topoloji optimizasyonu yardımıyla, askeri taşıt bağımsız ... · topoloji optimizasyonu...
TRANSCRIPT
Topoloji Optimizasyonu Yardımıyla, Askeri Taşıt
Bağımsız Ön Süspansiyonu için Alt Salıncak Tasarımı
Mehmet Murat TOPAÇ1, Egemen BAHAR2,3, Ata KAPLAN1, Ezgi Zeynep SARIKAYA1
1. Dokuz Eylül Üniversitesi, Mühendislik Fakültesi, Makine Mühendisliği Bölümü, İzmir, Türkiye.
2. Dokuz Eylül Üniversitesi, Fen Bilimleri Enstitüsü, Makine Mühendisliği Anabilim Dalı, İzmir, Türkiye.
3. Ege Endüstri ve Ticaret A.Ş., İzmir, Türkiye.
[email protected] / [email protected] / [email protected] /
Özet
Dört tekerlekten çekişli, iki akslı bir askeri taşıtın bağımsız ön süspansiyonunda kullanılacak alt
salıncağın yapısal tasarımı, topoloji optimizasyonu yardımıyla gerçekleştirilmiştir. Bu amaçla önce,
tekerlek tahrik milinin, süspansiyon yayının ve fren sistemi yapı elemanlarının konumları dikkate
alınarak, alt salıncağın ön tasarımı oluşturulmuştur. İkinci aşamada, süspansiyon sistemi, çoklu cisim
dinamiği yaklaşımıyla modellenmiştir. Bu model kullanılarak, salıncak bağlantı noktalarına etkiyen
kuvvetler, literatürde verilen sanki statik standart yük tipleri için belirlenmiştir. Üçüncü aşamada, seçilen
yük tipleri için ön tasarıma topoloji optimizasyonu uygulanmıştır. Böylelikle, her yük tipi için ön tasarım
üzerindeki fazlalık hacim belirlenmiştir. Dördüncü aşamada, topoloji optimizasyonu çalışmalarından
elde edilen sonuçlar birlikte değerlendirilerek, alt salıncağın üretilebilir tasarımı yapılmıştır. Son olarak,
elde edilen nihai tasarıma, doğrulama amaçlı sonlu elemanlar analizleri uygulanmıştır. Bu şekilde, kritik
yük tipi için salıncağın en düşük emniyet katsayısı belirlenmiştir.
Anahtar Kelimeler: Askeri taşıt, bağımsız süspansiyon, çoklu cisim dinamiği, sonlu elemanlar analizi,
topoloji optimizasyonu, mekanik tasarım
Design of a Lower Wishbone for a Military Vehicle Independent Front
Suspension Using Topology Optimization
Abstract
Structural design of the lower wishbone which will be used in the independent front suspension of a
four-wheel drive, two-axle military vehicle was carried out by using topology optimisation. For this
purpose firstly, the primary design of the lower wishbone was developed, by taking the positions of the
wheel drive shaft, suspension spring and brake system components into account. In the second stage,
the suspension system was modelled via multibody dynamics approach. By using this model, forces
acting on the connection points of the lower wishbone were determined for the quasi-static standard
load cases given in the literature. In the third step, topology optimisation was applied to the primary
design for selected load cases. Thus, the redundant volume on the primary design was determined for
each load case. In the fourth stage, the results of the topology optimization studies were evaluated
together, and the producible design of the lower wishbone was composed. Finally, finite element
analyses were applied to the final design for verification purposes. By this way, the minimum factor of
safety of the wishbone was determined for the critical load case.
Keywords: Military vehicle, independent suspension, multibody dynamics, finite element analysis,
topology optimization, mechanical design
GİRİŞ
Çift salıncaklı bağımsız süspansiyon sistemleri, sabit akslara göre daha düşük montaj hacim talep
etmeleri, daha düşük kütleye sahip olmaları ve kolay yönlendirilebilmeleri gibi üstünlükleri nedeniyle,
askeri taşıt uygulamalarında giderek önem kazanmaya başlamıştır. Bu sistemler, özellikle düz olmayan
zeminlerde, aks tekerleklerinin birbirlerinden bağımsız olarak hareketine, Şekil 1.a’da görüldüğü gibi
olanak sağlama (Heiβing vd., 2011:420) ve yüksek taban serbestliği gibi olumlu özelliklerinden dolayı
günümüzde, yüksek hareket yeteneğine sahip çok amaçlı tekerlekli taşıtlar (HMMWV) ve benzeri
sistemlerde, geniş bir kullanım alanı bulmaktadır. Bu uygulamalarda, tekerleklerin farklı yaylanma
ihtiyaçları, süspansiyon sistemi tarafından mümkün kılındığından, taşıt açısından hayati önem arz eden
tekerlek yol teması, tüm sürüş koşullarında süreklilik göstermektedir (Reimpell, 2001:7). Çift salıncaklı
helisel yaylı bağımsız süspansiyon sisteminin askeri taşıtlarda uygulanmış bir örneği, Şekil 1.b’de
görülmektedir (https://oshkoshdefense.com).
a b
Şekil 1: a. Sabit aks ve bağımsız süspansiyonun yaylanma davranışlarının karşılaştırılması b. Yüksek
hareket yeteneğine sahip çok amaçlı tekerlekli taşıt
Binek taşıtlar dışındaki özel tip taşıtlar için bağımsız süspansiyon tasarımı, gelişmiş ülkelerde uzun
süreden beri ilgi gören bir çalışma alanıdır (Timoney ve Timoney, 2003:430). Bu konu, ülkemizde de
giderek önem kazanmaya başlamıştır. Çift salıncaklı yönlendirilebilir bağımsız süspansiyonun, yerli
olanaklarla, ekli ağır ticari taşıtlar için tasarlanıp üretilmiş bir örneği, Şekil 2.a’da görülmektedir (Topaç
vd., 2015:59). Bu çalışmada ise tüm tekerleklerinden çekişli iki akslı bir askeri taşıtın ön aksında
uygulanması düşünülen ve basitleştirilmiş bir modeli Şekil 2.b’de görülen çift salıncaklı bağımsız
süspansiyonun alt salıncak tasarımı, topoloji optimizasyonu yardımıyla gerçekleştirilmiştir.
a b
Şekil 2: a. Ekli ağır ticari taşıtlar için yerli tasarım bağımsız ön süspansiyon
b. Askeri taşıtlarda kullanılan bir bağımsız ön süspansiyon
1
1 Hava yayı
2 Yardımcı şasi
3 Alt salıncak
4 Üst salıncak
5 Akson
2 3 4 5
Sabit aks
Bağımsız süspansiyon
Hareket yönü Alt salıncak
Fren grubu
Hava yayı
Üst salıncak
Dingil pimi
Akson
Yay bağlantı
elemanı
Üst salıncak
Helisel yay
Alt salıncak
Akson
İz kolu
Hareket yönü
Bu amaçla ilk olarak, süspansiyon sisteminin bilinen kinematik bağlantı noktaları kullanılarak, MSC.
Adams™ ticari paket yazılımı yardımıyla, yarım taşıt modeli oluşturulmuştur. Daha sonra, sistemin
üretilmiş örnekleri incelenmiş, salıncak bağlantı noktalarının ve tahrik milinin konumları, tekerleğin ve
fren sistemi yapı elemanlarının yönlendirme sırasında taradığı hacim gibi fiziksel tasarım faktörleri
dikkate alınarak, salıncağın ön tasarımı yapılmıştır. Sonraki aşamada, literatürde önerilen standart sürüş
manevraları, kurulan çoklu cisim dinamiği modeli üzerinde simüle edilerek, çeşitli kritik yük tipleri
için mekanizmanın bağ noktalarına gelen en yüksek kuvvet değerleri hesaplanmıştır. Bu kuvvetler
yardımıyla, topoloji optimizasyonu yaklaşımı kullanılarak, ön tasarım üzerindeki yük taşımayan fazlalık
malzeme, her bir yük tipi için belirlenmiştir. Elde edilen tasarımlar birlikte değerlendirilerek, tüm yük
tiplerinde hasara uğramadan çalışacabilecek salıncak geometrisi oluşturulmuştur. Bu geometri
kullanılarak, salıncağın üretilebilir bir nihai tasarımı yapılmıştır. Seçilen kritik yük tiplerine denk düşen
bağ kuvvetleri bu modele uygulanarak, parçanın en düşük emniyet katsayısı belirlenmiştir.
YÖNTEM
Bu çalışmada, süspansiyon salıncağının hafifletilmesi, topoloji optimizasyonu yardımıyla
gerçekleştirilmiştir. Bir yapısal optimizasyon yöntemi olan topoloji optimizasyonunun temeli,
optimizasyonu gerçekleştirilecek yapı elemanının dış boyutlarında herhangi bir değişiklik olmaksızın,
istenen oranda hacim azaltarak, parçanın uygun bölgelerinden, direngenliği mümkün olan yüksek
yapının elde edilemesine olanak sağlayacak şekilde malzeme çıkarılmasıdır. Diğer bir deyişle, topoloji
optimizasyonuyla hedeflenen, rijitliği maksimum yapan en uygun malzeme dağılımını bulmaktır
(Bendsøe ve Sigmund, 2003:1). Tekil yüke maruz dolu ankastre bir kirişin topoloji optimizasyonu
adımları, örnek olarak Şekil 3’de görülmektedir (Johnsen, 2013: 22).
Şekil 3: SIMP-metodu kullanılarak gerçekleştirilen topoloji optimizasyonunun akış şeması
ÇOKLU CİSİM MODELİ
Konvansiyonel çift salıncaklı süspansiyon sisteminin basit kinematik modeli Şekil 4.a’da görülmektedir.
Bu tasarımda, alt ve üst salıncaklar taşıt gövdesine A, B ve E, F noktalarından döner mafsallarla
bağlanmıştır. Salıncakların akson ile bağlantıları ise C ve D küresel mafsalları yardımıyla
gerçekleştirilmektedir. Böylelikle mafsal merkezlerini birleştiren C-D ekseni, aynı zamanda
yönlendirme eksenini oluşturmaktadır. Diğer bir ifade ile tekerlek, yönlendirme sırasında bu eksen
çevresinde dönmektedir. Süspansiyon salıncağının ön mekanik tasarımı için gerekli fiziksel
Başlangıç
Sonlu elemanlar analizi
Duyarlılık analizi
Filtreleme işlemi
Optimizasyon (değişkenleri güncelleme)
Yakınsıyor mu?
Son topoloji
Evet
Hayır
sınırlamaların belirlenmesi ve parçanın bağlantı noktalarına çeşitli sürüş koşullarında etkiyen
kuvvetlerin bulunabilmesi için çalışmanın ilk aşamasında, Adams/Car™ yazılımı yardımıyla
süspansiyon sisteminin, direksiyon mekanizmasını da içeren çoklu cisim dinamiği modeli
oluşturulmuştur. Bu model, Şekil 4.b’de görülmektedir.
a b
Şekil 4: Süspansiyon sisteminin; a. Kinematik modeli b. Çoklu cisim modeli
Tekerleğin düşey yer değişimi ve sırasında, mekanizma hatasından kaynaklı iz açısı değişimini en düşük
düzeyde tutacak iz çubuğu bağlantı noktaları (J ve K), Şekil 5.a’da görülen kural yardımıyla
belirlenmiştir (Reimpell, 1974:150). Askeri taşıtın ön aks konstrüksiyonunda kullanılması düşünülen
silindirik helisel yaya ait kuvvet uzama diyagramı Şekil 5.b’de görülmektedir. “Step-lineer” yapı tarzına
sahip bu uygulamada, ZH≈ 150 mm’den sonra yay sabiti ani olarak artmaktadır. Uygulanan bu yay,
anılan deformasyon değerine kadar, yaklaşık f= 1,29 Hz’lik şasi düşey titreşim frekansını olanaklı
kılmaktadır.
a b
Şekil 5: a. İz çubuğunun konulandırılması b. Helisel yay karakteristiği
ÖN TASARIM
Salıncağın ön tasarımının oluşturulmasında, aşağıda özetlenen fiziksel tasarım kısıtları kullanılmıştır:
Sistemin ön kinematik tasarım çalışmasından, salıncağın kinematik bağlantı noktalarının
konumları (A,B ve C) ve helisel yayın bağlantı noktası (L) ve uzunluğu (LF) bilinmektedir.
Salıncağın üretileceği sacın kalınlığı t, bu noktaların konumları dikkate alınarak Şekil 6.a’da
görüldüğü gibi belirlenmiştir.
Tahrik milinin konumundan dolayı, süspansiyon yayının, taşıt boyuna ekseninde (X0), Şekil
6.b’de görüldüğü gibi öne ya da geriye doğru kaydırılması gerekmektedir. Bu da salıncak
üzerinde, özellikle yaylanma sırasında, simetrik olmayan bir yüklemenin ortaya çıkması anlamına
gelmektedir.
E
F
B
D
A
C
H J
Z0
X0 Y0
SA
G
Hareket yönü
K
Yönlendirme ekseni
+ZH
-ZH
SA: Taşıt gövdesinin kütle merkezi
Hareket yönü
Z0 X0
Y0
E,F
C
D
J K
Y1
Z1 P3
P2
A, B
P1
α
α
-150,0 -100,0 -50,0 0,0 50,0 100,0 150,0 200,0 250,0
Deplasman, ZH (mm)
0,0
a b
Şekil 6: a. Salıncak kalınlığının belirlenmesi b. Helisel yayın alt salıncağa bağlanması (AxleTech
International, 2009:1)
Salıncağın dış geometrisini, yayın ortalama sargı çapının yanı sıra, tekerleğin dönüş açısı ve
bu sırada taradığı, Şekil 7.’de (Simionescu, 2016:3) görülen hacim de belirlemektedir. Zira,
yönlendirme sırasında, gerek tekerleğin, gerekse buna bağlı olan fren sistemi yapı elemanlarının,
salıncaklarla girişim yapmaması gerekmektedir. Bu amaçla, sistemin çoklu cisim dinamiği
modeli kullanılarak gerçekleştirilen yönlendirme simülasyonu yardımıyla, tekerleğin ve fren
sistemi yapı elemanlarının süpürme hacmi elde edilmiştir.
Şekil 7: Yönlendirilen tekerleğin süpürme hacmi
Salıncağın üretiminde, özel tip yüksek mukavemetli çelik sac kullanılması öngörülmektedir. Bu
malzemenin elastisite modülü (E), Poisson oranı (ν), çekme dayanımı (Sut), akma sınırı (Sy) ve kopma
uzaması (A) değerleri, Tablo 1’de toplu olarak verilmektedir.
Tablo 1: Salıncak üretiminde kullanılacak çelik sacın mekanik özellikleri
E (GPa) ν (-) Sut (MPa) Sy (MPa) A (%)
210 0.3 940-1100 890 12
TASARIM YÜKÜNÜN BELİRLENMESİ
Tasarım kısıtlamaları yardımıyla oluşturulmuş ön tasarım, Şekil 8.a’da, tekerlek temas noktası P´’ye
etkiyen kuvvetler ise şematik olarak, Şekil 8.b’de görülmektedir. En genel yükleme durumunda, P´
noktasına, düşey (Z1) tekerlek yükünün (P), boyuna (X1) yönde fren (BR) ya da tahrik (AR) kuvvetinin
ve yanal (Y1) yönde yan kuvvetin (S) etki ettiği düşünülür. Bu kuvvetler, ve sistemi oluşturan parçalara
ait serbest cisim diyagramları şematik olarak Şekil 8.b’de verilmektedir. Burada kullanılan notasyonda
örneğin, {FC24}1, aksondan (4) alt salıncağa (2) C mafsalı üzerinden etkiyen ve yol yüzeyine sabit 1
C
LF
Taşıt gövdesi
Helisel yay
A,B
L
Alt salıncak
t
Alt rotil
Helisel yay
Tekerlek tahrik mili
Z0
X0 Y0
numaralı (O1) eksen takımına göre yazılan bileşke F kuvvetini ifade etmektedir (Blundell ve Harty,
2006:227), (Topaç vd., 2015:40).
a b
Şekil 8: a. Salıncağın ön tasarımı b. Süspansiyon mafsallarına etkiyen kuvvetler (Şematik)
Salıncağın bağlantı noktalarına etkiyen kuvvetlerin belirlenebilmesi için taşıt üreticileri tarafından
kullanılan sanki statik (quasi-static) standart yük tipleri kullanılmıştır. Bunlardan, özellikle kırılma ve
hasar oluşumu incelemelerinde kullanılan dört tanesi, Tablo 2’te görülmektedir (Heiβing vd., 2011:513).
Söz konusu yük tiplerine ait ivme bileşenleri, yerçekimi ivmesinin (g) katları cinsinden verilmiştir.
Örneğin, taşıtın virajda frenlenmesini simüle eden 4 numaralı yük tipinde süspansiyon sistemine, P´
noktasından tekerlek statik yükünün, X1 ekseninde -0,75, Y1 ekseninde 0,75 ve Z1 ekseninde 1 katı
değerinde kuvvetler etkidiği varsayılmaktadır.
Tablo 2: Taşıt üreticileri tarafından kullanılan bazı standart yük tipleri (Heiβing vd., 2011:513)
Tip no. Yük tipi İvme bileşenleri
X1 Y1 Z1
1 Tümsek atlama (3,0g) 0,00 0,00 3,00
2 Boyuna darbe (2,5g) -2,50 0,00 1,00
3 Yanal darbe (2,5 g) 0,00 2,50 1,00
4 Virajda frenleme -0,75 0,75 1,00
Söz konusu ivme bileşenlerinin gerçekte hangi hareket durumlarına denk geldiğinin belirlenebilmesi
için süspansiyon sisteminin uygulanacağı taşıtın Şekil 9.a’da görülen çoklu cisim dinamiği modeli
oluşturulmuştur. Taşıt modeli, seçilen hız değerleri için Şekil 9.b’de verilen profile sahip bir engelden
atlatılmış ve örneğin 3g değerindeki düşey tekerlek ivmesinin, yaklaşık olarak hangi tümsek
yüksekliğine denk geldiği belirlenmiştir. Tekerlek düşey yerdeğişiminin ve tekerlek temas noktasından
etkiyen düşey yükün zamana bağlı değişimleri, Şekil 9.b’de verilmektedir. Buna göre, 1 numaralı yük
tipi, taşıtın, 40 km/h hızla, 250 mm yüksekliğindeki trapez geometrili bir tümsekten geçmesi durumuna
denk düşmektedir. Gerçekleştirilen tümsek atlama simülasyonunun aşamaları, Şekil 9.c’de
görülmektedir. Tekerlek temas noktasına, boyuna, yanal ve düşey yönde etkiyen kuvvetlerin alt salıncak
üzerindeki etkilerinin belirlenebilmesi için, Tablo 2’de verilen yükleme tipleri olan, 1 (3g düşey ivmede
tümsek atlama), 2 (boyuna darbe), 3 (yanal darbe) ve 4 (virajda frenleme), süspansiyon sisteminin çoklu
cisim modeline ayrı ayrı uygulanmıştır. Yük tipi 1 için gerçekleştirilen yarım taşıt modeli analizi, örnek
olarak, Şekil 10’da görülmektedir. Alt salıncağın A, B ve C bağlantı noktalarındaki kuvvetler, incelenen
dört yük tipi için elde edilmiştir.
TOPOLOJİ OPTİMİZASYONU, DOĞRULAMA ANALİZLERİ ve DEĞERLENDİRMELER
Kalınlığı ve geometrisi yaklaşık olarak belirlenen salıncak tasarımının mukavemet açısından
yeterliliğinin belirlenebilmesi amacıyla, Şekil 8.a’da görülen katı model, sonlu elemanlar (SE)
analizlerine tabi tutulmuştur. Analizlerde, yarım taşıt modeli kullanılarak, seçilen yük tipleri için
gerçekleştirilen çoklu cisim dinamiği analizlerinden elde edilen yatak kuvvetleri kullanılmıştır.
Yay bağlantı
bölgesi C
B
A
{FD34}1
{FA21}1
{FC42}1
D
E
F
D
O3
C
J
H A
B
O2
C
S P
RD
L
X1
Z1
Y1
O1
2 4
{FC24}1
{FB21}1
{FE31}1
{FF31}1
{FJ45}1
{FD43}1
BR
G
3
{FL45}1
AR
P´
a b
c
Şekil 9: a. Tam taşıt modeli b. Tümsek atlama manevrası sırasında, tekerlek deplasmanının ve düşey
yükünün zamana göre değişimi c. Tümsek atlama simülasyonu
Şekil 10: Süspansiyon sisteminin yaylanma simülasyonu
Oluşturulan SE ağı, Şekil 11.a’da görülmektedir. Parça üzerinde en yüksek eşdeğer gerilmenin, 1
numaralı yükleme durumunda ortaya çıktığı ve σVmaks= 684,5 MPa değerini aldığı belirlenmiştir (Şekil
11.b). Tablo 1’de verilen akma sınırı değeri dikkate alındığında, ön tasarımın emniyetli olduğu
görülmektedir. Taşıt süspansiyonu tasarımında ulaşılması beklenen temel hedeflerden bir tanesi de
hafifliktir. Bu amaçla, Şekil 8.a’da görülen ön tasarım üzerindeki malzeme fazlalığı, topoloji
optimizasyonu yardımıyla belirlenmiştir. Bunun için ANSYS® Workbench uygulaması bünyesinde
bulunan topoloji optimizasyonu modülünden yararlanılmıştır.
Z1
X1 Y1
0 1 2 3 4 5
Zaman, t (s)
75
50
25
0,0
3200 (mm)
t= 0,45 s t= 0,60 s
t= 0,75 s t= 0,90 s
a b
Şekil 11: a. İlk tasarıma uygulanan SE analizi için ağ yapısı b. Yük tipi 1 için eşdğer gerilme dağılımı
Optimizasyon işlemi için hazırlanan üç boyutlu katı model ANSYS® Workbench 17.2 ticari paket
programına aktarılarak, sistemin statik yapısal analizleri gerçekleştirilmiştir. Daha sonra, statik yapısal
analiz ve topoloji optimizasyonu modülleri arasında ilişki kurularak topoloji optimizasyonu aşamasına
geçilmiştir. Bu kapsamda öncelikle, tasarım bölgesi (design region) olarak topoloji optimizasyonu
yapılacak olan parça seçilmiştir. Ardından, optimizasyonu yapılacak olan parça üzerinde optimizasyona
dahil olmayan (exclusion), yani malzeme boşaltmasının istenmediği bölgeler belirlenmiştir.
Boşaltmanın istenmediği bölgeler olarak, alt salıncak rotili bağlantı bölgesi ve parçanın en dış çerçevesi
atanmıştır. Üretilebilirlik özellikleri de göz önüne alındığında parça üzerinde izin verilen en küçük
eleman boyutu (minimum member size) 21,25 mm olarak belirlenmiştir. Bu değer, optimizasyon
sonrasında parça üzerinde oluşan deliklerin arasında kalan malzemede istenen en küçük kalınlık
değeridir. İmalat koşulları göz önüne alınarak, malzeme boşaltma işleminin hangi doğrultuda
(extrusion) yapılacağı, programda tanımlanmıştır. Burada, sac malzemenin yüzeyine (yayın oturduğu
düzlemsel bölgeye) dik olan doğrultu seçilmiştir. Belirtilen sınır şartlarına göre topoloji optimizasyonu
analizleri gerçekleştirilmiştir. Farklı yük tipleri için elde edilen salıncak yapıları, Şekil 12’de
karşılaştırılmaktadır. Malzeme yoğunluğunun 0,3 ile 0,7 arasında seçimesi önerilmektedir. Bu
çalışmada malzeme yoğunluğu, 0,5 olarak seçilmiştir (Sergent vd., 2013:1529), (ANSYS topology
optimization ACT extension, 2016:24). Farklı yük tipleri için topoloji optimizasyonu kullanılarak elde
edilen ve Şekil 12’de verilen boşaltma geometrileri, Şekil 13.a’da görüldüğü gibi birlikte
değerlendirilerek, Şekil 13.b’de görülen üretilebilir tasarım oluşturulmuştur.
a b c d
Şekil 12: Farklı yük tipleri için elde edilen salıncak geometrileri: a. Tümsek atlama (3g) b. Boyuna
darbe (2,5 g) c. Yanal darbe (2,5 g) d. Virajda frenleme
Oluşturulan nihai tasarımın üzerinde değişik yük tipleri altında oluşabilecek gerilmelerin tespit
edilebilmesi için seçilen dört temel yükleme tipi kullanılarak, doğrulama amaçlı SE analizleri
gerçekleştirilmiştir. Bu analizlerden elde edilen gerilme dağılımları, Şekil 14’te görülmektedir. Buna
göre, parça üzerinde en yüksek eşdeğer gerilme 3g düşey ivmeyle tümsek atlamaya denk düşen yük tipi
1 için elde edilmiştir. Bu durumda ortaya çıkan en yüksek eşdeğer gerilme, 716 MPa değerini
aşmamaktadır. Söz konusu değer, Tablo 1’de verilen, Sy= 890 MPa değerinin yaklaşık 0,8 katına denk
gelmektedir. Diğer bir deyişle, yük tipi 1 için emniyet katsayısı, n= 1,24 olarak hesaplanmıştır. Boyuna
darbe durumunda ise (yük tipi 4) yükün önemli bir bölümünün, küresel mafsal yatağı tarafından
684,5
456,3
228,2
0,092
C
A
B
karşılandığı belirlenmiştir. Elde edilen nihai tasarımın, Şekil 8.a’da görülen ilk tasarıma göre, %19,5
oranında daha düşük kütleye sahip olduğu belirlenmiştir.
a b
Şekil 13: a. Tüm yük tipleri dikkate alınarak oluşturulan boşaltma geometrisi b. Üretilebilir tasarım
a b
c d
Şekil 14: Doğrulama analizleri: a. Tümsek atlama b. Boyuna darbe c. Yanal darbe d. Virajda frenleme
SONUÇ
Bu çalışmada, bir askeri taşıtın bağımsız ön süspansiyonunda kullanılacak alt salıncağın kavramsal
tasarımı, topoloji optimizasyonu yardımıyla gerçekleştirilmiştir. Bu amaçla ilk olarak, süspansiyon ve
fren sistemlerine ait yapı elemanlarının oluşturduğu fiziksel sınırlamalar dikkate alınmak suretiyle,
salıncağın ön tasarımı yapılmıştır. Çoklu cisim dinamiği yaklaşımıyla, seçilen kritik sürüş koşulları için
süspansiyon sisteminin, kuvvet analizleri gerçekleştirilmiştir. Böylelikle, alt salıncağın bağlantı
noktalarına (A, B ve C), söz konusu sürüş koşullarında etkimesi beklenen kuvvet değerleri
belirlenmiştir. Bilgisayar destekli katı modeli hazırlanan alt salıncak, ANSYS® Workbench uygulaması
ve çoklu cisim modelinden elde edilen kuvvetler yardımıyla SE analizlerine tabi tutulmuştur. Bu şekilde,
salıncak tasarımı üzerinde eşdeğer gerilme dağılımı belirlenmiştir. Elde edilen tasarımı mümkün
olduğunca hafifletebilmek amacıyla, topoloji optimizasyonu modülü, programın statik SE analizi
altyapısı ile ilişkilendirilerek, belirlenen sınır şartları için optimizasyon işlemleri gerçekleştirilmiştir.
Boşaltılabilir
hacim
Yük tipi
1
2
3
4
Z1
X1
Y1
A
B
C
Yay bağlantı
bölgesi
199,8
133,2
66,65
0,069
716
477,3
238,7
0,037
C
A
B
C
A
B
528,7
352,5
176,3
0,163
σVmaks
C
A
B
C
370,2
246,8
123,5
0,076
C
A
B
σVmaks
528,7
352,5
176,3
0,163
σVmaks
C
A
B
C
370,2
246,8
123,5
0,076
C
A
B
σVmaks
199,8
133,2
66,65
0,069
716
477,3
238,7
0,037
C
A
B
C
A
B
Dört farklı sürüş koşuluna denk düşen yük değerleri için yapılan optimizasyon çalışmaları yardımıyla,
salıncak üzerinden malzeme boşaltması yapılabilecek hacimler belirlenmiştir. Bu hacimler birlikte
değerlendirilmiş ve elde edilen dört farklı salıncak geometrisinde ortak olarak boşaltılabilen toplam
hacim elde edilmiştir. Optimizasyon işleminin gerilme dağılımı üzerindeki etkisini incelemek amacıyla,
nihai tasarıma ait üretilebilir bir bilgisayar destekli katı modeli hazırlanmıştır. Doğrulama amaçlı SE
analizleri yardımıyla, salıncağı mekanik olarak en çok zorlayan yükleme koşulu, tekerleğin 3g düşey
ivmede tümsek atlaması olarak belirlenmiştir. Salıncağın üretiminde kullanılması düşünülen yüksek
mukavemetli çelik sac malzeme için söz konusu yükleme durumunda emniyet katsayısı, 1,24 olarak
hesaplanmıştır. Elde edilen nihai tasarımda, ön tasarıma göre %19,25 kütle azaltımı gerçekleştirilmiştir.
Seçilecek farklı yol ve sürüş koşullarından elde edilecek daha farklı değerdeki kuvvetler için daha
değişik tasarımların elde edilmesi mümkündür.
Taşıt süspansiyonu gibi seyir güvenliğini birinci derecede etkileyen sistemlerde, tekrarlı
yükleme sonucunda yorulma hasarları ortaya çıkabileceği de gözden uzak tutulmamalıdır. Bir kavramsal
tasarımın sunulduğu bu çalışmada, yorulma incelemeleri kapsam dışında bırakılmıştır. Süspansiyon
elemanlarının yorulma davranışının ise ayrı bir çalışma kapsamında sunulması hedeflenmektedir.
TEŞEKKÜRLER
Yazarlar, sağladıkları lisanslı yazılım desteklerinden dolayı, Ege Endüstri ve Ticaret A.Ş. ile
BMC Otomotiv Sanayi ve Ticaret A.Ş.’ye teşekkür ederler.
REFERANSLAR
ANSYS topology optimization ACT extension, 17.2 release. (2016). ANSYS, Inc., A.B.D.
Bendsøe, M.P., ve Sigmund, O. (2003). Topology optimization, theory, methods, and applications (2nd edition).
Berlin: Springer.
Blundell, M., ve Harty, D. (2006). The multibody systems approach to vehicle dynamics. London: Elsevier
Butterworth – Heinemann.
Heißing, B., Ersoy, M., Gies, S. (2011). Fahrwerkhandbuch, Grundlagen, Fahrdynamik, Komponenten, Systeme,
Mechatronik, Perspektiven (3., überarbeitete und erweiterte Auflage). Wiesbaden: Vieweg+Teubner
Verlag - Springer Fachmedien Wiesbaden GmbH.
https://oshkoshdefense.com
Independent axle suspension system, ISAS® serie 4500, field maintenance manual. STE RI 003-Ed 04/11. (2009).
AxleTech International, Saint-Étienne / Fransa.
Johnsen, S., (2013). Structural topology optimization. (Yayımlanmamış Yüksek Lisans Tezi). Norwegian
University of Science and Technology, Trondheim / Norveç.
Reimpell, J. (1974). Fahrwerktechnik, Bd. 3. Würzburg: Vogel-Verlag.
Reimpell, J., Stoll, H., Betzler, J.W. (2001) The automotive chassis: engineering principles. Oxford: Butterworth-
Heinemann, 2002, p.7
Sergent, N., Tirovic, M., Voveris, J., (2014). “Design optimization of an opposed piston brake caliper”,
Engineering Optimization, 46(11), 1520-1537. doi:10.1080/0305215X.2013.846337.
Simionescu, P., (2016). “A unified approach to the kinematic synthesis of five-link, four-link and double wishbone
suspension mechanisms with rack-and-pinion steering control”, Proceedings of the Institution of
Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering. doi:10.1177/0954407016672775.
Timoney, E., Timoney, S., (2003). “A review of the development of ındependent suspension for heavy vehicles”,
2003 SAE International Truck and Bus Meeting and Exhibition, 10-12 Kasım, Texas / A.B.D.
Topaç, M.M., Bahar, E., Olguner, C., Kuralay, N.S., (2015). “Kinematic optimisation of an articulated truck
independent front suspension by using response surface methodology”, AVTECH’15 / III. Automotive and
Vehicle Technologies Conference, 23-24 November, 59 – 72, İstanbul / Turkey.
Topaç, M.M., Olguner, C., Yenice, A., Kuralay, N.S., (2015). “Kamyon bağımsız ön süspansiyon sisteminin
kavramsal tasarımı”, MTS8 / 8. Mühendislik ve Teknoloji Sempozyumu, 14-15 Mayıs, 39 – 44, Ankara,
Türkiye.