



46

4.4 Modificări constructive (caracteristici generale)

Principalele modificări faţă de

autoturismul de serie constau în

introducerea unei soluţii constructive a

grupului piston sertar-bucşă de concepţie şi

construcţie proprie la care bucşa conţine trei

ferestre dreptunghiulare echidistante, figura

4.17. Grupul piston sertar-bucşă din

componenţa distribuitorului este

controlat direct de la volan prin coloana

volanului. Regulatorul de debit cu patru

căi este comandat electronic, şi

hidraulic de către presiunea lichiduluidin generatorul electrohidraulic de

semnale figura 4.18.

Generatorul electrohidraulic de

semnale este de construcţie SIEMENS

utilizat la testele şi controlul

servomecanismelor din industria

aviatică de agrement şi conţine

următoarele elemente:1) muf ă pentru cuplarea unităţii de

comandă;

2) muf ă pentru controlul unităţii pneumatice;

3) conectorii ieşirilor hidraulice controlate de

electrovalvă;

4) conectorii pentru alimentarea cu lichid

hidraulic de la pompa P A;

5) carcasa generatorului prevăzută lapartea frontală cu aripioare pentru r ăcire.

Partea carcasei rigidizată prin filetare

este asigurată cu şaibe Grower şi pastă de

blocare iar pentru etanşare s-au utilizat inele

O (O-ring ) 1 mm.

Fig. 4.17 Distribuitorul cu trei ferestredreptunghiulare echidistante al servomecanismului

Fig. 4.18 Generatorul electrohidraulic de semnale

Fig. 4.19. Pistonul sertar montat pe pinionulcremalierei

1

34

5

2



47

Pistonul sertar utilizat în această soluţie este realizat în trei variante, figura 4.19, la

care difer ă diametrul exterior, iar realizarea şi montarea este identică cu soluţia clasică.

Tabelul 4.4

Caracteristici funcţionale ale soluţiilor constructive

Date Simbol UM Valoare

Datele servomecanismului

S cm2 1.05k N/m 10 5

SV k cm3/(smA) 50

ck cm5/daN 30/12.000

Qpk cm5/daN 0.02

Date pentru modelul sfert de vehicul

M kg 1200/4m daNs2 /cm 0.033

1k N/m 21370

2k N/m 167000

1c Ns/m 835

Date introduse în programul de calcul

E daN/cm 3982

w cm 0.05

c d Ns/m 0.6 daNs2 /cm4 85/(981x10 5 )

F – 10 3

pa daN/cm2 210

k Q* cm2 /s 467

k Q cm2 /s 624

k u m3 /(Vs) 10-5 k p V/m 103/ 3

λ1 ( λ2 ) – 0.5

Notaţiile sunt folosite cele din capitolul 3.

Constantele şi valorile conţinute în tabele ce constituie datele de intrare pentru

calcule sunt preluate din literatura de specialitate ale autoturismului supus încercărilor

experimentale [162, 167], iar c onstantele care definesc generatorul electrohidraulic sunt

preluate din practica echipamentelor industriei de profil SIEMENS, BOSCH. În [20] serecomandă pentru

D şi valorile 0.64, respectiv 0.9 g/cm3 (9 . 10-4 daN/cm3).

Din calculele efectuate, cu datele nominale ale servomecanismului, arată că

inegalitatea (3.19) este îndeplinită, ceea ce nu se întâmplă şi în cazul

servomecanismului cu λ2 supraunitar figura 3.2 b. Mecanismele de direcţie cu structura



48

precar ă, din punct de vedere al funcţiei de impedanţă, nu pot induce un control

pseudoactiv al oscilaţiilor proprii, generate dinspre calea de rulare spre volan.

4.5 Traductoare pentru cercetarea experimentală a comportăriimecanismului de direcţie şi a autoturismului în procesul de rulare

Traductorul constituie o parte esenţială, specifică, a oricărui sistem de măsur ă şiachiziţie de date SMAD, deoarece el realizează interfaţarea între lumea variabilelor fizice

neelectrice şi partea de prelucrare electronică a SMAD, parte în care informaţia are ca

suport semnale electrice [9, 11, 16, 19, 21, 24].

Pentru a asigura o precizie ridicată a măsur ătorilor, alegerea traductorului trebuie

f ăcută luând în consideraţie principalii parametri de evaluare a caracteristicilor sale.

Aceasta permite stabilirea gradului în care traductorul corespunde măsur ării unei

anumite mărimi în condiţii date.

În scopul evitării posibilelor influenţe ale factorilor climatici asupra funcţionăriiechipamentelor şi instalaţiilor SMAD, recomandările Comitetului Electrotehnic

Internaţional CEI, bazate pe rezultatele unor îndelungate măsur ări, stabilesc pe

suprafaţa terestr ă zone caracterizate prin diferite macroclime (rece, temperată, tropical-

umedă, tropical-uscată şi foarte rece). Zonele climatice respective sunt determinate în

raport cu valorile extreme de temperatur ă şi umiditatea relativă a aerului, radiaţia globală

precum şi actiunea altor factori (STAS 6535-83).



49

CAPITOLUL 5

ANALIZA NUMERICĂ A STABILITĂŢII

SERVOMECANISMULUI DE DIRECŢIE

5.1 Determinarea curbelor de r ăspuns la frecvenţă şi a stabilităţii sistemuluiregulator-distribuitor

Cercetarea comenzilor cu servomecanisme hidraulice presupune efectuarea unor

încercări experimentale sistematice: de laborator, pe stand, cu modele funcţionale ale

instalaţiei hidraulice a sistemului de direcţie cât şi pe autoturism, în poligon şi trafic real.

Pentru analiza calităţilor dinamice ale sistemului, s-au utilizat metodele

frecvenţiale, specifice automaticii şi reglajului automat. Principiul de experimentare

constă în producerea unei variaţii sinusoidale, de amplitudine cunoscută cu frecvenţă

reglabilă a mărimii de intrare, constantă pe întreg domeniul de frecvenţe analizat şi

măsurarea amplitudinii respectiv defazajului mărimii de ieşire. În urma determinării

raportului amplitudinilor, semnal de ieşire/semnal de intrare, se pot trasa grafic curbele

atenuare-pulsaţie şi fază-pulsaţie, care permit analizarea stabilităţii sistemului cercetat.

Tandemul regulator-distribuitor studiat, este de concepţie proprie, prezentat în

capitolul trei respectiv patru, figura 3.1, 4.17 şi 4.19. Acesta este prevăzut cu un piston

sertar şi un cilindru care realizează funcţiile de droselizare şi de comandă hidraulică. De

asemenea, s-a montat un

capac special, prevăzut cu un

dispozitiv prin care se poate

transmite deplasarea

pistonului sertar la un traductor

inductiv.

La realizarea excitaţiei

pentru determinarea curbelor

de r ăspuns la frecvenţă, s-a

utilizat un stand experimental

de concepţie şi realizare

proprie.

În figura 5.1 este prezentat standul experimental compus din:1 – bloc de for ţă

hidraulică, 2 - bloc regulator, 3 - elementele de măsur ă a parametrilor hidraulici,

Fig. 5.1 Stand pentru încercarea sistemului regulator-distribuitor

1 4 52 3

6



50

4 - comanda, 5 - partea de excitaţie, 6 - partea de achiziţie şi stocare a mărimilor variaţiei

parametrilor hidraulici în timp.

Schema hidraulică şi componenţa standului pentru încercări experimentale de

determinare a r ăspunsului în frecvenţă al servocomenzii mecanohidraulice este

prezentată în figura 5.2. Mecanismul de direcţie este montat într-un şasiu metalic, între

două dispozitive de reacţie formate din pistoane pneumatice, cu rigiditatea de prindere la

şasiu SRP şi rigiditatea de ieşire la articulaţia SF dintre cremaliera servomecanismului şi

bieleta de direcţie cu braţul fuzetei BF . Importantă este prezenţa simulatorului de sarcină

pneumatic SSP , alimentat de la generatorul pneumatic GP . Servomecanismul, alimentat

cu energie hidraulică de la pompa hidraulică P H , este acţionat, la nivelul pinionului

coloanei volan, cu semnale sinusoidale de deplasare, de un generator electrohidraulic de

semnale GEHS, de amplitudini şi frecvenţe apriori stabilite. Controlul amplitudinii

semnalului se face prin intermediul unei bucle de reacţie la nivelul dispozitivului regulator

R , care la rândul său comandă semnalele electrice sinusoidale ale generatorului electricde semnale GES.

Amplitudinea semnalelor sinusoidale de deplasare, la nivelul intr ării

servomecanismului, este astfel bine determinată (şi în relaţie de invers propor ţionalitate

cu frecvenţa) în bucla de control care mai cuprinde un convertor tensiune-intensitate C U/I

şi o servovalvă SV alimentată de la pompa hidraulică P H .

Fig. 5.2 Schema bloc a standului de încercări pentru r ăspuns în frecvenţă al servocomenzii mecanismuluide direcţie



51

5.2 Impedanţa servomecanismului

Spre deosebire de cazul încercării la r ăspuns în frecvenţă, determinarea

experimentală a impedanţ ei servomecanismului SMMH presupune introducerea în for ţă

a unor semnale perturbatoare sinusoidale la ieşirea acestuia, cu ajutorul simulatorului de

sarcină pneumatică SSP, timp în care intrarea servomecanismului este blocată. Schema

standului conţine aceleaşi

dispozitive şi aparate precum

în cazul standului pentru teste

de r ăspuns în frecvenţă, figura

5.2, adică: simulatorul pentru

rigiditatea de prindere la şasiu

SRP , regulator R , convertor

tensiune-intensitate curent C U/I , grupul de alimentare al GEHS

format din servovalvă SV şi

pompă hidraulică P H ,

simulatorul de sarcină

pneumatică SSP , sistemul de măsur ă şi achiziţie de date SMAD. Curba experimentală de

impedanţă, determinată în cazul amplitudinii for ţei introduse la ieşire de 12.5 daN, este

prezentată în figura 5.3.

Dată fiind puternica amortizare a deplasării la ieşire în cazul frecvenţelor excitaţieide la intrare, de peste 30 Hz, şi nivelul tehnologiei de măsurare disponibile, valorile

experimentale ale funcţiei de transfer la asemenea frecvenţe nu s-au măsurat, dar

trebuie reţinut faptul că, analizând diagrama, în comportamentul servocomenzii nu se

reţin tendinţe de rezonanţă.

Sistemul de măsur ă, achiziţie şi stocarea datelor utilizat pentru cercetarea

experimentală în condiţii de laborator cuprinde:

1. Calculator de tip Notebook;

2. Interfaţă achiziţie;3. Osciloscop universal E0102.0-10MHz;

4. Sistem de măsur ă şi generator de joasă frecvenţă, EO501, 1Hz-1MHz

Voltcraft;

5. Amplificator de putere de tip B5.

Fig. 5.3 Comparaţie între curba funcţia de impedanţă teoretică şi experimentală



52

Astfel, modul de

lucru este următorul: se

pune în funcţiune

instalaţia, iar prin reglarea

supapei S p1 se asigur ă o

poziţie deschisă a

supapei regulatorului, de

preferinţă, la jumătatea

cursei acesteia. Prin

intermediul blocului de

excitaţie BE , se asigur ă

modificarea sinusoidală a

debitului de comandă şi

implicit a presiunii care acţionează pe partea superioar ă a supapei distribuitorului. Înconsecinţă, acesta va urmări, cu un defazaj în timp, evoluţia presiunii de comandă, ca

urmare a deplasării pistonului sertar al distribuitorului mecanismului de direcţie.

Pentru a diminua cât mai mult perturbaţiile din exterior, care pot influenţa dinamica

excitaţiei, s-a procedat la montarea blocului de excitaţie, pe un nivel separat de restul

instalaţiei experimentale.

Blocul de excitaţie, figura 5.4, se compune din: excitatorul electrodinamic 8

(fabricaţie SIEMENS); excitatorul pneumatic 11 (concepţie proprie); traductor inductiv de

deplasare 6 (IWT-302, ± 150 mm, fabricaţie BMC Pucheim Germania).Excitatorul pneumatic 11, este în esenţă o semipunte pneumatică de tip B [45, 70]

care are posibilitatea de a regla, după un program apriori cunoscut, valoarea rezistenţei

pneumatice la capetele cremalierei, prin intermediul unei electrovalve. Partea activă 10

(pistonul) a excitatorului pneumatic este, pe de o parte rigidizată la cremalier ă, prin

intermediul unui traductor de for ţă 9, iar pe de altă parte rigidizată cu elementul mobil al

traductorului inductiv de deplasare 6. Concepţia constructivă a standului permite

identificarea unei poziţii geometrice relativ optime prin centrarea celor trei păr ţi

componente cu ajutorul dispozitivelor coad ă de rândunic ă 7.Pentru început, au fost determinate experimental caracteristicile hidraulice ale

sistemului distribuitor-regulator, astfel: se ataşează la legătura dintre tija excitatorului

pneumatic şi cremaliera mecanismului de direcţie, în paralel cu traductorul inductiv de

deplasare un şurub micrometric. Prin intermediul acestui şurub micrometric, se pot

preregla diferite valori pentru deplasarea X a pistonului excitatorului .

Fig. 5.4 Dispunerea modulelor hidraulice şi pneumatice

4

8 11

6

1097



53

Pentru determinarea curbelor de r ăspuns la frecvenţă şi stabilităţii sistemului

distribuitor-regulator, s-a elaborat un program de calcul, scris în limbajul FORTRAN 73,

dar şi în utilitarul Matlab care au fost rulate pe un calculator electronic de tip PC 2 Dual

Core 2.2 GHz.

Pentru urmărirea parametrilor cu influenţă asupra stabilităţii sistemului, programul

de calcul a fost astfel conceput, încât valorile acestor parametrii să poată fi modificate

succesiv, cu ajutorul unor fişiere de date, de tip subrutină. Valorile calculate sunt redate

de calculator în mod tabelar, format ascii virgul ă flotant ă, corespunzător primului rând de

date cuprinse în acest fişier.. Procedând conform studiului descris în capitolul 3, au fost

supuse încercărilor experimentale mai multe pistoane sertar cu diametre diferite 18, 19,

20, 22 şi 24 mm.

În figurile 5.5 şi 5.6 sunt reprezentate caracteristicile amplitudine-pulsaţie şi fază-

pulsaţie (diagramele Bode), respectiv locul de transfer în planul s (Nyquist), pentru

sistemul hidraulic regulator-distribuitor. S-a ales această reprezentare deoarece este

deosebit de sugestivă din punctul de vedere al analizei stabilităţii sistemului

tehnic.

Astfel se poate observa că marginea de amplitudine M a respectiv inversul ei, sunt

pozitive deoarece aceasta se află dedesubtul dreptei a cărei amplificare este egală cu

Fig. 5.5 Caracteristica amplitudine-pulsaţie Fig. 5.6 Caracteristica fază-pulsaţie



54

unitatea, figura 5.5. Din aceeaşi figur ă pot fi deduse atât valoarea marginii de

amplitudine M a cât şi a marginii de fază M F .

Reprezentarea din figura 5.6, exemplifică mai clar satisfacerea condiţiei de

stabilitate şi anume aceea că hodograful sistemului intersectează axa reală în dreapta

punctului de coordonate (-1; j o). Avantajul acestei reprezentări este acela de a fi mai

sugestiv în ceea ce priveşte mărimea marginii de fază M F , ea se măsoar ă de la partea

negativă a axei reale.

Trebuie de amintit că nu s-a utilizat reprezentarea în decibeli deoarece aceasta

este specifică sistemelor electronice sau acustice, fiind caracterizată prin atenuări

accentuate, care impun condensarea scărilor de reprezentare a axelor de coordonate. În

cazul sistemelor hidraulice utilizarea unor scări liniare satisface pe deplin cerinţele de

reprezentare, ca de altfel şi utilizarea unor scări logaritmice [20].

5.3 Influenţa presiunii de alimentare a regulatorului asupra stabilităţiisistemului

Reprezentarea grafică a funcţiei de transfer, este realizată în figura 5.7 pentru

diferite valori ale presiunii de

alimentare p0 . Astfel, pentru soluţia

constructivă propusă, sistemul devine

instabil la presiuni mai mari de 200

bari, iar marginea de fază M F sereduce odată cu creşterea presiunii p0 ,

în timp ce asimptota AS a hodografului

funcţiei de transfer se translatează

spre valorile negative crescătoare ale

axei reale.

Comparând hodograful

prezentat în figura 5.5, cu hodograful

corespunzător presiunii p0 = 50 bar,din familia de curbe la care p0 a fost

ales ca şi parametru de alimentare a

regulatorului, figura 5.6, se observă o

bună aproximare a curbei determinată

pe cale experimentală cu cea Fig. 5.7 Reprezentarea funcţiei de transfer pentru diferitepresiuni de alimentare



55

determinată teoretic prin rularea modelului matematic al procesului pe calculator, fapt

care validează totodată şi modelul propus.

După cum rezultă din cele două figuri, sistemul îndeplineşte condiţiile de

stabilitate în ambele variante de analiză.

5.4 Influenţa diametrului pistonului sertar asupra stabilităţii sistemului

Prin transpunerea grafică a

punctelor de sprijin ale hodografului

funcţiei de transfer, pentru valori

diferite ale diametrului pistonului

sertar, se obţine familia de curbe

reprezentate în figura 5.8.

Astfel, din analiza acestora, seobservă că stabilitatea sistemului este

asigurată pentru toate valorile

diametrului d e considerate, cu

menţiunea că pentru diametrul d e = 24

mm sistemul analizat se află foarte

aproape de limita de stabilitate.

Totodată, se remarcă faptul că prin

creşterea diametrului d e, hodografulfuncţiei de transfer se deplasează

spre punctul critic Nyquist, marginea

de fază scade iar asimptota

hodografului AS creşte în modul.

5.5 Influenţa coeficientului de frecare vâscoasă a pistonului sertar asupra

stabilităţii sistemului

După cum se cunoaşte [1], coeficientul de frecare vâscoasă, este direct

propor ţional cu vâscozitatea lichidului folosit în instalaţia hidraulica. Astfel, putem

constata faptul că pentru coeficienţi de frecare vâscoasă mici, utilizând un lichid hidraulic

foarte fluid, sistemul este instabil. Prin utilizarea unui lichid din ce în ce mai vâscos

coeficientul C H creşte, ceea ce duce la o trecere a hodografului funcţiei de transfer în

stânga punctului critic Nyquist de coordonate (-1; j 0 ). Totodată, se observă şi o creştere a

Fig. 5.8 Caracteristica funcţiei de transfer pentru diferitediametre ale pistonului sertar



56

marginii de fază M F concomitent cu deplasarea asimptotei AS înspre originea axelor de

coordonate. Trebuie amintit faptul că, în toate cazurile care au fost analizate şi

prezentate, frecvenţa de rezonanţă nu a fost influenţată.

5.6 Influenţa saturaţiei debitului asupra oscilaţiilor servomecanismului

Trebuie menţionat că nu este realist a nu păstra anumite rezerve în legătur ă cu un

demers analitic, inevitabil,

simplificator al realităţii fizice. Dar

nici ignorarea voluntar ă a

informaţiilor pe care teoria şi

cercetările experimentale le pun în

evidenţă.

În cursul încercărilorexperimentale s-au realizat evaluări

de autooscilaţii ale servocomenzii.

Datorită cercetărilor de anvergur ă a

multiplelor tatonări şi a lipsei de

experienţă s-a dezvoltat un scepticism agresiv cu privire la corespondenţa între teorie şi

practică punându-se întrebarea dacă o teorie, influenţată de multele ipoteze

simplificatoare, poate reproduce realitatea complexă a cazului analizat. Răspunsul

afirmativ a survenit surprinzător şi accidental, prin comanda eronată asupra standului deprobă al mecanismului de direcţie, care a încărcat servomecanismul cu o valoare mult

supraestimată a sarcinii pneumatice de reacţie, ce simulează parametrul m. A fost

suficientă o perturbaţie întâmplătoare (de tip impuls) de durată egală cu reacţia

operatorului uman transmisă servomecanismului, la ieşire, pentru ca întreaga instalaţie,

alimentată fiind la sursa de energie hidraulică, să intre într-o puternică mişcare vibratorie

(autooscilaţie). Doar întreruperea alimentării cu energie a f ăcut posibilă reprimarea

acestei vibraţii.

În cele ce urmează am validat într-un calcul sumar posibilitatea apariţiei acesteiautooscilaţii, figura 5.9. Cu valorile: m = 0.2 daNs2/cm (sarcină iner ţială escaladată din

greşeală), respectiv λ2 = 2/3, λ3 = 4/3, E = 55.000 daN/cm (joc în SRP necorespunzător),

k c = 30/12.868 cm5/daN, se obţine autooscilaţia reprezentată de A* = 1.17, 2.5520

rad/s 347.1 rad/s.

Fig. 5.9 Reprezentarea proprietăţii de filtru a păr ţii liniare asistemului servomecanismului



57

Valoarea maximă asociată a vitezei sertarului distribuitor este de 1.5 cm/s.

Figura 5.20 atestă că partea liniar ă a sistemului are proprietatea de filtru trece-jos.

5.7 Sinteza numerică a compensatorului antisaturaţie

La evidenţierea performanţelor dinamice, pe care sinteza robustă cu compensare

antisaturaţie le poate realiza, s-a luat ca termen de comparaţie cazul modelului

matematic al distribuitorului servomecanismului standard de direcţie.

Pentru testarea condiţiilor sunt utilizate subrutinele ctrlp, obsvp, tzero, ctrl ale

pachetului MATLAB Toolbox. Primele două subrutine pun în evidenţă forma controlabilă

cât şi forma observabilă, iar stabilizarea fiind echivalată cu stabilitatea asimptotică a

păr ţii necontrolabile a sistemului şi detectabilitatea echivalentă cu stabilitatea asimptotică

a păr ţii neobservabile.

În consecinţă, pragul de saturaţie, considerat la nivelul mărimii de control U, a fost

de ±10 V sau în curent ±20 mA, la

servovalvă, întrucât k mAV = 2 mA/V .

S-a introdus, la ieşire, o perturbaţie

sinusoidală în for ţă de 10% din

for ţa totală a servomecanismului şi

de 0.8 Hz , deci

t 8.02sin2.000 [N]. Se aleg

frecvenţele modelului intern în

banda (0 1) Hz .

Rezultatele simulărilor

numerice pentru validarea eficienţei

metodei de sinteză robustă cu

compensare antisaturaţie descrisă

în capitolul 3, sunt prezentate prin

caracteristicile din figura 5.11 care

s-au obţinut pentru ponderile Q j =

10 13 şi R j =1.

Se observă că este posibilă urmărirea relativ bună a

referinţelor, cu servomecanismul

electrohidraulic echivalent „pasiv”,

dar numai în absenţa perturbaţiilor

ω, altfel urmărirea referinţei este

a

b

c

Fig. 5.10 Urmărirea prin sinteză robustă a referinţei în cazulliniar; a - referinţa-treaptă; b - evidenţierea prin detalierea

por ţiunii iniţiale din cazul a; c - referinţa-combinaţie liniar ă desinusoide



58

semnificativ distorsionată figura 5.10.

În schimb, cazurile cu model intern de ordinul n = 0, 1 sau 2, notate prin ieşirile y n,

atestă buna robusteţe 0, 1 sau 2 pentru proprietăţile de urmărire a referinţelor, chiar şi în

cazul frecvenţelor care nu sunt incluse în modelul intern. Din aceste caracteristici se

deduce necesitatea unei atente sincronizări a ponderilor pentru reducerea fenomenului

de vibraţie specifică comenzii şi implicit a sistemului. Excitaţia de tip treaptă considerată

i ref = 1 V , corespunde unei deplasări la nivelul cremalierei de 5 mm. De fapt, cea mai

bună urmărire este asigurată în cazul servocompensatorului de tip integrator pur n = 0. O

bună prezentare a metodologiei este realizată prin alegerea ponderilor Q j = 10 5 şi R j =

10 -11.

Reprezentarea grafică pentru cazul t t iref

52sin1.02sin5.0 [V] este

redată în figura 5.10.

În figura 5.12 sunt vizibile efectele negative ale saturaţiei, precum

şi eficien

ţa

tehnicii de compensare obţinute, reprezentată de corecţia servocompensatorului.

Rezultatul este remarcabil, întrucât permite ca procedura de alegere a

servocompensatorului să nu fie invalidată ca nerealistă şi totodată pune în evidenţă

necesitatea doar a reacţiei după poziţia cremalierei. Ceea ce face ca metoda să devină

importantă din punct de vedere real/experimental, este faptul că pot fi eliminate

traductoarele de viteză şi presiune.

a b c

Fig. 5.11 Cazul neliniar, referinţa-treaptă, nivelul saturaţiei 20 mA, cu tendinţă de vibraţie: a - cazul liniar,ignorarea saturaţiei; b - saturaţie, f ăr ă compensaţie; c - saturaţie, cu compensaţie a vibraţiei.



59

Invocând paradigma sistemelor cu eşantionare (sampled data systems) [27],

[187], r ăspunsul unui sistem la semnale perturbatoare, de tip treaptă, ce acţionează la

intrare, este reprezentativ, având în vedere procedura de eşantionare a semnalelor de

referinţă generale. Totuşi, trebuie adăugat că pot fi obţinute rezultate foarte bune cu

a b c

Fig. 5.12 Cazul neliniar, referinţa-treaptă, nivelul saturaţiei 20 mA, cu ponderi acordate: a) cazul l iniar,ignorarea saturaţiei; b - saturaţie, f ăr ă compensaţie; c - saturaţie, cu compensaţie a vibraţiei

a b c

Fig. 5.13 Răspuns la semnal de intrare-combinaţie liniar ă de sinusoide: comparaţie întreperformanţa de urmărire a servomecanismului clasic Z m şi performanţa de urmărire a

servomecanismului echivalent asistat Z a



60

soluţia asistată propusă şi în prezenţa unor semnale de excitaţie oarecare,

reprezentabile sub forma de combinaţii liniare de sinusoide, figura 5.13. În cazul

semnalului electric (V ), referinţa considerată în figur ă este de forma

sin 2 / 3 0.2sin 20t t . Performanţa de urmărire, a acestui semnal, de către soluţia

servomecanismului de direcţie propusă este notabilă în comparaţie cu performanţa

servomecanismului standard.



61

CAPITOLUL 6

CONCLUZII

Dintre componentele confortului şi siguranţei în circulaţie, stabilitateaservomecanismului de direcţie joacă un rol deosebit de important, care creşte de la an la

an. Realizarea unui regulator-distribuitor stabil implică aplicarea simultană a mai multor

soluţii, intervenţii, precauţii astfel că numărul problemelor ridicate creşte mai rapid decât

câştigul de stabilitate realizat. Deşi există numeroase cercetări teoretice în acest

domeniu, totalitatea factorilor de influenţă conduc la concluzia că aceasta este încă o

problemă deschisă de studiu.

Pentru abordarea temei s-a pornit de la cercetarea amănunţită a bibliografiei

existente, constatarea generală fiind aceea că studiul sistemelor şi mecanismelor dedirecţie constituie o preocupare deosebită a tuturor marilor constructori de autoturisme,

acest lucru fiind justificat prin numărul însemnat de firme cu preocupări în domeniu.

Trebuie amintit de la început că, dacă pentru partea de studiu teoretic există la

ora actuală o foarte bogată literatur ă de specialitate, pentru partea de cercetare

experimentală publicaţiile sunt relativ reduse. Din acest motiv majoritatea etapelor

prezentate în lucrare sunt rezultatul unor idei şi preocupări proprii.

Modelele utilizate de diferiţi cercetători sunt prezentate în mod critic cu

avantajele şi dezavantajele lor, cu posibilităţile şi limitele lor, alături de acestea fiind

propuse numeroase elemente originale.

Prin conţinut, obiectiv şi realizare, această lucrare a urmărit studiul avantajelor

soluţiei constructive propuse, asupra îmbunătăţirii siguranţei circulaţiei la diferite regimuri

de exploatare, în comparaţie cu soluţia constructivă standard.

Determinările şi datele prezentate în lucrare sunt rezultatul unei activităţi

desf ăşurate în trei domenii: proiectare, realizare practică şi cercetare.

6.1 Contribuţii originale

Activitatea de cercetare a impus de la început conceperea şi realizarea unor

sisteme şi instalaţii de măsur ă şi prelucrare a datelor experimentale. Astfel am imaginat

şi realizat următoarele instalaţii şi elemente cu caracter de originalitate:

elaborarea soluţiei constructive, atât teoretic cât şi realizarea practică;

instalaţia şi aparatura pentru măsurarea presiunii din sistemul de direcţie;



62

instalaţia şi aparatura pentru simularea perturbaţiilor din partea căii de

rulare la nivelul cremalierei;

realizarea soft-lui de legătur ă cu logica Bayreuth de control;

instalaţia pentru măsurarea cursei cremalierei;

instalaţia pentru măsurarea debitelor şi a pierderilor de lichid;

stand pentru etalonarea dispozitivelor hidraulice de lucru;

stand pentru etalonarea elementelor de execuţie;

traductor pentru măsurarea sarcinii axiale în bieleta de direcţie;

traductor etalon pentru încărcarea capetelor cremalierei cât şi a

elementelor de execuţie;

modelarea dinamică, cinematică şi matematică, pentru simularea

funcţionării mecanismului de direcţie respectiv dispozitivului regulator-

distribuitor atât în soluţia constructivă clasică cât şi în soluţia constructivă

propusă; cercetarea experimentală a influenţei soluţiei constructive propuse asupra

stabilităţii mecanismului de direcţie;

configurarea regulatorului automat;

elaborarea algoritmilor şi a programelor de calcul;

realizarea simulărilor cu ajutorul calculatorului numeric de tip PC.

Astfel, s-a prezentat o schemă fundamentală de studiu al stabilităţii

mecanismului de direcţie, utilizând produse hard şi soft comerciale pentru implementarea

şi evaluarea acestei scheme, în timp real, într-un mediu integrat de modelare-simulare şitestare.

S-a descris combinarea specifică a programelor Matlab/Simulink, Fortran 7.3 şi

Real-Time Workshop cu LabVIEW Real-Time şi instrumentarul (Toolkit) pentru interfeţe

de simulare. Această platformă poate fi utilizată pentru dezvoltarea mai multor proceduri

de cercetare a stabilităţii mecanismului de direcţie. Licenţele de lucru pentru aceste

programe sunt proprii, unele sunt ale Universităţii Transilvania din Braşov, iar unele au

fost luate în versiune evaluare pe termen limitat de 30 de zile de la adresele

http://www.mathworks.com/academia/student_version/; http://www.lahey.com/lfpro73trial.htm;Simulink.GlobalDataTransfer.

Validarea modului de abordare a optimizării stabilităţii mecanismului de direcţie

s-a realizat prin dezvoltarea unor proceduri pentru încercări experimentale de r ăspuns la

frecvenţă şi impedanţă.

Se descriu modelul, proiectarea comenzii, testarea simulată (virtuală) şi

implementarea finală.



63

La realizarea acestor instalaţii, respectiv elemente, cu caracter de originalitate

precum şi în procesul de prelucrare a datelor experimentale, s-a avut în vedere creşterea

caracterului de obiectivitate a determinărilor, prin eliminarea pe cât posibil a intervenţiei

subiective a factorului uman, dar şi folosirea unor aparate de înaltă performanţă şi

utilitate, realizate de firme recunoscute pe plan internaţional în acest domeniu, precum

BMC Puchheim-München, TI USA, SIEMENS.

6.2 Concluzii finale

În ansamblu, lucrarea, prezintă o modalitate de îmbunătăţire a stabilităţii

mecanismului de direcţie prin optimizarea configuraţiei spaţiale a fantelor distribuitorului

hidraulic, constatând că pe această cale se reduce şi histereza momentului la volan,

mărindu-se totodată confortul în timpul virajului prin îmbunătăţirea stabilităţii procesului

de bracare şi implicit creşterea siguranţei în circulaţie a autoturismului.

Pentru implementare, sinteza sistemului regulator-distribuitor este suficient de

flexibilă, fiind practic o problemă de simulare a fazelor tipice ale algoritmului modelului

obiectului cercetat. Trebuie amintit că, din raţiuni de echilibrare a for ţelor hidrodinamice

de jet din distribuitor, ferestrele au fost dispuse într-un număr dublu, echidistante pe

circumferinţa cilindrului distribuitorului hidraulic, respectiv a bucşei. Abilitatea de a

programa o problemă în domeniul analizat este foarte importantă. O facilitate deosebită

este oferită, în acest scop, prin pachetele de programe dedicate (tools-urile) pentru

proiectarea sistemelor tehnice de acest tip.

În fapt, este de precizat că strategia însoţitoare modelării matematice a fost aceea

de a adapta modelul matematic la o anumită metodă de sinteză a stabilităţii: o serie de

considerente tehnice, ce ţin de metodă sau de aplicaţiile numerice, au impus această

soluţie, care s-a dovedit a fi eficientă. Concluzia imediată - nesurprinzătoare de altfel -

este aceea că modelul matematic, ca derivat prim, prin gândire, a unei realităţi (fizice),

este mai flexibil decât o metodă, mai exact o metodologie, ca derivat secund, al unei

metarealităţi, adică gândirea matematică. Rolul modelului apare astfel ca al unui

mediator între cele două realităţi. Au fost concepute şi realizate de către autor sistemele de măsurare asistate de

calculator, fiind evidenţiate principalele tipuri de componente, funcţiunile şi performanţele

acestora.

Prelucrarea datelor, obţinute pe cale experimentală, s-a realizat în totalitate pe

un calculator numeric de tip PC, scop în care au fost utilizate pachete software puternice,



64

precum Maple V , Origin, Next View, iar aparatul matematic foarte complex a fost susţinut

de aplicaţiile Matlab şi Fortran 7.3.

În urma încercărilor experimentale efectuate atât pentru soluţia clasică cât şi

pentru soluţia propusă (fante dreptunghiulare) s-au constatat următoarele:

autoturismul echipat astfel corespunde cerinţelor Regulamentului ECE -

ONU 13-06;

sistemele corespund la încercările funcţionale şi de laborator pe stand;

se evidenţiază un grad superior de stabilitate al mecanismului de direcţie cu

soluţia propusă faţă de cea clasică;

autoturismul manifestă în timpul testelor un comportament subvirator;

zgomot şi vibraţie reduse la funcţionarea cu o cantitate de lichid hidraulic în

instalaţie sub nivelul minim recomandat;

prezenţa mecanismului de direcţie cu soluţia propusă asigur ă o variantă

alternativă la sistemul clasic; grupul piston sertar-bucşă supus încercărilor experimentale asigur ă

droselizarea lichidului f ăr ă cavitaţie;

construcţia nu necesită tehnologie suplimentar ă de fabricare, în raport cu

soluţia standard, oferind o secţiune vie de trecere mărită.

Din punct de vedere al principalei performanţe dinamice, caracterizată prin

constanta de timp, servomecanismul echivalent asistat de compensatorul propus este de

cel puţin două ori mai performant decât servomecanismul de direcţie clasic, ceea ce este

pus în evidenţă de următoarele observaţii: – Algoritmul de sinteză nu este dependent de un model al obiectului controlat

ci este aplicabil în principiu unui sistem oarecare;

– Sistemul asistat este robust şi în raport cu exogenul , deoarece perturbaţia,

considerată activă în cadrul simulărilor, a fost rejectată;

– Algoritmul propus este avantajos în comparaţie cu metoda clasică întrucât

aceasta din urmă este dependentă de un context strict liniar.

Rezultatele obţinute pe cale experimentală au confirmat corectitudinea şi

utilitatea rezultatelor cercetării teoretice. Prin aplicarea în practică a rezultatelor cercetăriiexperimentale cât şi a celor teoretice, s-a obţinut îmbunătăţirea stabilităţii în funcţionare

a mecanismului de direcţie şi reducerea histerezei momentului la volan a autoturismului

supus încercărilor experimentale.

Programele realizate, pe baza modelelor descrise, permit evaluarea influenţelor

diferiţilor parametrii şi efectul unor modificări constructive sau compararea mai multor



65

configuraţii de piston-bucşă a distribuitorului, din punct de vedere al r ăspunsului

sistemului în regimuri tranzitorii.

S-a realizat o abordare sistemică complexă a problemelor pe care cercetătorii

dinamicieni trebuie să le aibă în vedere.

Instrumentul de lucru evidenţiat permite abordări ample, calitative şi cantitative,

ale proceselor de testare specifice sistemului de direcţie respectiv stabilirea

interdependenţelor dintre elementele componente.

Din analiza rezultatelor teoretice şi a determinărilor experimentale realizate se

poate ar ăta că dispozitivele regulator-distribuitor clasice, actuale, folosite la

autoturismele de tipul celui încercat, satisfac funcţional cerinţele impuse, în ceea ce

priveşte siguranţa în general şi stabilitatea în funcţionare a acestora în special, dar pot fi

optimizate prin soluţia constructivă propusă, astfel realizându-se o îmbunătăţire a

procesului de virare şi totodată ridicarea gradului de siguranţă activă în traficul rutier,

deci un control mai bun asupra autoturismului în timpul vir ării.Procesul demonstrează că proiectarea comenzii poate evolua sistematic, prin

introducerea de încercări experimentale şi reproiectare cu corectarea sistemului de

control - comandă - bracare.

Configurarea dispozitivului regulator-distribuitor, destinat asistării poziţiei

cremalierei, ţine seama de descompunerea convenţională a dinamicii acestuia

corespunzătoare strategiilor de evoluţie adoptate în etapa de modelare.

Astfel, soluţia constructivă prezentată în lucrare s-a propus în urma analizei

posibilităţilor de îmbunătăţire a stabilităţii în funcţionare a mecanismului de direcţie.Menţinerea servomecanismelor mecanohidraulice de direcţie presupune studiul

celor mai adecvate soluţii de optimizare a dispozitivului regulator-distribuitor în sensul

obţinerii celor mai fiabile acţionări cu consum minim de efort şi în special cu cea mai

bună progresivitate a stabilităţii dinamice. În acest sens soluţia constructivă prezentată

dă rezultate foarte bune, implementarea fiind simplă şi uşor de realizat din punct de

vedere constructiv. Soluţia propusă nu influenţează dinamicitatea autoturismului (timp de

demaraj, viteza maximă, etc.) dar îmbunătăţeşte stabilitatea-maniabilitatea (bracarea

roţilor, stabilitatea roţilor de direcţie în timpul procesului de virare, reduce histerezamomentului la volan etc.).

Stilul de conducere nu influenţează asupra modului de lucru a soluţiei

constructive propuse.



66

BIBLIOGRAFIE

1 Abãitancei D., Marincas D. Fabricarea si repararea autovehiculelor rutiere.EDP Bucuresti 1982

2 Alexandru P. Contributii la teoria mecanismelor de directie aleautovehiculelor rutiere. Tezã de doctorat.I.P.Bucuresti 1971

3 Alexandru P., Manolescu N. Stabilirea schemelor cinematice optime alemecanismelor de directie ale autovehiculelor.Buletinul CONAT, pag.63-71, vol.XIX-A 1977

4 Alexandru P., Duditã Fl.,

Jula A., Benche V.

Mecanismele directiei autovehiculelor. EdituraTehnicã Bucuresti 1977

5 Amurãritei Gh., Scheiber E. Analiza numericã. Curs si culegere de probleme.Universitatea Brasov 1983

6 Anohin V.I. Automobile sovietice. Îndrumãtor. Editura TehnicãBucuresti 1957

7 Antoniu M. Mãsurãri electrice si electronice. InstitutulPolitehnic Iasi 1976

8 Baumann E. Elektrische Kraftmesstechnik.VEB Verlag TechnikBerlin 1976

9 Baumann E. Sensortechnik für Kraft und Drehmoment. Reihe Automatisierungstechnik. VEB Verlag TechnikBerlin 1983

10 Belea V., Vartolomei M. Metode algebrice si algoritmi de sintezã optimalãa sistemelor dinamice. Editura Academiei Române

Bucuresti 1985

11 Bendat J., Piersol A. Engineering applications of correlation andspectral analysis. John Wiley & Sons, Inc. NewYork 1980

12 Bernstein H., Joachim B. P.C.-Labor. Markt & Technik Buch-und Software-Verlag Gmbh & CO 2004

13 Bethe K. Sensoren mit Dünfilm-Dehnungsmesstreifen ausmetallischen und halbleitenden Materialien NTG1996

14 Beyer W. Industrielle Winkelmesstechnik. Expert-VerlagGmbh Ehningen bei Böblingen 1989

15 Biner J., Hennig W., ObermeierE., Schaber H., Cutter D.

Sensors and Acutators. NTG New York 2000

16 Bodea M., s.a. Aparate electronice pentru mãsurare si control.EDP Bucuresti 1985

17 Bohner M. Fachkunde Kraftfahrzeugtechnik Verlag Europa-Lehrmittel, Naurney, Vallnuer Gmbh CO Haan-



67

Gruiten 1992

18 Bonfig K.W., Witfhied J.

Bartz., Walff J.

Sensoren, Messaufnehmer. Expert Verlag-Ehningen bei Böblingen 2002

19 Bosch Kraftfahr Technisches Taschenbuch. 21 Auflage.VDI-Verlag Düsseldorf 1991

20 Buzdugan Gh., Blumenf M. Tensometria electricã rezistivã. Editura TehnicãBucuresti 1966

21 Buzdugan Gh., s.a. Mãsurarea vibratiilor. Editura Academiei RomâneBucuresti 1979

22 Buzdugan Gh., s.a. Vibratii mecanice. Editura Tehnicã Bucuresti 1982

23 Câmpian O., s.a. Posibilitãti de filtrare a oscilatiilor torsionale întransmisia autovehiculelor. E.S.F.A. Bucuresti1991

24 Câmpian O., Şoica A.O. Incercarea si omologarea Autovehiculelor, EdituraUniversitatii Transilvania din Brasov, Edituraacreditata CNCSIS, Brasov, 2004, ISBN 973-735-306-0

25 Câmpian O., Ciolan Gh. Dinamica autovehiculelor, vol I, EdituraUniversităţii Transilvania Braşov, 1999.

26 Câmpian V., s.a. Aparat spatiu-vitezã-timp. Universitatea dinBrasov 1976

27 Câmpian V., s.a. Automobile. Universitatea din Brasov 1989

28 Câmpian V., s.a. Cercetãri privind solicitãrile dinamice dintransmisiile autovehiculelor. Contract nr. 18

Universitatea Transilvania Brasov 1991

29 Chiru A., Marincas D. Tehnologii speciale de fabricare si reparare aautovehiculelor. Universitatea Transilvania Brasov1991

30 Ciobanu M., Leuciuc D.,

Costache G.

Influente ale oscilatiilor suspensiei asupracomportãrii dinamice ale altor subansamble aleautomobilelor. CONAT Universitatea TransilvaniaBrasov 1993

31 Ciolan Gh. Calitatea în industria de automobile. În: “Ingineriamecanică şi electrică a autovehiculelor”, culegerede lucr ări, TEMPUS CONEET, Braşov, 1997,ISBN 973-98511-0-X.

32 Ciolan Gh. Construcţia şi calculul autovehiculelor,Reprografia Universităţii “Transilvania” din Braşov,1989.

33 Ciudacov E.A. Teoria automobilului. Traducere din limba rusã.Institutul de documentare tehnicã Bucuresti 1958



68

34 Cocosilã M., Negrus E. Consideratii asupra modelãrii pneului deautomobil în legãturã cu trecerea rotii pesteobstacole. A V-a Consfãtuire NationalãCreativitate în Constructia, Fabricarea siRepararea automobilelor. Pitesti 1992

35 Cojocaru V. V., N. Ţ ane, D. C.Thierheimer, M. Clinciu, W. W.Thierheimer

Pneumatic mecatronic sistem for load simulationon toothed the rack heads, Bulgarian Journal forEngineering Design, 3 November 2009, pag. 50 -53, ISSN 1313 - 7530, Heron Press, Sofia,Bulgaria

36 Cojocaru V. V., Fl. Popescu, D.C. Thierheimer, D. Ola, W. W.Thierheimer

Research on optimizing of automatic ABSregulator, Bulgarian Journal for EngineeringDesign, 3 November 2009, pag. 47 - 49, ISSN1313 - 7530, Heron Press, Sofia, Bulgaria

37 Cojocaru, V.V., Campian, V.,Ţ ane, N., Thierheimer, C.D.,Thierheimer, W.W.

The influence of the PC data acquisition systemsof the signal analized, Ediţia a doua cu participareinternaţională SMAT 2008, Vol. I, pag. 62-66,ISBN 978-606-510-253-8, 23-25 Octombrie 2008,

Craiova

38 V. Cojocaru, L. Gaceu, N.Tane, D.C. Thierheimer, D.Ola, M. Clinciu, W.W.Thierhiemer

Mechatronic Sistem for Load Simulation onToothed the Rack Heads, în Mechanics andMachine Elements, Noiembrie, 4-6, 2010, Sofia,Bulgaria, ISSN: 1314-040X, pp. 94-100,Publishing by Technical University-Sofia

39 Vasile Valerian Cojocaru, FlorinPopescu

„Dynamic Behaviour of a Vehicle When ChangingLane and in Circular Motion”, SMAT 2014, 3rd International Congress “Science and Managementof Automotive and Transportation Engineering”,

23

rd

-25

th

of October, 2014, Craiova, Romania,ISBN: 978-606-14-0864-1; 978-606-14-0866-5.

40 Vasile Valerian Cojocaru, FlorinPopescu, Thierheimer W.

Cercetări privind îmbunatăţirea ţinutei de drum laautoturismele cu tracţiune pe faţă. Edituraacreditata CNCSIS, Târgovişte, 2014, ISBN 978-606-605-105-7.

41 Clinciu M., D.C. Thierheimer,Fl. Popescu, V. Cojocaru, W.W.Thierheimer

Possibilities for pollution reducing from mobilesources, Mechanics and Machine Elements, vol 4, Aprilie 2010, pag. 94 - 99, ISSN 1313 - 7530,Heron Press, Sofia, Bulgaria

42 Dancea I., Ivan M., Kremer St. Metode de optimizare. Editura Dacia Cluj 1976

43 Deutsch I. Rezistenta materialelor. EDP Bucuresti 1976

44 Dieter S. Kraftfahrzeug Electronik. Verlag Technik Berlin1991

45 Dincã F., Teodosiu C. Vibratii neliniare si aleatoare. Editura AcademieiRomâne Bucuresti 1979

46 Drãghici I., Ivan M., Kremer St.,Lãcãtus V., Macarie V.,

Suspensii si amortizoare. Editura Tehnicã



69

Petrescu M. Bucuresti 1970

47 Duditã Fl., s.a. Sistematizarea structuralã a mecanismelor deghidare a puntii la automobile. Buletinul Simp.IFTOM vol.IV pag.61-70 Bucuresti 1981

48 Enache V, Studiul sistemelor de direcţie ale autoturismelor învederea îmbunătăţirii maniabilităţii, Teză dedoctorat, Braşov, 2000.

49 Filip I. Încercarea autovehiculelor. Academia MilitarãBucuresti 1985

50 Fleck K. Schutz elektronischer Systeme gegen äussereBeeinflussungen. VDE Verlag Gmbh Berlin 1981

51 Floegel E. Forth Handbuch. Grundlagen, Einfürung,Beispiele. Hofacker Holzkirchen 1982

52 Frãtilã Gh. Calculul si constructia automobilelor. EDPBucuresti 1977

53 Gautschi G.H. Piesoelektrische Messtechnik und neuereEntwicklungen in der Mehrkomponenten Kraft-und Momentmessung. Birkhäuserverlag Basel1972

54 Gebauer H. Elektronik im Auto, mit Handbuch für Polizeiradar.Hofacker Holzkirchen 1999

55 Ghejan P. Cercetãri privind posibilitãtile de îmbunãtãtire aconfortabilitãtii autocamioanelor de capacitatemicã si medie. Tezã de doctorat. UniversitateaTransilvania Brasov, 1995

56 Ghiulai C. Mecanica automobilului. Editura TehnicãBucuresti 1965

57 Ghiulai C., Vasiliu C. Dinamica autovehiculelor. EDP Bucuresti 1975

58 Grave H.F. Mãsurarea electricã a mãrimilor neelectrice.Editura Tehnicã Bucuresti 1966

59 Gr ă jdaru M.; Câmpian V. ;Thierheimer W

Studiu privind influenţa sistemului de direcţieasupra siguranţei circulaţiei. Editura Cellina,Craiova, 2006, ISSN (10) – 973-87995-4-6; ISSN(13) – 978-973-87995-4-7;

60 Grünwald B. Teoria, calculul si constructia motoarelor pentruautovehicule rutiere. EDP Bucuresti 1980

61 Hac A. Optimal linear preview control of active vehiclesuspension, Vehicle System Dynamics, 21, nr. 3,pp. 167-195, 1992.

62 Haken H. Laser Theory. Springer-Verlag. Berlin (West),Heidelberg, New York 1980



70

63 Hales F.D. Automobile Stability. Tehn. Memorandum, 151.Stewens Inst. of Tehnology 1968

64 Hatter D.J. Matrix Computer Methods of Vibration Analysis.John Wiley & Sons New York 1988

65 Hilohi C., Untaru M., Druta Gh. Metode si mijloace de încercare a automobilelor.Editura Tehnicã 1982

66 Hock A. Hochfrequenzmesstechnik, Teil 1 + Teil 2. Expert-Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen

67 Hofmann D. Handbuch Messtechnik und Qualitätssicherung.VEB Verlag Technik Berlin 1994

68 Holzweissig F., Meltzer G. Messtechnik der Maschinendynamik. VEBFachbuchverlag Leipzig 2002

69 Homentcovschi D. Functii complexe cu aplicatii în stiintã si tehnicã.Editura Tehnicã Bucuresti 1986

70 Ionescu G., s.a. Traductoare pentru automatizãri industriale.

Editura Tehnicã Bucuresti 198571 Jaeger J.C., Newstead G.H. Introducere în teoria transformatei Laplace, pentru

tehnicã. Editura Tehnicã Bucuresti 1971

72 Jamin W.K. Das Sofware Lexicon. Expert-Verlag GmbhEhningen bei Böblingen 2001

73 Katzsch R. Benutzerhandbuch HIGHSCREEN Personalcomputer (version 1.2) Würselen 1994

74 Kummer H.W., Meyer W.E. Verbesserter Kraftschluss zwischen Reifen undFahrbahn-Ergebnisse einer neuenReibungstheorie. ATZ 69, pag. 245-251; 382-386.1967

75 Lang G.F. Understanding Vibration Measurements. NicoletScientific Corporation Application Note 9, 1975

76 Laniv V.I. Rostogolirea unui pneu de automobil. Onti 1937

77 Laschet A., Engelmann P. System indentification using computer simulationmethods. 91037 EAEC pag. 188-194 Strasbourg1991

78 Leuciuc D., s.a. Suspension Oscilation Influences upon DynamicBehaviour of Other Automobiles Sub Parts.945084 Tehnical Papers FISITA 1994

79 Leuciuc D., Costache G. Mathematical Models for Suspension andDriveline Study. International Conference of Automobiles for Student’s and Young EngineersBucuresti 1992

80 Limann O. Sensible Sensoren. Franzis-Verlag München 1981

81 Lîsov M.I. Mecanismele de directie ale automobilelor.



71

Masghiz 1950

82 Lorenz C. Basic Programmier-Handbuch. Einfürung undNachschlagewerk. Hofacker Holzkirchen 1984

83 Lücke H.U., Renz W. Mobiles, rechnergesteuertesMessdatenerfassungs- und-auswertesystem fürden Fahrzeugeinsatz VDI 1981

84 Macarie T., Potincu GH.,

Filip N., Mitrache A.Inflence de la traction integrale sur la maniabilitede l’automobile. CONAT Brasov 1993

85 Marinescu Gh., s.a. Probleme de analizã numericã rezolvate cucalculatorul. Editura Academiei Române Bucuresti1987

86 Merz L. Grundkurs der Messtechnik, Das elektrischeMessen nichtelektrischer Grössen. R. Oldenburg-Verlag München 1980

87 Milliken W.F., Milliken D.L. Race car vehicle dynamics. SAE MA 01923

Danvers 199588 Mitschke M. Dynamik de Kraftfahrzeug. Antrieb und Bremsung.

Springer-Verlag Heidelberg Berlin 1982

89 Mitschke M. Dynamik der Kraftfahrzeuge. Fahrverhalten.Springer-Verlag Heidelberg 1990

90 Mitschke M. Dynamik der Kraftfahrzeuge. Schwingungen.Springer-Verlag Heidelberg 1984

91 Nagy T. Exploatarea autovehiculelor. Universitatea dinBrasov 1973

92 Nagy T., Sãlãjan C. Exploatarea si tehnica transportului auto. EDPBucuresti 1982

93 Negoitã C., Ivan M. Aparate electronice pentru mãsurarea mãrimilorgeometrice. Editura Tehnicã Bucuresti 1970

94 Negrus E., s.a. Tester mobil pentru încercarea complexã aanvelopelor în conditii de drum. InstitutulPolitehnic Bucuresti 1979

95 Negrus E., Soare I.,BejanN.,

Tãnase F.

Încercarea autovehiculelor. EDP Bucuresti 1982

96 Negrus E. Mãsurarea fortelor din pata de contact dintre pneusi cale în conditii de rulare. Revista Transporturilornr. 7-8 1983

97 Negrus E.,Soare I.,

Tãnase F.

Cercetarea experimentalã a autovehiculelor.Institutul Politehnic Bucuresti 1982

98 Nicolae A. Unele contributii la optimizarea rãspunsuluidinamic al suspensiei de autoturisme. Univ.



72

Politehnicã Bucuresti 1993

99 Nicolau Th., s.a. Mãsurãri electronice în industrie. Editura TehnicãBucuresti 1964

100 Nurhadi I., s.a. Computer simulation of vehicle performance. TheSixth International Pacific Conference on Automotive Engineering vol.II Seoul 1991

101 Otsuka K., Shimizu K. Summer Course on Martensitic Transformations.Katholike Universiteit Leuven, pagina 81, 1982

102 Ott H.W. Noise reduction techniques in electronic systems.John Wiley & Sons New York 1976

103 Oţăt V., Thierheimer W.W.,Bolcu D., Simniceanu L.

Dinamica Autovehiculelor, Editura UniversitariaCraiova, 2005

104 Oţăt V. Loreta Simniceanu,Marian Gr ă jdaru

Dinamica Autovehiculelor – Îndrumar de laborator,Editura Universitaria Craiova, 2006

105 Oţăt V. Consideraţii teoretice privind r ăspunsul dinamic al

vibraţiilor elementelor de caroserie , Universitateadin Piteşti, Buletin Ştiinţific nr. 14 Seria Autovehicule Rutiere ISSN 1453-1100, 2004

106 Oţăt V. Model matematic, de tip variant în timp, destinatstudiului oscilaţiilor verticale ale ansamblului pneu-suspensie, Universitatea din Piteşti, BuletinŞtiinţific nr. 14 Seria Autovehicule Rutiere ISSN1453-1100, 2004

107 Pacejka H.B. Lateral dynamics of road vehicles. InternationalJournal of Vehicle System Dynamics 1986

108 Peres Gh., s.a. Cercetãri privind stabilirea solicitãrilor dinamicedin transmisia autovehiculelor 8x8. RevistaConstructiilor de Masini vol.31 nr.6/1979

109 Peres Gh., s.a. Studiul solicitãrilor din transmisiile autovehiculelorpentru obtinerea unei dimensionãri optime.Contract nr. 44 Universitatea din Brasov fazeleI/1980 si a II-a/1982

110 Peres Gh., s.a. Studiul vibratiilor la autoturisme echipate cususpensie tip McPherson. E.S.F.A. Bucuresti 1991

111 Petersen A. Magnetoresistive Sensoren im Kfz. Anwendungen:

Positions-, Winkel- und Strommessung Elektronik34 pag.99-102 München 1985

112 Pevzner I.M. Încercarea stabilitãtii unui automobil. Masghiz1946

113 Popescu F., Vasile ValerianCojocaru

„Vehicle Stability Control the Brake Adjustment”,SMAT 2014, 3rd International Congress “Scienceand Management of Automotive andTransportation Engineering”, 23rd-25th of October,



73

2014, Craiova, Romania, ISBN: 978-606-14-0864-1;978-606-14-0866-5.

114 Popescu S. Solicitãri dinamice în transmisia tractoareloragricole pe roti. Tezã de doctorat. Universitateadin Brasov 1970

115 Potincu Gh., Hara V.,

Tabacu I.

Automobile. EDP Bucuresti 1980

116 Preda I., Ailenei N. Methode zur digitalen erfassung und registrierungdes weges, der geschwindichkeit und derbeschleunigung mit hilfe des messrades. CONATBrasov 1985

117 Preda I., s.a. Sistem cu microprocesor pentru achizitia de dateexperimentale la încercarea autovehiculelor.E.S.F.A. Bucuresti 1987

118 Preda I., s.a. Algorithm for computing space in free runnig.R.I.A. nr.2/1990

119 Preukschat A. Fahrwerktechnik-Antriebsarten. Vogel-VerlagWürzburg 1985

120 Pop E., s.a. Tehnici moderne de mãsurare. Editura FaclaTimisoara 1983

121 Radu N.Gh., s.a. Rezistenta materialelor. Lucrãri de laborator.Universitatea din Brasov 1988

122 Reimpell J. Fahrwerktechnik: Grundlagen. Vogel-BuchverlagWürzburg 1988

123 Reimpell J., Stoll H. Fahrwerktechnik: Stoss- und

Schwingungsdämpfer. Vogel-BuchverlagWürzburg 1989

124 Reiniger G. Drehwinkelmessung mit Magnetfeldsensoren.Electronik 35 , 23 pag.129-136. 1986

125 Richter W. Grundlagen der elektrischen Messtechnik. VEBVerlag Technik Berlin 1985

126 Rotenberg R.V. Oscilatiile automobilelor si proiectarea suspensiei.Industria automobilului nr.10 1947

127 Ruge I. Sensorik und Mikroelektronik. VDE-Verlag NTG

1986128 Rumsiski L.Z. Prelucrarea matematicã a datelor experimentale.

Îndrumar. Editura Tehnicã Bucuresti 1974

129 Scheiber E., Lixãndroiu D. MathCAD, prezentare si probleme rezolvate.Editura Tehnicã Bucuresti 1994

130 Seitz N. Distributia fortei de tractiune si a presiunii însuprafata de rezemare a unui pneu care ruleazã



74

repede. ATZ nr.8/1967

131 Seitz N. Actiunea fortelor în suprafata de contact apneurilor care ruleazã repede. U.D.I. 1968

132 Seitz N., s.a. Sistem cu microprocesor pentru controlul sicomanda optimã a schimbãrii treptelor de viteze lacutia de viteze tip 16S cu care este echipatautotractorul DAC 16.360 FSL. Contract nr.63

Universitatea Transilvania Brasov 1990

133 Soare I. Instalatii si utilaje pentru încercarea automobilelorsi tractoarelor. Institutul Politehnic Brasov 1969

134 Sperling D. Kraftfahrzeug-Elektronik. Verlag Technik GmbhBerlin 1991

135 Stammers, C.W., T. Sireteanu Vibration control of machines by use of semiactivedry friction damping, Journal of Sound andVibration, 209, nr. 4, pp. 671-684, 1998.

136 Stoicescu A. Dinamica autovehiculelor, vol. 1 si 3, Institutul

Politehnic Bucuresti 1980 - 1986137 Stuart R.D. Introducere în analiza Fourier cu aplicatii în

tehnicã. Editura Tehnicà Bucuresti 1971

138 Tabacu I., s.a. Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare.Institutul de Învãtãmânt Superior Pitesti 1990

139 Taylor B.E. Leistungs-MOSFET-Module für hohe Ströme.Elektronik 35, 11 pag. 123-124

140 Tãnase G., s.a. Modulatorul magnetic lucrând ca traductor deunghi. ATM 7/1966

141 Thierheimer W. Studiul corelãrii suspensiei cu directia laautoturisme de oras. Referat doctorat nr.1.Universitatea Transilvania Brasov 1993

142 Thierheimer W. Aparatura si instalatia de cercetare experimentalãa corelatiei suspensiei cu directia. Referat doctoratnr.2. Universitatea Transilvania Brasov 1994

143 Thierheimer W. W., N. Tane. R.Gruia, L. Gaceu, D.Thierhiemer, D. Ola, M. ClinciuV., Cojocaru

Reducing Environmental Pollution from MobileSources, în Environmental Engineering andManagement Journal, December 2010, vol. 9, No.12 ISSN: 1582-9596, pp. 1681-1684, Publishing

House ECOZONE of the OAIMDD, Iaşi, Romania.

144 Thierheimer D., Clinciu M.,Cojocaru V., Popescu F.,Thierheimer W.

Possibilities Regarding Electro HydraulicControlling of Suspension with Direction, NationalConference on Recent Advances in Electrical &Electronics Engineering RAEEE-09, 23-24December, 2009, pag. 333-335, ISBN 978-93-80043-62-3, Excel India Publishers, New Delhi



75

145 Thierheimer C.D., L. Gaceu, O.Câmpian, V. Cojocaru, M.Clinciu, D. Ola, W.W.Thierhiemer

The Roll Reduction by the Steering and SpringControl, în Mechanics and Machine Elements,Noiembrie, 4-6, 2010, Sofia, Bulgaria, ISSN: 1314-040X, pp. 188-196, Publishing by TechnicalUniversity-Sofia

146 Thierheimer W. W., N. Tane. R.Gruia, L. Gaceu, D.Thierhiemer, D. Ola, V.Cojocaru, M. Clinciu

Risk Arising from Transport Activities, înEnvironmental Engineering and ManagementJournal, December 2010, vol. 9, No. 12 ISSN:1582-9596, pp. 1667-1670, Publishing HouseECOZONE of the OAIMDD, Iaşi, Romania.

147 Thierheimer W., Peres Gh.,

Câmpian V., Câmpian O.

Unele aspecte privind influenta barei stabilizatoarea puntii fatã asupra deplasãrii în curbã aautoturismelor. CAR `97 Pitesti

148 Thierheimer W. Sisteme tehnice din agricultur ă şi industriaalimentar ă: Iniţiere şi fundamente teoretice,Editura Univerisităţii Transilvania Braşov, ISBN973-8124-76-X, Braşov, 2001

149 Thierheimer W. Cercetarea corel ării suspensiei cu direc ţ ia laautoturismele antrenate pe faţă, EdituraUniversităţii ”Transilvania”, ISBN 973-635-420-2,Braşov, 2004

150 Thomas R. MC - 32 SYSTEM. Bedienungsanleitung. BMC Dr.SCHETTER

151 Tiron M. Prelucrarea statisticã si informationalã a datelorde mãsurare. Editura Tehnicã Bucuresti 1976

152 Untaru M., s.a. Automobile. EDP Bucuresti 1975

153 Untaru M., s.a. Dinamica autovehiculelor pe roti. EDP Bucuresti1981

154 Untaru M., s.a. Calculul si constructia autovehiculelor. EDPBucuresti 1982

155 Untaru M., s.a. Metode si mijloace de încercare a automobilelor.Editura Tehnicã Bucuresti 1982

156 Ursu,I., F. Ursu, T. Sireţ eanu Semiactive suspension systems withantichattering logic and trade off between comfortand safety, Book of Abstracts of Gamm AnnualMeeting, Metz, France, 12-16 April, p. 157, 1999.

157 Ursu I., A. Halanay, F.Popescu, M. Vladimirescu

A comparative study of two suspensions, activeand semiactive, by taking into account the use of apredictive information, Book of Abstracts of theICIAM 95, The Thierd International Congress onIndustrial and Applied Mathematics, Hamburg,July 3-7, p. 467, 1995.

158 Vãduva I. Modele de simulare cu calculatorul. EdituraTehnicã Bucuresti 1977



76

159 VDI Berichte 893 Mess-und Versuchstechnik im automobilbau. VDIVerlag Köln 1991

160 VDI Berichte 877 Unebenheiten von schienen und Strasse alsSchwingungsursache. VDI Verlag Düsseldorf1991

161 VDI Berichte 885 Abgas- und Gereuschemisionen vonNutzfahrzeugen. VDI-Verlag Düsseldorf 1991

162 Venhovens P.J.Th. Optimal Control Of Vehicle Suspensions, Thesis,Delft University Of Technology, Faculty ofMechanical Engineering and Marine Technology,1993.

163 Warneke H., Schweizer M. Sensoren für die Fertigugstechnik. Physik-VerlagWeinheim 1984

164 Witlof B., Junge K. Wissenspeicher Lasertechnik. VEBFachbuchverlag Leipzig 1989

165 Zamfira C.S. Prelucrarea semnalelor, Editura Universitatii

Transilvania din Brasov, Editura acreditataCNCSIS, Brasov, 2003, ISBN 973-635-256-0.

166 Zimelev G.V. Încercãrile de laborator ale automobilelor.Gostransizdat 1931

167 Zomotor A. Fahrwerktechnik-Fahrverhalten. Vogel-BuchverlagWürzburg 1987

168 * * * Colectia de reviste R.I.A (Revista inginerului deautomobile) 1991 - 1995

169 * * * Colectia de reviste Stiintã si tehnicã 1990

170 * * * Colectia de STAS-uri referitoare la constructia deautomobile

171 * * * Colectia de reviste A.T.Z. Stuttgart 1980 - 19841990-1994

172 * * * Optoelectronics Designer’s Catalog HEWLETT-PACKARD 1984

173 * * * Programs for digital signal processing. TheInstitute of Electrical and Electronics Engineers,Inc., John Wiley & Sons New York 1979

174 * * * Bruel & Kjaer. Catalog rezumat. 1986-1987

175 * * * Diagnostic Vibration Meter. M 1502 Robotron

176 * * * STAS 6926/13-89 Verificarea calitãtii suspensiei

177 * * * Colectiile de reviste Inginieurs de L’automobile 1990 - 2003

178 * * * Colectiile de reviste Revista inginerilor de automobile RIA 1992 - 2005



77

179 * * * Colectiile de reviste Automobiltechnische Zeitschrift ATZ 1990 - 2004

180 * * * Documentatie tehnicã Hanoywell

181 * * * Documentatie tehnicã Hottinger-Baldwin

182 * * * Documentatie tehnicã BLH-Electronics

183 * * * Documentatie tehnicã Micro-Epsilon

184 * * * Documentatie tehnicã Novotechnik

185 * * * Documentatie tehnicã IEMI Bucuresti



78

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC, Doctorand,

Prof. univ. dr.-ing. NAGY Tiberiu ing. Vasile Valerian COJOCARU

Rezumat

Lucrarea prezintă o modalitate de îmbunătăţire a stabilităţii funcţionării mecanismului dedirecţie, prin optimizarea configuraţiei spaţiale a fantelor dispozitivului regulator-distribuitor,reducând totodată histereza momentului la volan, respectiv creşterea stabilităţii procesului debracare şi a sporirii siguranţei în circulaţie a autoturismului.

Lucrarea este structurată pe cinci capitole, astfel: în capitolul unu este prezentat stadiulactual al dezvoltării siguranţei autoturismelor, pornind de la apariţia conceptului de siguranţă activă şi până la cele mai noi realizări de soluţii constructive şi cercetări legate de mecanismul dedirecţie, abordându-se succesiv fiecare subansamblu al acestuia; în capitolul doi este analizată influenţa mecanismului de direcţie asupra stabilităţii autoturismului şi asupra procesului debracare, incluzând elementele de calcul matematic care au fost utilizate în cadrul studiului;capitolul trei al lucr ării, propune o modalitate de studiu dinamic, cinematic şi matematic al

mecanismului de direcţie; capitolul patru prezintă criteriile şi justificarea alegerii sistemului demăsur ă, achiziţie şi prelucrare a datelor, precum şi traductoarele şi senzorii specifici obiectului de încercat; capitolul cinci cuprinde rezultatele simulărilor teoretice şi cele obţinute prin încercărileexperimentale proprii.

Pe baza analizei rezultatelor teoretice şi a determinărilor experimentale, efectuate înurma modificărilor constructive a dispozitivului regulator-distribuitor, s-a realizat optimizareaprocesului de virare şi control, având ca efect îmbunătăţirea stabilităţii şi creşterea siguranţeiactive a autovehiculului în traficul rutier.

Abstract

The paper presents a method of improving the stability of steering mechanismoperating, through spatial configuration optimization of the regulator – distributor device’s slots,reducing in the same time the momentum hysteresis at steering wheel, and growth of the turningprocess stability and increasing the automobile safety in traffic.

The paper is structured on five chapters, as follow: within the chapter one is presentedthe current stage of development of automobiles safety, starting from the concept of active safetyto the newest engineering solutions and researches related to the steering mechanism,addressing successively each subassembly of it; in the chapter two is analysed the steeringmechanism influence over the automobile stability and over the turning process, includingmathematic calculus elements used within the framework of the study; the chapter three of thepaper proposes a dynamic, kinematic and mathematic study method of the steering mechanism;the chapter four presents criteria and justification of the selection of data measuring,acquisitioning and processing system, as well as, transducers and sensors specific to the testingobject; the chapter five comprises outcomes of theoretical simulations and obtained by my ownexperimental tests.

Based on the analysis of theoretical results and experimental determinations, carried outsubsequent engineering modifications of the regulator – distributor device, was accomplished theoptimization of turning and control process, having as effect the stability improvement and theactive safety growth of the automobile in the road traffic.



79

INFORMATII PERSONALE

EXPERIENŢA

2005 – 2014 Doctorand Universitatea ,,Transilvania” din Braşov

2003 – 2004 Studii aprofundate Universitatea ,,Transilvania” din BraşovFacultatea de inginerie mecanica

1998 – 2003 Facultatea de inginerie mecanică Universitatea ,,Transilvania” din BraşovSecţia Autovehicule RutiereInginer diplomat

Vasile Valerian COJOCARU

Moroeni, Dâmboviţa, Romania

+40 722 541 060

[email protected]

Sex M | Data naşterii 14/11/1979 | NationalitateRomanian

2009 Octombrie - prezent Ministerul Apăr ării Naţionale

Unitatea Militar ă 01263 TârgovişteFuncţie de conducere - Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare

2007 Feb – 2009 Octombrie Ministerul Apăr ării NaţionaleUnitatea Militar ă 01558 Târgovişte

Funcţie de conducere - Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare

2006 Ian – 2007 Februarie Ministerul Apăr ării NaţionaleUnitatea Militar ă 01402 Târgovişte

Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare

2005 Iun – 2006 Ianuarie Ministerul Apăr ării NaţionaleUnitatea Militar ă 02527 Bucureşti

Inginer în cadrul serviciului tehnic

EDUCATION



80

TRAINING

2004 – 2005 Curs de formare ofiţeri, specializare tehnică: Ministerul Apăr ării NaţionaleŞcoala de aplicaţie pentru logistică

2006 – 2007 Curs intensiv de învăţare a limbii engleze: Ministerul Apăr ării NaţionaleŞcoala de aplicaţie pentru logistică

2011- 2012 Curs avansat de logistică pentru ofiţeri ingineri: Ministerul Apăr ării Naţionale Academia Tehnică Militar ă

2014 Curs de specializare LOGREP: Ministerul Apăr ării NaţionaleŞcoala de aplicaţie pentru logistică

APTITUDINI PERSONALE

Limba materna RomanianAlte limbiINTELEGERE VORBIT SCRIS

Ascultare CitireInteractiune Vorbire

English C2 C2 C2 C2 C1

French B2 B2 B1 B1 B2

Aptitudini calculator- Foarte buna cunoastere a tuturor softurilor de baza (Microsoft Word, Excel, PowerPoint etc)

- Calcule numerice:Matlab (basic user)

Fortran

-Proiectare:Autocad

Catia

Etc

Permis de conducere : B, B+E, C, C+E

Publicaţii : 16 lucr ări

Contracte de cercetare : 4 ( 2 colaborator şi 2 responsabil de contract )



81

PERSONAL INFORMATION

WORK EXPERIENCE

EDUCATION

2005 – 2014 PhD Student Transilvania University of Brasov

2003 – 2004 Advanced Studies Transilvania University of BrasovFaculty of Mechanical Engineering

1998 – 2003 Faculty of Mechanical Engineering Transilvania University of BrasovSection of Traffic Auto VehiclesGraduate Engineer

Vasile Valerian COJOCARU

Moroeni, Dambovita, Romania

+40 722 541 060

[email protected]

Gender Male | Date of birth 14/11/1979 | NationalityRomanian

October 2009 – Present Ministry of National DefenceMilitary Unit No. 01263 Targoviste

Leadership appointment – Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer

February 2007 – October 2009 Ministry of National DefenceMilitary Unit No. 01558 Targoviste

Leadership appointment - Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer

January 2006 – February 2007 Ministry of National DefenceMilitary Unit No. 01402 Targoviste

Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer

June 2005 – January 2006 Ministry of National DefenceMilitary Unit No. 02527 Bucharest

Engineer of Technical Service



TRAINING

2004 – 2005 Technical Specialization Officers Training Course : Ministry of NationalDefence

Logistic Training School

2006 – 2007 English Language Intensive Course : Ministry of National DefenceLogistic Training School

2011- 2012 Logistic Advanced Course for Officers Engineers : Ministry of NationalDefence

Military Technical Academy

2014 Specialization Course LOGREP : Ministry of National DefenceLogistic Training School

PERSONAL SKILLS

Mother tongue RomanianOther languages

UNDERSTANDING SPEAKING WRITING

Listening ReadingInteraction Speaking

English C2 C2 C2 C2 C1

French B2 B2 B1 B1 B2

Computer skills - Very good understanding of all basic software

(Microsoft Word, Excel, PowerPoint etc.)

- Numeric calculations:MATLAB (basic user)

FORTRAN-Engineering graphics:

AutoCAD

cojocaru vasile

Documents