TMMOB Makina Mühendisleri Odası 11.Otomotiv Sempozyumu Mayıs 2009

Transkript

1 1 TMMOB Makina Mühendisleri Odası 11.Otomotiv Sempozyumu Mayıs 2009 Özet: Taşıt süspansiyon sistemlerinin tasarımında ulaşılması istenen hedeflerden bir tanesi, yaylandırılmamış kütlenin mümkün olduğunca düşük ağırlığa sahip olmasıdır. Bu amaçla, 45 ton kapasiteli beş akslı bir kamyonda kullanılan ve önceleri daha kalın sac malzemeden üretilen bir arka aks gövdesinin cidarı belirli ölçüde inceltilmiştir. Ancak üretilen yeni prototiplere uygulanan düşey yorulma testlerinde, gövdenin öngörülen yük tekrar sayılarına ulaşmadan ve diferansiyel yatağı gövde kolu geçişindeki belirli bir bölgede yorulma hasarına uğradığı belirlenmiştir. Hasarın nedenini belirlemek amacıyla önce, gövde malzemesinin imalat sonrası sahip olduğu mekanik özellikler çekme deneyleri yardımıyla elde edilmiştir. Bu veriler ışığında gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizinde, hasara uğrayan bölgelerde gerilme yığılması oluştuğu belirlenmiştir. Uygulanan yorulma analizi, gövde prototipinin istenen yük tekrar sayısından daha önce hasara uğrayacağını da ortaya koymuştur. Hasar bölgesinin formunu oluşturan geometrik parametreler belirlenmiş, yorulma ömrünün istenen düzeye getirilebilmesi amacıyla bu parametreler kullanılarak uygulanabilecek tasarım değişiklikleri ve bunların gerilme yığılmasını azaltıma dereceleri incelenmiştir. Çalışmadan elde edilen sonuçlar, değiştirilmiş geçiş bölgesi formuna göre hazırlanan gövde numunelerinin düşey yorulma testlerinden elde edilen sonuçlarda karşılaştırılmıştır. 1. GİRİŞ Taşıt tasarımınındaki temel hedeflerden biri, süspansiyon sisteminde kullanılan yaylandırılmamış kütlenin azaltılmasıdır. Bu durum, yük taşıma kapasiteleri nedeniyle özellikle ağır taşıt uygulamalarında tercih edilen sabit aks konstrüksiyonları açısından önem taşımaktadır. Ancak bu gerçekleştirilirken süspansiyon sistemi yapı elemanlarının, yoldan gelen darbeli ve tekrarlı zorlanmalara karşı koyabilme yeteneğinin de korunabilmesi gerekir [1,2]. üksek kapasiteli bir ticari araçta kullanılmakta olan ve örneği Şekil 1 de görülen bir sabit arka aks konstrüksiyonunda, aks gövdesi cidarı % 13,6 oranında inceltilerek, yaylandırılmamış kütlenin azaltılması ve sistemin maliyetinin düşürülmesi hedeflenmiştir. Bu amaçla oluşturulan gövde prototipleri Şekil 2 de prensip şeması görülen düşey yorulma testine tabi tutulmuştur. Aks gövdesi prototiplerinin taşıma kapasitesi ve tekrarlı düşey yükler altındaki yorulma ömrünü belirlemede kullanılan bu testlerde gövde kollarına, yay taşıyıcı bağlantı noktalarından düşey doğrultuda monte edilen hidrolik silindirler, öngörülen test yükünü yorulma hasarı oluşuncaya kadar numuneye tekrarlı olarak uygulamaktadır. Üretici tarafından belirlenen uygunluk kriterine göre, bir gövde prototipinin bu testi geçebilmesi için en az yük tekrarı boyunca herhangi bir bölgeden hasara uğramaması gerekmektedir. Ancak Şekil 3 te geometrik yapısı görülen aks gövdesinin düşey yorulma testi sırasında, bazı numunelerin öngörülen bu sınıra ulaşmadan hasara uğradığı görülmüştür. Testlerde numunelerin yaklaşık 3, , yük tekrar sayısı aralığında ve genellikle, gövde kolu - diferansiyel yatağı geçiş bölgelerinde (E 1, E 2 ) hasara uğradığı belirlenmiştir [3,4]. Test sırasında oluşan hasara ait örnek Şekil 4 te verilmektedir. Hasarın nedenini belirlemek amacıyla, CATIA V5R15 yazılımı kullanılarak gövdenin üç boyutlu katı modeli oluşturulmuştur. Gövde malzemesinin imalat sonrası kazandığı mekanik özellikler çekme deneyleriyle belirlenmiştir. Bağlantı semeri Aks gövdesi ay ekseni Hava yayı ay taşıyıcı Şekil 1. Kamyon arka aks konstrüksiyonu Elde edilen sonuçlar ANSS Workbench V11.0 sonlu elemanlar paketinde değerlendirilerek, gövdenin gerilme analizi gerçekleştirilmiştir. Böylelikle yorulma hasarına neden olabilecek gerilme yığılma bölgeleri belirlenmiştir. Çatlağın hangi yük tekrar sayısında ortaya çıkacağı hakkında fikir edinmek amacıyla, hazırlanan gövde modelinin yorulma analizi yapılmıştır. C Destek temas ekseni A Silindir kuvveti Hidrolik silindirler TA TS TW c B Test numunesi Şekil 2. Düşey yorulma testinin şeması [3,4] D

2 2 134 E1 E2 - Kesiti L ` E1, E2 : Hasar bölgeleri ts 117 L Ölçüler mm cinsindendir. Şekil 3. Arka aks gövdesinin geometrisi [3,4] semerlerin monte edildiği A ve B noktalarına bağlanmaktadır. Arka aks konstrüksiyonunda kullanılan yay taşıyıcının Şekil 5 te görülen eksenden kaçık yükleme geometrisi nedeniyle, gövde üzerinde yay yükü ile orantılı ilave bir eğilme momenti (ΔM) meydana gelmektedir. Testlerde bu momenti numunelere uygulamak için, hidrolik silindirler aks kollarına eksenden c mesafesi kadar kaçık yerleştirilmiştir. F P Şasi bağlantısı f d e B Şekil 5. ay taşıyıcı üzerinde kuvvet çevrimi Şekil 4. Gövde numunesinde yorulma hasarı Bunun için, çekme deneyi sonuçlarından yola çıkılarak gövde malzemesinin Wöhler diyagramı, yorulma mukavemeti düzeltme faktörleri ışığında yaklaşık olarak oluşturulmuştur. Uygulanan analizden elde edilen sonuçlar ve test sonuçlarının uygunluğu değerlendirilmiştir. orulma ömrünün arttırılması için gövde geçiş bölgesinin formunu oluşturan geometrik parametreler, yay taşıyıcı - gövde bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği oranda değiştirilmiş, bu değişimlerin gerilme yığılmasına etkisi, sonlu elemanlar yöntemiyle incelenerek diyagramlar halinde verilmiştir. Elde edilen sonuçlar, düzenlenmiş geçiş formuna göre üretilen yeni gövde prototiplerinin düşey yorulma testlerinden elde edilen sonuçlarla karşılaştırılmıştır. 2. AKS GÖVDESİNİN DÜŞE ORULMA TESTİ Testler, Şekil 2 de prensip şeması görülen 80 ton kapasiteli bir test standında gerçekleştirilmiştir. Sistem, ayarlanabilir yüklemeye olanak sağlayan elektronik kumandalı iki hidrolik silindir ile tekerlek temas noktalarını temsil eden ve açıklığı aksın iz genişliği T W ye eşit C ve D desteklerinden oluşmaktadır. Silindirler, gerçek konstrüksiyonda ay başına nominal tasarım yükü F= 2850 kg olarak öngörülmektedir. Hava yaylarının monte edildiği tablalara düşey doğrultuda etkiyen bu yük, gövde üzerinde bağlantı noktalarında sistemin geometrisi nedeniyle, P= 4550 kg lık bir statik reaksiyon oluşturmaktadır. ol düzgünsüzlükleri nedeniyle taşıtın yaylandırılmış kütlesinde meydana gelecek düşey ivmelenme, bu yükü iki kata kadar çıkarabilmektedir. Bağlantı semerlerinden aks gövdesine iletilen yükün engebeli yol koşullarındaki dinamik karakteristiğinin belirlenebilmesi için RecurDyn ticari yazılımı kullanılarak, gövdenin uygulanacağı 45 ton kütleli, beş akslı ağır taşıt hazırlanan bir dinamik taşıt simülasyonu üzerinden, semer bağlantılarındaki düşey yükün engebeli yol koşullarında kg aralığında değiştiği belirlenmiştir. Dinamik analiz, tam yüklü durumda, taşıt arka aksının Şekil 6 da görülen engelden 20 km/h sabit hızla geçişini temsil etmektedir. Düşey yorulma testlerinde uygulanan yük, bu aralıkta periyodik olarak değiştirilmiştir. İdealize edilmiş test yükü Şekil 7 de görülmektedir. P Hareket yönü 100 mm 1400 mm

3 3 Şekil 6. Beş akslı taşıt modeli A P.g ΔM P.g ΔM = (F.g).f B 9100 C D Silindir yükü, P (kg) aman, t (s) Şekil 7. İdealize edilmiş test yükü [3] 3. SONLU ELEMANLAR ANALİİ Aks gövdesinin CATIA V5R15 paket yazılımı ile hazırlanmış üç boyutlu katı modeli, gerilme ve yorulma analizlerinin gerçekleştirilmesi amacıyla ANSS Workbench V11.0 ticari sonlu elemanlar yazılımına aktarılmıştır. Gövdenin sonlu elemanlar modeli Şekil 8 de verilmektedir. TS TW Şekil 9. ükleme modeli Aks gövdesini oluşturan üst ve alt kabuk elemanları, %0,19 C oranına sahip S460N (DIN EN ; Malzeme numarası: [6]) çelik sac malzemeden, preste sıcak olarak şekillendirilmektedir. Şekillendirme öncesinde sac levha 800ºC ye kadar ısıtılmakta, presleme sırasında malzemenin sıcaklığı C aralığında bulunmaktadır. Anılan ısıl ve mekanik işlemler nedeniyle, malzemenin mekanik özelliklerinde ortaya çıkacak değişikliklerin sonlu elemanlar analizinde dikkate alınabilmesi için üretimi tamamlanmış gövde örneklerinin geçiş bölgelerinden toplam beş adet numune çıkarılarak çekme deneyleri gerçekleştirilmiştir. Deneylerden elde edilen akma sınırı S y, çekme dayanımı S ut, ve kopma uzaması ε maks değerleri Tablo 1 de verilmektedir. Sonlu elemanlar analizinde kullanılan bu sonuçlar, yapılan beş adet deneyden elde edilen en düşük değerlerdir. Tablo 1. Çekme deneyi sonuçları Şekil 8. Gövdenin sonlu elemanlar modeli Bu modelde her biri üçer doğrusal serbestlik derecesine sahip toplam on düğümden oluşan SOLID187 elemanı kullanılmıştır [5]. Sistemi oluşturan elemanlar arasındaki temas CONTA174 ve TARGE170 elemanları kullanılarak modellenmiştir. Hasar bölgeleri dışında başka bir kritik bölgenin bulunup bulunmadığını belirleyebilmek için ilk aşamada modelin tüm bölgelerinde eşit eleman yoğunluğu kullanılmıştır. Model, eleman ve düğümden oluşmaktadır. Test koşullarının sonlu elemanlar analizine yansıtılabilmesi için gövde, Şekil 8 de görülen C ve D silindirik destekleri üzerine yerleştirilmiştir. Aynı zamanda sınır koşullarını da ifade eden bu destekler yalnızca kendi eksenleri etrafında dönebilmekte olup diğer yönlerde dönme ya da öteleme serbestliğine sahip değildir. En yüksek zorlanma durumunu simüle etmek için sonlu elemanlar analizinde gövde modeline, testlerde kullanılan P= 9100 kg lık maksimum düşey yük ve bunun oluşturduğu ilave eğilme momenti (ΔM), bağlantı semeri montaj noktalarından, Şekil 9 da görüldüğü gibi uygulanmıştır. Malzeme S460N (1.8901) E (GPa) ν S y (MPa) S ut (MPa) ε maks (%) 208,5 0,3 497,5 629,9 26,8 Gövdenin gerilme analizi, 1,86 GHz Intel quad-core eon işlemcili HP xw8400 Workstation yardımıyla, ANSS Workbench V11.0 sonlu elemanlar paketi kullanılarak gerçekleştirilmiştir. Malzemenin davranışı izotropik olarak tanımlanmıştır. Analizlerde, gövde kolu - diferansiyel yatağı geçişinde; F 1 ve F 2 bölgelerinde gerilme yığılmaları oluştuğu belirlenmiştir. Nominal tasarım yükü P= 4550 kg için yapılan analizde maksimum von Mises gerilmesi maks = 194,33 MPa ve statik yükleme durumundaki emniyet katsayısı n= 2,57 olarak hesaplanmıştır. Taşıt simülasyonundan elde edilen P= 9100 kg lık maksimum yük yay taşıyıcı semerine statik olarak uygulandığında, maks = 388,7 MPa ve n= 1,28 değerleri elde edilmiştir. Literatürde statik yükleme için minimum emniyet katsayısı n= 1,2 olarak önerildiğinden, gövdenin statik mukavemet bakımından yeterli olduğu söylenebilir [7]. Maksimum yükleme için alt kabuktaki eşdeğer von Mises gerilmesi dağılımı Şekil 10 da verilmektedir. Testler sırasında yorulma hasarı oluşan bölgelerde gerilme yığılması bulunmaktadır.

4 F1 Eşdeğer von Mises gerilmesi (MPa) Diferansiyel kovanı bağlantı çemberi F2 çubuk biçimli ideal deney numunesini temsil etmektedir. Aks gövdesi benzeri karmaşık yapılı ve belirli yüzey pürüzlülüğüne sahip parçaların yorulma hesaplarında, bu değer tasarım, imalat ve çevresel etkiler gibi çeşitli etkenleri içeren, düzeltme faktörler ile birlikte değerlendirilmelidir [11]. Böylece S e ; S = k k k k k S (2) e a b c d ' e e 4 Şekil 10. Gövde alt yarımında gerilme dağılımı 4. ORULMA ANALİİ Gövde işletim sırasında sürekli olarak dinamik zorlanmalarla karşı karşıya bulunduğundan, statik zorlanma yanında yorulma mukavemeti açısından da değerlendirilmiştir [3,4]. Bunun için S460N malzemesinin Wöhler diyagramı, Şekil 11 de görülen pratik bir yöntem yardımıyla, çekme deneyi sonuçları üzerinden yaklaşık olarak oluşturulmuştur. İlk olarak, diyagramı düşey eksende sınırlayan iki yatay asimptot olan S a1 = S ut - m ve S a2 = S e gerilme değerleri hesaplanmıştır. S a1 in N alt = 10 2 yük tekrar sayısına kadar, S a2 nin ise çelik malzemeler için sürekli mukavemet sınırı olarak bilinen N üst = 10 6 tekrar sayısından sonra sabit kaldığı kabul edilmiştir. Elde edilen iki kesişim noktası arasında diyagramın, Basquin Bağıntısı uyarınca doğrusal karakteristiğe sahip olduğu düşünülmüştür [8]. log Sa Sa1= Sut - m Sa k.n= sabit S a2= S e Nalt Nüst log N Şekil 11. Wöhler diyagramının yaklaşık çizimi S a1 in belirlenmesinde kullanılan ortalama gerilme m, yorulma testleri sırasında uygulanan maksimum ve minimum düşey yüklere denk düşen gerilmelerin ortalaması olup; maks + min m = (1) 2 bağıntısından bulunmuştur. Sonlu elemanlar analizlerinden elde edilen değerler yardımıyla m = 198,22 MPa olarak hesaplanmıştır. S e gövde malzemesinin düzeltilmiş yorulma mukavemeti olup, ideal yorulma dayanımı S e ' üzerinden hesaplanmıştır. Çekme dayanımı 1400 MPa dan düşük çelik malzemeler için S e ', malzemenin çekme dayanımının yaklaşık 0,504 katı olarak verilir [9;10]. Ancak bulunan bu değer, yüzeyi çok hassas işlenmiş, dairesel kesitli ve şeklinde ifade edilir. üzey faktörü k a, imalat b yöntemine bağlı olup; k a = as ut bağıntısıyla tanımlanır. Şekillendirme sonrasında parça yüzeyi, sıcak haddelenmiş sacın yüzeyindekine yakın pürüzlülük özelliği kazanmaktadır. Bu durum için a= 57,7 ve b= olarak verilir [9]. Çekme deneylerinden elde edilen S ut = 629,9 MPa için k a = 0,564 değerini alır. Bununla birlikte, gövdeye imalatın son aşamasında uygulanan kumlama işlemi yüzey yorulma mukavemetini arttırmaktadır. Bu artış çelikten mamul makine parçaları için literatürde yaklaşık %70 olarak verildiğinden, k a = 0,959 olarak düzeltilmiştir [8]. Aks gövdesinin kritik kesitlerinde kesit yüksekliği h, 50 mm den büyük olduğundan boyut faktörü k b = 0,75 alınmıştır. Eğilme zorlamasında yük faktörü k c = 1 olup, işletim sıcaklığının T= C aralığında olması durumunda sıcaklık faktörü k d = 1 olarak hesaba katılmaktadır [12]. Gövdenin hasara uğrayan bölgelerinde gerilme yığılması oluştuğu, statik analizlerde belirlenmiştir. Bu nedenle yukarıda açıklanan faktörlere ek olarak, gerilme yığılmasına bağlı düzeltme faktörü k e nin de dikkate alınması gerekir. Anılan değer; 1 K k e = (3) f şeklinde hesaplanır. Burada K f yorulma için gerilme yığılma faktörüdür. Güvenliğin ön planda tutulduğu konstrüksiyonlarda K f, statik gerilme yığılma faktörü K t ye eşit alınabilir [9]. Gövdenin Şekil 3 te verilen boyutları ve karmaşık şekli göz önüne alındığında K t nin standart literatürden elde edilebilmesi oldukça zor olduğundan, gerilme yığılma faktörü kavramının tanımını veren; K t p = (4) n bağıntısından yararlanılmıştır. Bağıntıda, p çentik etkisi nedeniyle ortaya çıkan maksimum gerilmeyi, n ise anılan bölgede gerilme yığılması oluşturan etmen bulunmaması durumunda, aynı yüklemede ortaya çıkması beklenen nominal gerilmeyi simgelemektedir [8;13]. p = maks =388,7 MPa olarak alınmıştır. Nominal gerilme n, Şekil 10 da verilen yükleme modeli üzerinden; = M n (5)

5 5 şeklinde hesaplanmış, gövde kendi ekseni boyunca, hasarın ortaya çıktığı kritik kesit formuna sahip, eğilmeye maruz üniform basit bir kiriş gibi düşünülmüştür [14]. Kritik kesitteki maksimum eğilme momenti Şekil 5 ve Şekil 10 üzerinden; değişikliğin üç geometrik parametreye bağlı olduğu saptanmıştır. Bu parametrelerdeki değişimlerin gerilme yığılmasını hangi ölçüde değiştirdiği incelenmiştir. Şekil 13 te geçiş kesiti üzerinde görülen geometrik parametreler; T M = P.g. W T 2 S d + f. e (6) bağıntısı yardımıyla, M= 41, N.mm ve kesitin mukavemet momenti = mm 3 olarak hesaplanmıştır. Böylece n = 329 MPa bulunmuştur. Bu durumda K t K f = 1,181 ve k e = 0,846 değerlerini almaktadır. Elde edilen değerler yardımıyla oluşturulan Wöhler diyagramı ANSS Workbench V11.0 kullanıcı arayüzünde tanımlanmış ve gerilme-ömür (stress-life) yaklaşımı kullanılarak, sonsuz ömür kriterine göre yorulma analizi gerçekleştirilmiştir. Analizde, m >0 durumunda kullanılması önerilen seçeneklerden biri olan Düzeltilmiş Goodman aklaşımı uygulanmıştır [8]. Bu yaklaşım, n emniyet katsayısı olmak üzere; Geçiş uzunluğu, L Geçiş yuvarlatması, R ve Kesit yuvarlatması, r şeklindedir. Kesiti ( görünüşü) E 2 r görünüşü kesiti R S a e + S m ut = 1 n (7) bağıntısıyla tanımlanır. Burada gerilme genliği a ; maks min a = (8) 2 şeklindedir. Gövde alt yarımındaki emniyet katsayısı dağılımı Şekil 12 de görülmektedir. orulma emniyet katsayısı F1 Şekil 12. Alt kabukta emniyet katsayısı dağılımı Parçanın dış yüzeyinde en erken hasar başlangıcının F 1 bölgesinde ve yaklaşık N= yük tekrar sayısı aralığında ortaya çıkacağı belirlenmiştir. Bu bölgedeki emniyet katsayısı n= 0,93 olarak hesaplanmıştır. İç yüzeyde minimum emniyet katsayısı, gerilme yığılmasının en yüksek olduğu F 2 bölgesinde n= 0,767 değerini almaktadır. Bunun anlamı, her iki bölgede de parça için öngörülen minimum sınır olan ten daha düşük yük tekrar sayılarında hasar oluşmasının mümkün olduğudur. Belirlenen iki kritik bölge dışında parça, sonsuz ömür koşulunu (N> 10 6 yük tekrarı) sağlamaktadır. F2 L L : Geçiş uzunluğu R : Geçiş yuvarlatması r : Kesit yuvarlatması E 2 : Hasar başlangıcı Şekil 13. Geçiş kesitinde geometrik parametreler Tasarım iyileştirme aşamasında, söz konusu parametreler asıl katı model üzerinde, Şekil 14 te görülen yay taşıyıcı bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği ölçüde değiştirilmiştir. Bu değişimlerin gerilme yığılmasına olan etkileri, en yüksek gerilmenin ortaya çıktığı F 2 bölgesi için diyagramlar halinde verilmiştir. Diyagramlarda tanımlanan 0 alt indisi parametrenin başlangıç değerini, 1 ise değiştirilmiş değeri temsil etmektedir. Diyagramlar bu iki değerin oranı şeklinde düzenlenmiştir. Parametrelerin değiştirilmiş değerlerine göre oluşturulan yeni modellerin sonlu elemanlar analizlerinde, işlem süresini kısaltmak amacıyla yalnızca kritik bölgelerde eleman yoğunluğu arttırılmıştır. Böylelikle bilgisayar işlem süresi, model başına yaklaşık dörtte üç oranında azaltılmıştır. Eleman yoğunluğu düzenlenmiş sonlu elemanlar modellerinin bir örneği Şekil 15 te görülmektedir. 5. TASARIMIN İİLEŞTİRMESİ Gövdenin kritik bölgelerde yorulma ömrünün arttırılması, büyük ölçüde gerilme yığılmasının azaltılmasına bağlıdır. Bunun için gövde-kol geçişinde tasarım değişikliğine gidilmesi öngörülmüş, anılan

6 6 L Bağlantı semeri U civatası ay taşıyıcı Şekil 14. Gövdenin yay taşıyıcıya bağlanması (mm) Şekil 15. Geçiş kesitinde düzenlenmiş sonlu elemanlar ağı İlk olarak geçiş yuvarlatmasındaki (R) artışın maks üzerindeki etkisi incelenmiştir. Prensibi Şekil 16 da görülen bu uygulamada, R değeri %10 ve %20 oranlarında arttırılmış iki yeni modele, yükleme koşulları aynı kalmak suretiyle sonlu elemanlar analizi uygulanmıştır. apılan değişikliğin F 2 bölgesindeki gerilme yığılmasına etkisi Şekil 17 de görülmektedir. Şekil 17. Geçiş yuvarlatmasındaki artışın F 2 bölgesinde gerilme yığılmasına etkisi Buna göre, R 1 = 1,2R 0 olması durumunda maks ın %8,2 oranında azaldığı belirlenmiştir. İkinci aşamada, R 1 =1,2R 0 koşulu değiştirilmeden kesit yuvarlatması r, arttırılarak analiz tekrarlanmıştır. r Değerinin artımı için verilen sınırlama yüzey basıncıyla ilgilidir. Bu değer arttırıldıkça, Şekil 14 te görülen bağlantı semerinin gövde koluna temas ettiği oturma yüzeyi azalmakta, bu da bu bölgede parçaya etkiyen yüzey basıncını arttırmaktadır. Bu nedenle, r 1 /r 0 oranının 1,27 değerini aşmaması istenmektedir. Bu sınırlamaya uygun olarak hazırlanan modellerin analizinde, anılan değerin en düşük gerilme yığılmasını verdiği görülmüş, maks değerinin yaklaşık %17 oranında azaldığı belirlenmiştir. Son olarak L geçiş uzunluğunda Şekil 18 e göre yapılacak artımın etkileri incelenmiştir. Söz konusu değişiklik, Şekil 14 ve Şekil 18 de görüldüğü gibi bağlantı semerlerinin ve U civatalarının konumuyla sınırlandırılmaktadır. Bu nedenle L, gövdenin kısa kolu ve bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği L 1 =1,04L 0 ölçüsünde arttırılmış, yapılan analizlerde maks açısından düşük değerin r 1 /r 0 =1,18 için elde edildiği görülmüştür. Bu değer aynı zamanda yüzey basıncı sınırlaması açısından r 1 /r 0 =1,27 oranına göre daha uygundur. Gerçekleştirilen son iki uygulamaya ait sonuçlar toplu olarak Şekil 19 da verilmektedir. L0 R0 R1 Diferansiyel kovanı montaj yüzeyi Düzenlenmiş tasarım İlk tasarım Aks gövdesi İlk tasarım Düzenlenmiş tasarım Diferansiyel kovanı montaj yüzeyi L0 L1 Maksimum gerilme, maks (MPa) Şekil 16. Geçiş yuvarlatmasının arttırılması Series1 Poly. (Series1) , ,20 Geçiş yuvarlatma oranı, R1 / R0 (-) Maksimum gerilme, maks (MPa) Şekil 18. Geçiş uzunluğunun değiştirilmesi ,00 350,00 Series1 360,00 R 1 / RSeries2 0 = 1,2 340,00 350,00 Series1 Poly. (Series 2) 340,00 330,00 320,00 310,00 300,00 290,00 280,00 330, ,00 310, ,00 290,00 L1 / L0 = 1,00 L 1 / L 0 = 1,04 Series2 Poly. (Series 1) Poly. (Series2) Poly. (Series1) 280, ,09 1,18 1,27 Kesit yuvarlatma oranı, r1 / r0 (-)

7 7 Şekil 19. Kesit yuvarlatmasındaki artışın farklı L 1 /L 0 oranları için F 2 bölgesinde gerilme yığılmasına etkisi Şekil 17 ve Şekil 19 dan elde edilen sonuçlar ışığında, L 1 /L 0 =1,04, r 1 /r 0 = 1,18, R 1 /R 0 =1,20 oranlarına göre yeniden düzenlenmiş aks gövdesinde maksimum gerilmenin maks =292,3 MPa değerine kadar düştüğü belirlenmiştir. Ayrıca söz konusu gerilme değerinin, hesaplanan teorik nominal gerilmeden düşük olduğu da görülmüştür. Bunun anlamı, K t nin 1 den daha küçük bir değer almasıdır. Böyle bir durum pratikte mümkün olamayacağından, yorulma analizlerinde K t 1 kabul edilmiştir. Bu değer ve hesaplanan yeni m ışığında oluşturulan Wöhler diyagramına göre yapılan yorulma analizinde, parça genelinde sonsuz ömür koşulunun sağlandığı belirlenmiştir. Minimum emniyet katsayısı, değiştirilmiş gövde formu için n 1,16 değerini almaktadır. 6. DENESEL DOĞRULAMA L 1 /L 0 =1,04, r 1 /r 0 = 1,18, R 1 /R 0 =1,2 Değerleri kullanılarak üretilen dört adet test numunesi P= kg yükleme aralığında düşey yorulma testine tabi tutulmuştur. Testlerde, çevrim sayısı boyunca hiçbir numunenin kritik bölgelerinde hasar oluşumu gözlenmemiştir. Özel olarak, numunelerden bir tanesinin testi 7, tekrar sayısına kadar sürdürülmüş ve benzer sonuç alınmıştır. Testi tamamlamış numunelere ait örnek Şekil 20 de görülmektedir. durumunda gövdenin mukavemet koşullarını sağladığı; ancak aynı yükün belirli bir yükleme aralığında tekrarlı olarak uygulanması durumunda tasarım için öngörülen minimum yük tekrar sayısından daha önce hasar oluşabileceği ortaya konmuştur. Tasarımın iyileştirilmesi amacıyla, gövde geçiş kesitinin formunu oluşturan parametreler belirlenmiştir. Bu parametrelerin değişik değerleri için yapılan sonlu elemanlar analizlerinde, gerilme yığılmasını en çok etkileyen parametrenin kesit yuvarlatması (r) olduğu sonucuna ulaşılmıştır. Ancak bu değer, yüzey basıncındaki artış nedeniyle sınırlı ölçüde arttırılabilmektedir. Bu nedenle gerilme yığılmasındaki düşüş diğer parametrelerle desteklenmiştir. Gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizleri, yapılan parametrik iyileştirmelerle, kritik bölgede maksimum gerilmenin %25 oranında azaltılabildiğini göstermiştir. Bu şekilde elde edilen en düşük maks değeri için yapılan yorulma analizinde gövdenin sonsuz ömür koşulunu sağladığı belirlenmiştir. Parametrelerin yeni değerlerine göre oluşturulan numunelerle gerçekleştirilen düşey yorulma testlerinde, üretici tarafından öngörülen yük tekrar sayısına hasarsız şekilde ulaşılabildiği görülmüştür. apılan çalışma, incelenen arka aks gövdesini oluşturan üst ve alt kabuğun, sonsuz ömür koşulu da korunarak, %12,3 oranında hafifletilebileceği göstermektedir. TEŞEKKÜR azarlar, çalışma kapsamında sunduğu lisanslı yazılım, bilgisayar donanımı ve test olanaklarından dolayı, Ege Endüstri ve Ticaret A.Ş. ye teşekkür eder. KANAKÇA Şekil 20. İyileştirilmiş gövde prototipinin geçiş bölgelerinin 7, yük tekrarı sonrası görünümü 7. SONUÇ Düşey yorulma testi koşulları esas alınarak gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizinde belirlenen gerilme yığılma bölgelerinin, testlerde hasara uğrayan bölgelerle tam olarak örtüştüğü görülmüştür. Maksimum düşey yükün statik olarak etkimesi [1] Kuralay NS, Motorlu Taşıtlar; Temel ve Tasarım Esasları, apı Elemanları, Cilt 1; Tahrik ve Sürüş Sistemleri, TMMOB Makina Mühendisleri Odası, ayın No: MMO/2008/484, İzmir, 2008 [2] Reimpell J, Stoll H, Betzler JW, The Automotive Chassis: Engineering Principles, Butterworth- Heinemann, 2002, s.39 [3] Topaç MM, Günal H, Kuralay NS, Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysis, Eng Fail Anal 2009; ISSN , DOI: /j.engfailanal [4] Topaç MM, Günal H, Kuralay NS, Kamyon arka aks gövdesinde oluşan yorulma hasarının sonlu elemanlar yöntemiyle incelenmesi, Mühendis ve Makina, TMMOB Makina Mühendisleri Odası Aylık ayın Organı, Cilt 49, Sayı 583, Ağustos 2008, s. 3-10, ISSN [5] ANSS Theory Reference, ANSS Release 10.0, ANSS, Inc.; 2005 [6] üksel M, Malzeme Bilimleri Serisi-Cilt 1: Malzeme Bilgisi, TMMOB Makina Mühendisleri Odası, ayın No: MMO/2003/271/2, Ankara, 2003, s.338 [7] Rende H, Makina Elemanları, Cilt 1, Seç ayın Dağıtım, İstanbul, 1996, s.3-21

8 [8] Schijve, J., Fatigue of Structures and Materials, Kluwer Academic Publishers, Dordrecht, Netherlands, 2001, s [9] Shigley JE, Mischke C, Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill, Inc., New ork, 1989, s [10] Lee L, Pan J, Hataway R, Barkey M, Fatigue Testing and Analysis, Elsevier Butterworth- Heinemann, New ork, 2005, s.162 [11] Smith M, Fisher F, Romios M, Es-Said OS, On the Redesign of a Shear Pin Under Cyclic Bending Loads, Eng Fail Anal 2007;14; [12] Shigley JE, Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill Kogakusha, Ltd., Tokyo, 1977, s.196 [13] Pilkey WD, Pilkey DF, Peterson s Stress Concentration Factors, 3rd. ed, John Wiley & Sons, Inc, New ork, 2008, s.159 [14] Gordon KW, Design, evaluation and selection of heavy-duty rear axles, SAE Transactions, Vol.63, 1955, s