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.

murat.topac@deu.edu.tr / egemen.bahar@egeendustri.com.tr / ata.kaplan@ogr.deu.edu.tr /

ezgi.sarikaya@ogr.deu.edu.tr

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.