BĠR OTOBÜS GÖVDESĠNĠN YAPISAL AÇIDAN DEĞERLENDĠRĠLMESĠ. YÜKSEK LĠSANS TEZĠ Süheyla KABASAKAL. Anabilim Dalı : Uçak Mühendisliği

Transkript

1 ĠSTANBUL TEKNĠK ÜNĠVERSĠTESĠ FEN BĠLĠMLERĠ ENSTĠTÜSÜ BĠR OTOBÜS GÖVDESĠNĠN YAPISAL AÇIDAN DEĞERLENDĠRĠLMESĠ YÜKSEK LĠSANS TEZĠ Süheyla KABASAKAL Anabilim Dalı : Uçak Mühendisliği Programı : Uçak Mühendisliği Tez DanıĢmanı: Prof. Dr. Zahit MECĠTOĞLU EYLÜL 2011

2

3 ĠSTANBUL TEKNĠK ÜNĠVERSĠTESĠ FEN BĠLĠMLERĠ ENSTĠTÜSÜ BĠR OTOBÜS GÖVDESĠNĠN YAPISAL AÇIDAN DEĞERLENDĠRĠLMESĠ YÜKSEK LĠSANS TEZĠ Süheyla KABASAKAL ( ) Tezin Enstitüye Verildiği Tarih : 24 Ağustos 2011 Tezin Savunulduğu Tarih : 30 Eylül 2011 Tez DanıĢmanı : Prof. Dr. Zahit MECĠTOĞLU (ĠTÜ) EĢ DanıĢman : Prof. Dr. Temel BELEK (ĠTÜ) Diğer Jüri Üyeleri : Doç. Dr. Vedat Z. DOĞAN (ĠTÜ) EYLÜL 2011

4

5 i

6 ÖNSÖZ Son on beş yılda Türkiye de otomotiv sektörünün geldiği noktayı özellikle ticari araç imalatı açısından değerlendirdiğimizde başarılı buluyor olsamda, marka yaratma, ürün tasarımı ve geliştirme ayağının maalesef aynı başarıyı gösteremediğini söylemek pek de yanlış olmayacaktır. İmalattan edinilen tecrübenin yanında, yetişmiş kalifiye insan kaynağının varlığını korumak ve bu bilgi birikimini gelecek nesillere birşeyler katarak aktarabilmek için stratejik ve sürdürülebilir kararlara ihtiyaç duyulmaktadır. Bu sektör içinde on yıldan fazla zamandır çalışan biri olarak, tasarım ve geliştirme sürecinde edindiğim tecrübeyi bu çalışma ile derleme şansı bulmaktan son derece mutluluk duymaktayım. Değerli katkılarından ve motivasyonların dolayı başta danışmanım ve hocam sayın Prof. Dr. Zahit Mecitoğlu na, sevgili annem Sevim Gözel e ve eşim Mustafa Kabasakal a teşekkürü bir borç bilirim. Haziran 2011 Süheyla Kabasakal (Uzay Mühendisi) ii

7 iii

8

9 ĠÇĠNDEKĠLER ÖNSÖZ... ii ĠÇĠNDEKĠLER...v KISALTMALAR... vii ÇĠZELGE LĠSTESĠ... ix ġekġl LĠSTESĠ... xi ÖZET... xiii 1. GĠRĠġ Motorlu Araçların Kısa Tarihçesi Otobüs Hakkında Genel Bilgi Günümüzde Otobüsler OTOBÜS GÖVDE TASARIMI Ürün Tasarım ve Geliştirme Süreci Program başlangıcı Konsept belirleme ve ön tasarım Bilgisayar ortamında tasarım değerlendirme ve doğrulama Fiziksel prototip ve tasarım doğrulama Aracın üretimi OTOBÜS GÖVDESĠ SONLU ELEMANLAR MODELĠ Genel Olarak Modelleme Otobüs Yapısının Modellenmesi YAPISAL ANALĠZLER Araç Modeli Araç ve Sistem Seviyesi Analizler Araç Burulma Direngenliği Analizi Modelleme Yükleme Analiz ve sonuçlar Araç teorik modal analizi ve burulma modu tesbiti Sınır şartları ve yükleme Analiz ve sonuçlar Aks yükleri altında yüksek gerilme noktalarının belirlenmesi ve iyileştirilmesi Aks yükleri ile statik gerilme analizi g yükleri altında gövde analizi Sonuçlar Sistem seviyesi analizler Motor kulakları statik yük dağılımı hesaplama ve gerilme analizi Modelleme Yük tayini analizi Statik gerilme analizi...63 Sayfa v

10 Analiz ve sonuçlar Ön ve Arka Çeki Kancası Bölgesi Yapısal Analizi Modelleme Sınır şartları ve yükleme Analiz ve sonuçlar Egzoz sistemi dayanım analizleri Modelleme Analiz ve sonuçlar Direksiyon sisteminin titreşim açısından geliştirilmesi SONUÇ VE DEĞERLENDĠRME KAYNAKLAR vi

11 KISALTMALAR FEM CAE CAD SPC PU RTM : Sonlu Elemanlar Metodu : Bilgisayar Destekli Analiz : Bilgisayar Destekli Tasarım : Tek Nokta Sınır Koşulu : Poliürethan : Resin Transfer Moulding vii

12 viii

13 ÇĠZELGE LĠSTESĠ Çizelge 2.1 : Analiz hedef değerleri Çizelge 2.2 : Tasarımı yapılan otobüse ait araç spesifikasyonu Çizelge 3.1 : 2-boyutlu elemanlar için limit değerler Çizelge 3.2 : Hypermesh programında dönme serbestliklerinin bırakılması...25 Çizelge 3.3 : FEM modelinde kullanılan malzeme mekanik özellikleri Çizelge 4.1 : Burulma direngenliği analizi sınır şartları Çizelge 4.2 : Otobüs yapısının doğal frekans sonuçları Çizelge 4.3 : g yükleme şekli Çizelge 4.4 : Motor bölgesi doğal frekans analiz sonuçları Sayfa ix

14 x

15 ġekġl LĠSTESĠ ġekil 1.1 : Cugnot ve Trevithick in buharlı araçları ġekil 1.2 : Mercedes Benz marka bir otobüs ġekil 1.3 : (a) Düşük tabanlı ve (b) Normal tabanlı otobüs örnekleri ġekil 1.4 : 24 m otobüs örneği ġekil 1.5 : 5.5m otobüs örneği ġekil 1.6 : Yerli hibrit araç prototipleri ġekil 2.1 : Yeni otobüs projesi ürün geliştirme süreci...11 ġekil 2.2 : Tasarım doğrulama süreci ġekil 2.3 : Tasarımı yapılan otobüse ait genel ölçüler ġekil 3.1 : Dört nodlu ve dört kenarlı elastik kabuk eleman ġekil 3.2 : ACM2 bağlantı elemanının yapısı [1]...22 ġekil 3.3 : Hava körüğü üst tablası FEM modeli ġekil 3.4 : 4 hava körüklü süspansiyon FEM modeli ġekil 3.5 : Yaprak yay tipi süspansiyonlar için FEM modeli ġekil 3.6 : Ön süspansiyon FEM modeli ġekil 3.7 : Eşlenik düğüm bağlantısı örneği ġekil 4.1 : Yay-kütle sistemi...29 ġekil 4.2 : Özdeğer çözüm metodlarının karşılaştırılması ġekil 4.3 : (a) Taşıyıcı karkas modeli (BIP), (b) Camlı taşıyıcı karkas modeli (BIW), (c) Araç modeli ġekil 4.4 : Tek serbestlik dereceli bir sistem için frekans tepki fonksiyonu (He, 2001) ġekil 4.5 : Araç karkas modelinin (BIW), sistem seviyesinde parçalanmış hali ġekil 4.6 : Araç FEM modeli ġekil 4.7 : Araç ön gövdesi ġekil 4.8 : Araç arka gövdesi ġekil 4.9 : Koltuk FEM modeli ġekil 4.10 : Yakıt deposu FEM modeli ġekil 4.11 : Burulma direngenliği analizi için sınır şartları ve yükleme ġekil 4.12 : Burulma direngenliği hesaplama ġekil 4.13 : Modal analiz test ve bilgisayar ortamında akış şeması ġekil 4.14 : Burulma moduna ait mod şekli ġekil 4.15 : Düşey yönde gelen aks kuvvetleri; (a) ön, (b) arka ġekil 4.16 : Fren durumunda oluşması beklenen kuvvetler; (a) ön, (b) arka ġekil 4.17 : Viraj durumunda arka aks yükleri ġekil 4.18 : Düşey yükleme altında gerilme dağılımı; (a) ön aks bölgesi, (b) arka aks bölgesi ġekil 4.19 : Frenleme sırasında gerilme dağılımı; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi..55 ġekil 4.20 : Viraj alma sırasında gerilme dağılımı; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi..56 ġekil 4.21 : Kasis sırasında gerilme dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi Sayfa xi

16 ġekil 4.22 : Kasis ve fren sırasında gerilme dağılımı; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi ġekil 4.23 : Viraj alma sırasında gerilme dağılımı; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. 59 ġekil 4.24 : Motor kulakları yük belirleme analizi için hazırlanan FEM modeli ġekil 4.25 : Kardan mili rijit elemanın modellemesi ġekil 4.26 : Motor kulakları yük belirleme analizi sınır şartları ve yüklemeler ġekil 4.27 : Kulak braketi FEM modeli ġekil 4.28 : 3g_z ivmelenme durumunda kulak braketlerine gelen yükler ġekil 4.29 : Statik gerilme analizi yükleme durumu ve sınır şartları ġekil 4.30 : Arka kulak braketi statik analiz sonucu gerilme dağılımı ġekil 4.31 : Çeki kancası bölgesi FEM modeli; (a) ön, (b) arka ġekil 4.32 : Ön çeki kancası bölgesi analiz sonuçları ġekil 4.33 : Arka çeki kancası bölgesi analiz sonuçları ġekil 4.34 : Egzoz sistemi geometrisi ve FEM modeli ġekil 4.35 : Egzoz sistemi statik analiz sonuçları ġekil 4.36 : Rölanti devri için modal gerilme dağılımı ġekil 4.37 : Egzoz braketi noktasal taşınım sonuçları ġekil 4.38 : Egzoz braketi modifikasyon önerisi ġekil 4.39 : Motor üzerinden toplanmış olan ivmelerin seviyesi ġekil 4.40 : Zorlanmış titreşimler altında yapıdaki gerilme dağılımı- 20 Hz ġekil 4.41 : Rölanti esnasında prototip araçta ölçülen seviye ile hedef seviyenin kıyaslanması ġekil 4.42 : Sürüş esnasında prototip araçta ölçülen seviye ile hedef seviyenin kıyaslanması ġekil 4.43 : Titreşim seviyesine katkısı olan mod şekli ġekil 4.44 : Önerilen değişiklikler ġekil 4.45 : Baz durum ve önerilen durumun titreşim seviyesi kıyaslaması ġekil 4.46 : Önerilerin araç üzerinde gösterilmesi ġekil 4.47 : Son öneri ile beraber titreşim seviyeleri xii

17 BĠR OTOBÜS GÖVDESĠNĠN YAPISAL AÇIDAN DEĞERLENDĠRĠLMESĠ ÖZET Bu çalışmada, yeni bir otobüsün taşıyıcı karkas yapısının, araştırma geliştirme süresince, pazarın isterleri doğrultusunda, tasarımı ve doğrulama çalışmaları gerçekleştirilmiştir. Tasarım doğrulama çalışmaları, araç seviyesi ve bazı önemli sistemler için bilgisayar destekli analizler ile farklı yaklaşımlar ortaya konularak gerçekleştirilmiş ve değerlendirilmiştir. Araç seviyesi analizler kapsamında, gövdenin aks yükleri altında gerilme dağılımı, burulma direngenliği analizi, modal analiz çalışmaları yapılmıştır. Sistem ve alt sistem seviyesi için ise, motor kulaklarının motor ve aktarma organları yükleri altındaki durumu, egzoz ve direksiyon sistemlerinin dinamik açıdan kontrol edilmesi ve son olarak çeki kancasının yükleme altındaki durumları kontrol edilmiştir. Bu çalışmaların doğru bir şekilde yürütülebilmesi için, ilgili analizlere yönelik sonlu elemanlar modellerinin hazırlanma yöntemleri ve kalite kriterleri ile ilgili bilgiler verilmiştir. Yapılan ilk analizler neticesinde, daha önceki çalışmalarda belirlenmiş hedef seviyelere göre veya malzeme kriterlerine göre, değerlendirmeler yapılmış, iyileştirme gereken koşullarda geliştirme çalışmaları yapılmıştır. Sonuç olarak, araç prototip imalatına kadar, sanal ortamda geliştirme çalışmaları yapılmış; prototip imalatından sonra, yapılan analiz çalışmalarının doğrulanması için test çalışmaları yakından takip edilmiştir. xiii

18 xiv

19 STRUCTURAL EVALUATION OF A BUS BODY This thesis covers the design and design verification of a bus body for structural considerations under the requirements received from potential customers during the research and product development process. This process involves the development of vehicle, system and sub-system level evaluation by computer aided engineering. Vehicle level analysis involve, torsional stiffness, modal analysis and stress distribution under suspension loading. System and sub-system level analysis involve, engine mount stress distribution due to powertrain weight, dynamic analysis of steering wheel and exhaust system and rear and front tow hook linear static analysis. In order to have a better understading of the analysis procedure, modeling details and element quality criteria were introduced. Initial analysis results were compared with the targets set previously and in case where the levels exceeded, development work had been done. As a results, until the manufacturing of a prototype, all virtual development work were done; after the prototype manufacturing, tests were followed closely to verify the analyses that were done. xv

20 xvi

21 1. GĠRĠġ Otobüs, karayolu taşıma yönetmeliğine göre M3 kategorisinde, yolcu taşıma amacıyla tasarımlanmış ve imal edilmiş, sürücü koltuğuna ilave olarak sekizden fazla oturma yeri olan ve azami kütlesi 5 tonu aşan motorlu araç olarak tanımlanmaktadır. Yeni bir otobüs modeli tasarımında, araç gövde yapısının dayanımını değerlendirmek amacıyla bilgisayar destekli analiz ve test metodları kullanılmaktadır. Otobüs gövdesinin temel fonksiyonlarını istenen ömürde yerine getirebilmesinin yanında, bazı sistem ve parçalar için de kanuni zorunlulukları yerine getirecek şekilde tasarımlarının yapılmış olması beklenmektedir. Otobüs tasarımı; kullanım yeri, müşteri profili ve yönetmelikler gibi belirleyici kısıtlar etrafında gerçekleştirilmektedir. Genellikle, şehir içi ve şehirlerarası kullanım olarak iki ana başlık altında sınıflandırılabilirler. Servis şekline göre, otobüs tasarımında birçok farklı parametre devreye girmektedir. Örnek olarak, yolcu taşıma kapasitesi, kat edeceği mesafe, kullanıcı ülkenin yönetmelikleri verilebilir. Ayrıca, otobüs geliştirme süreçleri de göz önüne alınarak, yeni geliştirilecek aracın, piyasaya çıktığında, piyasanın ihtiyaçlarını karşılayabilecek bir konfigürasyonda olması gereklidir. Yani, toplu taşımacılık sektöründeki eğilimlerin tahmin edilmesi ve araç özelliklerinin buna bağlı olarak ortaya konulması zorunludur. Buna örnek olarak, İstanbul da kullanıma girmiş olan ve yurt dışından ithal edilen metrobüsler (Phileas) verilebilir. Alternatif taşıma yöntemi olarak geliştirilen metro hattına, uygun olacak şekilde, farklı bir şehir içi belediye otobüsü olarak devreye girmiştir. Kullanım alanlarına ve müşteri taleplerine bağlı olarak, motor ve aktarma organları tipleri değişecek, çalışacağı güzergaha bağlı olarak, maruz kaldığı yol yükleri de farklılık gösterecektir. 1

22 Otobüs sektöründe yine sıklıkla görülen bir başka uygulama ise, ihraç edilen ülkedeki müşterilerin taleplerine göre motor ve aktarma organı değişiklikleridir. Mesela, Almanya da bulunan müşteriler, MAN motor tercih ederken, Belçika ve Hollanda da bulunan müşteriler, DAF motor tercih edebilmektedir. Bu da otobüs ürün geliştirme sürecinde, karmaşıklığı arttırmakta, buna karşılık, ürün geliştirme sürelerinin kısalması yönünde baskıları arttırmaktadır. Genellikle, otobüs alımları, toplu ve ihale usulü ile yapıldığından, müşterinin belirlediği hedef tarihe kadar araç geliştirmesinin tamamlanmış olması beklenmektedir. Bu nedenle, ürün geliştirme süreçleri, binek otomobil ve diğer ticari araçlara göre çok daha kısadır ve genellikle yeni bir araç geliştirme 12 ila 16 ay arasında tamamlanmaktadır. Bu hedef sürelerin karşılanabilmesi için, hem bilgisayar destekli analizler ile yapılan çalışmaların oranının artması, hem de yapılan analizlerin gerçekçi olması gerekmektedir. Aksi halde, müşteri şikayeti veya yorulmaya bağlı dayanım problemi yaşanması durumunda, ürün üzerinde, prototip üretiminden sonra tasarım değişikliği yapılması hem çok zor, hem de maliyetli olmaktadır. Türkiye Avrupa nın otobüs üretim üssü olarak adlandırıldığından, ülkemizde otobüs geliştirme çalışmaları kapsamında birçok tez, bildiri ve makale çalışmaları yapılmaktadır. Konu başlıkları farklılık göstermekle beraber, genellikle otobüs gövdesinin yapısal açıdan incelenmesi ve geliştirilmesi üzerine çalışmalar yapılmıştır. Avcı (2007), bir otobüs gövdesinin sanal ortamda yapılan mukavemet analizleri ile prototip üzerinde yapılan testlerin sonuçlarını karşılaştırmıştır[1]. Mevcut çalışmadan farklı olarak ECE R66 ya göre gövde geliştirme çalışmaları da konu kapsamına dahil edilmiştir. Elitok (2006) ise ağırlıklı olarak R66 analizinin LS-Dyna programında çözümüne ve modelleme metodolojisini ortaya koyan bir çalışma yapmıştır[2]. Bu çalışma kapsamında, yeni bir otobüs geliştirme çalışması için gerekli olan tasarım doğrulama analizleri ile tasarıma geri bildirim vererek yönlendirmeler yapılmıştır. Günümüzde otomotiv sektöründe olsun, diğer birçok farklı disiplinlerdeki mühendislik alanlarında olsun, tasarımın istenilen hedeflere uygunluğunun değerlendirilebilmesi için bilgisayasar desteğini kullanmak, zaman ve maliyet kısıtlarını ağır rekabet şartlarında kabul edilebilir düzeylere çekebilmek açısından kaçınılmaz olmuştur [3]. 2

23 Rekabetin tartışmasız ağır, bunun yanısıra yatırım, parça ve prototip maliyetlerinin de oldukça yüksek olduğu otomotiv sektöründe, pazarın istediği özelliklerdeki aracı belirlenen konfor, dayanım ve ömür hedeflerinde hızlı ve en düşük maliyetle ortaya koyabilmek gerekmektedir. Ürün tasarımının doğrulanması açısından üretilen prototip imalatlarının sayısının en aza indirilmesi ise, bu noktada bilgisayar desteğinin tasarımda olduğu gibi kullanılması ile mümkün olabilmektedir. Öncelikle, yerli üretim bir otobüs gövdesi, CATIA V5 tasarım programı yardımıyla üç boyutlu olarak modellenmiştir. Gövde tasarımı yapılırken, işletme şartlarından doğan kuvvetlere karşı dayanıklılık temel hedeflerden biri olarak kullanılmaktadır. Bunun yanısıra, ağırlık açısından uygun, yeteri kadar mukavim hafif bir yapı elde etmek, malzeme ve yakıt tasarrufu sağlayacağı için bir önceki tasarım tecrübelerinden ve pazar araştırmalarından yola çıkılarak hesaplanan değerler aracın temel ölçü ve ağırlık tablosunu oluşturmaktadır. Tasarımı yönlendiren diğer bir önemli husus ise paketleme (packaging) adı verilen ve tedarikçlilerden temin edilen parça ve sistemlerin, araç şasi ve gövdesi içinde direktiflere uygun olarak yerleştirilmesidir. Karoserinin karmaşık yapısı gereği, işletme şartlarından doğan zorlanma sonucu oluşacak gerilmelerin hangi yoğunlukta ve hangi şiddette olacağının kestirilmesi oldukça zordur. Gerilme yığılmalarının olduğu bölgeler kritik bölgelerdir. Bu bölgelerdeki kesitlerin doğru tasarımı için gerilmelerin şiddetleri bilinmek zorundadır. Deformasyonların ve gerilme yığılmalarının tespitinde gövdenin sonlu eleman yöntemiyle modellenerek bilgisayar ortamında analizi modern tasarım tekniklerinin başında gelmektedir. Gövdenin kendi kendini taşıma özelliği olması, yani şasisiz üretilmiş olması nedeniyle, kritik bölgeler olarak düşünülen ön ve arka aksların kafes yapıya bağlandığı yerlerdeki gerilmelerin analizi ve söz konusu kesitlerin optimizasyonu başta olmak üzere, tüm kesitlerin gerilme değerleri bakımından incelenmesi çalışmanın ağırlıklı bölümünü oluşturmaktadır[4]. 3

24 Çalışmada, araç ve sistem seviyesi statik değerlendirme için kurulan sonlu elemanlar modeli, ilk olarak kendi ağırlığından kaynaklanan kuvvetlere maruz bırakılmıştır. İkinci olarak çıplak modele darbe ve burulma kuvvetleri uygulanmış ve son olarak da otobüsün kendi ağırlığı da dahil olmak üzere fren, viraj, darbe kuvvetlerine maruz bırakılmıştır. Bunların sonucunda modelin gerilme analizleri yapılarak oluşan maksimum gerilmelerin yerleri tespit edilmiştir. Oluşan bu maksimum gerilmelerin sınır değerleri aşıp aşmadığı kontrol edilerek elde edilen sonuçlar değerlendirilmiştir. Statik haldeki yüklemelerin yanı sıra, aracın dinamik karakteristiğinin de anlaşılması gereklidir. Dinamik yapısı, sadece dayanım açısından değil, yolcu ve sürücü konforu açısından da önem kazanmaktadır. Bilindiği üzere, otobüsler, çok uzun süre işletme koşullarında bulunduklarından, kritik bölgelerdeki kaynak çevrelerinde çatlama ve kırılmalar olabilmektedir. Dinamik özelliklerin iyileştirilmesi, yorulma ömrüne de olumlu yönde etki etmektedir. Sistem seviyesi ve parça seviyesi çalışmalar ise, araç seviyesi geliştirme çalışmalarının tamamlanmasına paralel olarak devam etmektedir. Sistem seviyesinde, tez kapsamında, direksiyon sistemi, egzoz sistemi gibi titreşim seviyelerinin yüksek olabileceği yerler için de çalışma başında belirlenmiş hedef seviyeleri sağlayacak şekilde geliştirme yapılmıştır. 1.1 Motorlu Araçların Kısa Tarihçesi Motorlu araç çağının, 1769 yılında Fransız askeri mühendis Nicholas Joseph Cugnot ( ) tarafından topların çekilmesi için buharla çalışan, üç tekerlekli bir araç geliştirmesiyle başladığı kabul edilir yılında İngiliz vatandaşı Richard Trevithick ( ) Cornwall Londra arasında seyahat etmiş olan bir buharlı araç geliştirmiştir. Trevitchik kazan ateşini söndürmeyi unutunca araç seyahatten bir gün sonra araç yanmıştır. Yine de 1865 yılına, demiryolları ve katı hız limitleri sonunu getirene kadar buharlı araç seyahatleri İngiltere de devam etmiştir. Şekil 1.1 Cugnot ve Trevithick in aracını göstermektedir. ġekil 1.1 : Cugnot ve Trevithick in buharlı araçları. 4

25 Pratik olarak ilk motorlu araç 1886 yılında bağımsız olarak çalışan Karl Benz ( ) ve Gottlieb Daimler ( ) tarafından ortaya çıkarılmıştır. Takip eden yıllarda tanıdık birçok isim de; Rene Panhard, Emile Levassor, Armand Peugeot, Frank ve Charles Duryea, Henry Ford ve Ransom Olds motorlu araçlar geliştirmiştir. Avrupa da da günümüzde yakından tanıdığımız Daimler, Opel, Renault, Benz ve Peugeot gibi firmalar büyük otomobil üreticileri haline geldi. 20. yüzyılın başlarında otomotiv sektöründe oluşan bu enerji daha hızlı, daha rahat ve daha kararlı araçların hızlı bir şekilde geliştirilmesini sağlamıştır. Genel olarak kaldırıma sahip yolların ortaya çıkmasından çok daha önce motorlu araçlar yüksek hızlara erişmiştir. Hızların yükselmesiyle beraber aracın yapısal davranışı üzerinde yapılan mühendislik çalışmaları son derece önem kazanmıştır. 1.2 Otobüs Hakkında Genel Bilgi İlk otobüsler 1662 yılında Paris te ortaya çıkmıştır. Atla çekilen bu araçlara sıradan insanların binmesi yasaklanmış bu hak sadece zenginlere verilmişti. Bu araçların yaygınlaşması 1820 li yıllarda yine Paris te olmuştur. Latince herkes için anlamına gelen omnibüs adıyla işletmeye konulan atlı otobüslerin bir müddet sonra ismindeki omni kısmı çıkarılıp ismi kısaltılmıştır yılında atlı otobüsler Londra da işletmeye başlamıştır. Üç atla çekilen bu otobüslerin 22 kişilik oturacak yerleri vardı yılında Almanya da sekiz yolcu taşıyabilen benzin motorlu otobüsler ortaya çıkmıştır yılında Londra da benzinle çalışan ilk çift katlı otobüs kullanıldı ve 8 yıl içinde tümüyle atlı otobüslerin yerini almıştır. Londra çevresinde bir süre buharlı otobüsler işletildiyse de 1918 yılına kadar benzin motorlu otobüslere yerlerini bırakarak tamamen yok oldular. İlgili döneme ait bir otobüs modeli Şekil 1.2 de gösterilmiştir. ġekil 1.2 : Mercedes Benz marka bir otobüs. 5

26 1.3 Günümüzde Otobüsler Bölüm başında vurgulandığı gibi, toplu taşıma felsefesi zaman içinde farklılık gösterebilmekte ve bu değişime hitap edecek şekilde tasarım değişikliklerine ihtiyaç duyulabilmektedir. Bu değişikler Şekil 1.3 deki gibi listelenebilir. Otobüsün işletileceği ülkeye göre, kaldırım ve yol yapısına bağlı olarak, düşük veya normal taban yüksekliği gibi kriterler gözönüne alınarak tasarlanmaktadır. Bu özellik, en çok şehir içi otobüslerde önem kazanmaktadır. (a) (b) ġekil 1.3 : (a) Düşük tabanlı ve (b) Normal tabanlı otobüs örnekleri. Düşük tabanlı otobüslerin amacı, araç körük basınçlarının ayarlanarak, kaldırım seviyesine kadar indirilebilmesidir. Bu şekilde, yolcular rahatlıkla araca inip binebilmektedir. Genellikle, kaldırım ve yol arasındaki yükseklik farkının belli bir teknik şartnameye uygun ve homojen olduğu ülkelerde tercih edilmektedir. Ülkemizde de bu tip araçlar özellikle büyük şehirlerde sıklıkla kullanılmaktadır. Yine otobüsün çalışacağı güzergahtaki yoğunluğa göre, araç boyu 5.5 m den 24 m ye kadar çıkabilmektedir. Özellikle, tarihi ve dar sokakları olan, veya emisyonlar açısından temiz alan olarak belirlenen bölgelerde, ufak grupları sık aralıklarla taşıyabilmek için, kısa boylu ve alternatif motor (elektrik, hibrid vs. gibi) otobüsler tercih edilirken, ana hatlar üzerinde İstanbul da metrobüs uygulamasında da olduğu gibi, daha uzun araçlar tercih edilmektedir. Aracın boyu uzatılırken, genellikle körükle bağlantı yapılmakta, ve bu sayede, tek bir motorla, iki otobüslük yolcu taşıma kapasitesine sahip olması sağlanmaktadır. Bunun nedeni, maliyet, yakıt ve 6

27 dolayısıyla emisyon tasarrufudur. Şekil 1.4 ve Şekil 1.5 de, bu boylardaki en güncel otobüsler gösterilmiştir. ġekil 1.4 : 24 m otobüs örneği. ġekil 1.5 : 5.5m otobüs örneği. Aktarma organları ve alternatif güç sistemlerine göre de otobüsler farklılık göstermektedir. Bunların başında güç ve aktarma organlarının (motor, şanzuman, soğutma ve egzoz paketlerinin) araç içindeki lokasyonu gelmektedir. Özellikle, Kuzey Amerika da kullanılan ve burunlu tip olarak bilinen araçlar (Şekil 1.2) motor ve aktarma organlarının önde bulunduğu tiplerdir. Ülkemizde genel olarak, bu sistem aracın arkasında yatay veya dikey olarak bulunmaktadır. 7

28 Güç sistemleri ile ilgili yine günümüzde özellikle değerlendirilen sistemlerin başında hibrit veya elektrikli araçlar gelmektedir. Özellikle tarihi ve turistik bölgelerde daha az mesafe kat eden, kısa boylu araçların, elektrik motoru ile tahrik edilmesi yönünde tasarım eğilimi bulunmaktadır. Buna karşılık, yine hem şehir içi, hem de şehirlerarası yolculuğa göre tasarlanmış olan araçlarda, hibrit sistemlerin kullanımı da gündemdedir. Hibrit sistemlerle ilgili ülkemizde gerçekleştirilmiş örnekler Şekil1.6 da görülebilir. ġekil 1.6: Yerli hibrit araç prototipleri. Ayrıca, uzun zamandır Ankara da kullanılan ve doğalgaz kaynaklı otobüslerde, özellikle emisyon ve yakıt avantajları nedeniyle tercih edilmektedir. Ülkemizde, doğalgazlı araçlar da prototip olarak üretilmiştir. Şehirlerarası uzun yolculuklar için müşteri beklentileri, şehir içi kısa yolculuk edenlere göre farklılaşmaktadır. Şehirlerarası otobüslerde, konfor beklentileri artmakta, dayanım özelliklerinin yanı sıra, sürücü ve yolcu konforunu direk etkileyen, gürültü ve titreşim gibi diğer unsurlarda önem kazanmaktadır. 8

29 Ayrıca, şehirlerarası yolculuklar için koltuk sayısı sabitlenmiştir ve ayakta yolcu alımına müsaade edilmemektedir. Mutfak, tuvalet gibi farklı opsiyonlarda bu tip araçlarda rağbet görmektedirler. Bagaj hacmi aracın kullanılacağı bölgeye göre önem kazanmaktadır. Yukarıda listelenen sebeplerden ötürü şehiriçi kullanılan araçlarla, şehirler arası kullanılan araçlar arasında tasarım açısından çok farklı gereksinimler ortaya çıkmaktadır. Tüm bu belirtilen noktalar ışığında, bir otobüsün tasarımı, müşteri beklentileri, pazarın ve rekabetin gereklilikleri, yönetmelikler, kullanım şekli ve yeri gibi bir çok farklı parametreden etkilenmektedir. Bu bilgiler ışığında, şehir içi sabit sayıda yolcu taşıyan bir otobüsün tasarımı yapılmıştır. Bu tez içinde, tasarım ve tasarım değerlendirme çalışmaları yapılan otobüs, genellikle, öğrenci taşıma servisi olarak kullanılacaktır. 9

30 10

31 2. OTOBÜS GÖVDE TASARIMI 2.1 Ürün Tasarım ve GeliĢtirme Süreci Yeni bir otobüs geliştirme çalışmasında işleyen süreçler, yeni bir binek otomobil süreci ile aynıdır. Arada her ne kadar, proje toplam süresi açısından önemli farklılıklar olsa da, her bir adımda izlenen yollar ve yapılan çalışmalar benzerlikler göstermektedir. Bu bölümde otobüs ürün geliştirme sürecinden bahsedilerek, genel bir tablo ortaya konacaktır. Bu şekilde, tez içinde detayları verilen bilgisayar destekli analiz çalışmalarının, ürün geliştirme sürecinin hangi basamağında ve hangi amaçla yapıldığı çok daha belirgin bir şekilde ortaya konabilecektir. Şekil 2.1 de, genel ürün geliştirme süreci sıralaması görülmektedir. Normal şartlar altında, bu süreç bir kaç adet paralel yürüyen sürecin toplamından ibaret olmasına rağmen, tez kapsamında, süreç kapsamındaki alt seviye detaylara inilmemiştir. ġekil 2.1 : Yeni otobüs projesi ürün geliştirme süreci. 11

32 2.1.1 Program baģlangıcı Program başlangıcı, geliştirilecek olan aracın, tanımının yapıldığı aşamadır. Her proje yapılacak olan ürünün fizibilitesinin ortaya konulması, pazarın ihtiyacının net olarak anlaşılması ile başlar. Bundan sonraki aşama, bu ihtiyaçları karşılayabilecek olan bir aracın ne tip özellikler taşıması gerektiğini ortaya koymaktır. Dolayısıyla, ilgili pazardaki rekabet koşulları, rakip araçların yapısı ve durumları incelenerek, geliştirilecek olan araç için hedefler ortaya konulur. Bu hedeflerin belirlenmesine paralel olarak, ilgili pazarlardaki yönetmelikleri ve müşteri beklentileri tam olarak anlaşılarak, araç, sistem ve parça seviyesi kavramsal fikirler yavaş yavaş ortaya çıkmaya başlayacaktır. Rakip araçların durumlarının öznel olarak ortaya konulabilmesi için, bu otobüsler temin edilerek, detaylı bir şekilde incelenir, sürüşler yapılır ve veriler toplanabilir. Bu safhada ortaya çıkartılan her türlü fikir ve alınan her karar, ürün geliştirme sürecinin ilerleyen adımlarını etkileyecek ve projenin sağlıklı bir şekilde ilerlemesine imkan verecektir. Yapılması öngörülen bilgisayar destekli analizlere ait sayısal hedeflerde bu aşamada belirlenmektedir. Tez kapsamında yapılan analizlere ait hedefler Çizelge 2.1 de belirtildiği gibidir: Çizelge 2.1 : Tasarım hedef değerleri. Analiz Adı Hedef Değer Birim Burulma Direngenliği knm/rad Burulma Modu Hz Statik Gerilme Analizleri Akma sınırının 1,5 katı MPa Egzoz Sistemi Dinamik Analizi Akma sınırının 1,5 katı MPa Direksiyon Sistemi Dinamik Analizi Benchmark sonucu elde edilen hedef tablo değeri 12

33 2.1.2 Konsept belirleme ve ön tasarım Bir önceki adımda yapılan değerlendirmeler sonucunda, projeye devam kararı verilmesiyle beraber ürün geliştirme çalışmaları başlamaktadır. Ürüne yönelik süreç kapsamında, projede görev alan ekipler belirlenir ve kendi uzmanlık alanlarında bir önceki adımda belirlenmiş olan hedefleri karşılamak üzere gerekli olan tasarım parametrelerini ortaya koymaya başlarlar. Araç eni, boyu, yolcu kapasitesi, kullanım yeri ve şekli gibi bilgilerin her biri yavaş yavaş tasarıma yansıtılır. Önceki bölümlerde bahsedildiği gibi, sistemlerin ve parçaların araç içine paketlenmesi ve taşıyıcı yapının bu sistemlerden kaynaklanacak olan statik ve dinamik yükleri taşıyabilmeleri temel alınarak ön tasarım çalışmaları yapılır. Burada tasarım, alt sistem ve parçalardan geriye gelinerek ortaya konulmaktadır. Binek otomobil sektöründe olduğu gibi, otobüs sektöründe de, ortaklaştırma çalışmalarına maliyet avantajları nedeniyle çok önem verilmektedir. Daha önce geliştirilmiş ve normal kullanım koşullarında kullanılıp, test edilmiş bir şasi kısmının tekrar kullanımı da bu safhada gündeme gelebilir. Bu yaklaşım, hem ürün geliştirme süreçlerini kısaltacak, hem de yine günümüzde ürünlerde sıklıkla gördüğümüz modüler yapıların yaygınlaşmasına olanak verecektir. Daha önceki tasarımdan, yeni araca taşınmasına karar verilen parça carry-over olarak adlandırılmaktadır. Tabii, paketleme beklentilerine uygun olarak, bu sistemlerde de küçük ( minör ) değişiklikler yapılabilir. Dolayısıyla, bu adımda, hangi sistemlerin carry-over kullanılacağına, hangi sistemlerin baştan tasarlanacağına, sistem (örn: güç ve aktarma organları) ve parça seviyesi (örn: klima kompresörü) ürünlere karar verilmeye başlanacak ve araç 3- boyutlu bilgisayar ortamında tasarım olarak ortaya konulmaya başlanacaktır. Bu aşamada, programa (yeni araç geliştirme programı) geri bildirim, bu safhada özellikle tecrübeli mühendisler tarafından yapılmaya başlanacak ve geliştirme sürecine ilk geri bildirimlerde bu safhanın içerisinde verilecektir Bilgisayar ortamında tasarım değerlendirme ve doğrulama Son yıllarda bilgisayar kapasitelerinin ve hızlarının ilerleyişi nedeniyle, bu adımda önemli gelişmeler kaydedilmiştir. 13

34 Normal şartlar altında, bundan 5-6 sene öncesine kadar, CAE, tasarım konseptinin tamamlanmasından sonra başlayan bir adımken, artık binek otomotiv sektöründe, program başlama kararından bile önce başlayan ve program başlangıcına etki eden bir adım olmuştur. Genel bir bilgisayar destekli mühendislik akış diyagramı Şekil2.2 de verilmiştir. ġekil 2.2 : Tasarım doğrulama süreci. Yine zaman içinde, modelleme yöntemlerinin gelişmesi ile, analiz çalışmalarının doğruluk oranı artmıştır. Bu sayede, uzun vadeli hedef olarak, prototip test maliyetlerinin tamamen ortadan kaldırılabilmesi konmuştur. Şu aşamada ise, analiz çalışmaları ile yapılan geliştirmelerin, prototip testleri ile mutlaka doğrulanması ve onaylanması gerekmektedir. 14

35 Tez kapsamında, bahsi geçen otobüsün genel ölçüleri Şekil 2.3 de ve teknik detayları da Çizelge 2.2 de verilmiştir. Görüldüğü gibi, 12 m bir uzunluğa sahiptir. Bu nedenle, analiz çalışmaları için gerekli olacak ağ modelini kurmak ortalama 4 ay gibi bir süre almakta ve toplam ürün geliştirme süreci içinde proje zamanı açısından önemli darboğaz yaratmaktadır. Bu probleme çözüm olarak, konsept tasarımın ortaya atılması ile beraber, önceki otobüs modellerinden devşirilerek, benzetim yöntemi ile analizler yapılmakta ve program başında, ortaya çıkacak tasarım ile ilgili riskler ve fırsatlar ortaya konulabilmektedir. Ayrıca, sistem ve alt sistemler, kısmi olarak çözülerek, bu bölgelerin yapısı ile ilgili bilgi edinilebilmektedir. Mevcut çalışma bu kapsamda yapılan araç ve sistem seviyesi analizleri ve buna bağlı olarak tasarım ekiplerine sunulan, iyileştirme önerilerini ortaya koymaktadır. Bir önceki adımda olduğu gibi, daha önce ürün geliştirme projelerinde görev almış mühendisler, ortaya konulan konseptlerle ilgili değerlendirmelerde bulunup, hızlıca programa bilgi aktarmaya başlayabilirler. Önceki araç geliştirme çalışmalarında yapılmış ve yayınlanmış olan raporlar, bu aşamada, tasarım ekiplerine ışık tutacaktır. CAE, bundan sonraki her safhada sürekli aktif olarak rol alacaktır. Buna araçların satışından sonra, müşterilerden gelen şikayetlerin, çözülebilmesi için teknik destek de dahil edilebilir. Bunun nedeni, iterasyon veya optimizasyon çalışmalarının, prototip üzerinde yapılmasının zorluğu ve maliyetidir[5]. Prototip imalatlarına başlanabilmesi için aracın 3-boyutlu geometrik modelinin tamamlanmasından sonra, hedeflere göre uygunluğunu kontrol eden analizler yapılması ve sanal ortamda hedeflerin tutturulduğunun teyit edilip, uygunluk ( CAE Sign-off ) onayı alması gerekir Fiziksel prototip ve tasarım doğrulama CAE çalışmalarından uygunluk alındığında, fiziksel prototip imalatına başlanır. Ancak, yine ürünün pazara çıkış süresine bağlı olarak ve müşteri tarafından gelen baskılar sonucunda, prototip üretimi de daha erken bir zamana kaydırılmak durumundadır. 15

36 Dolayısıyla, ürün geliştirme süreci içinde, birbirini izleyen süreçlerden değil, birbirinin içine girmiş olan süreçlerden bahsetmek mümkün olabilir. Fiziksel prototip imalatı tamamlanmadan, CAE çalışmalarını sonuçlandırmak ve bu şekilde araç tasarımına etki edebilmek, bu alanlarda çalışan kişiler üzerinde önemli bir zaman baskısı yaratmaktadır. Bu nedenle, analiz çalışmalarının hızlandırılması ve tasarıma yön verilebilmesi için, analitik veya sonlu elemanlar programları içinde kullanılabilecek makrolar geliştirilerek, süreçler olabildiğince kısaltılmaya çalışılmaktadır. Fiziksel prototip, bir çok farklı teste maruz olacağı için, birden fazla sayıda imal edilmesi gerekmektedir. Binek araçlarda, bu sayı 50 lere kadar çıkmakta, otobüslerde ise 3 civarında olmaktadır. Bu araçlardan bir tanesi genellikle, uzun yol dayanım testlerine gönderilmektedir (1 milyon km herhangi bir dayanım problemi yaşamaması hedeflenmektedir). Diğer araçlar, gürültü ve titreşim, klima, sürüş dinamiği, güç ve aktarma organları performansı, parça tedarikçilerinin hedef değerleri karşılama kontrolü gibi bir çok farklı teste maruz kalırlar. Ancak bu testlerde de, belirlenen hedeflere uygunluğu onaylandıktan sonra araç üretimine başlanabilir. Testler sırasında, beklenmedik veya ön görülmemiş bir problem ile karşılaşıldığında, tekrar gerekli görülürse, analiz ile problemin giderilmesi yönünde destek verilecektir. Dolayısıyla, tasarım doğrulama adımı testlerde alınan sonuçların, program başında belirlenmiş olan hedeflere olan uygunluğu ile tamamlanabilir Aracın üretimi Fiziksel prototiplerin geliştirilmesi ve tasarımın istenilen hedefleri karşıladığı belirlendikten sonra, araç üretimine başlanabilir. Bu noktada, en önemli adımların başında, üretilen araçların sanal ortamdaki tasarıma uygunluğundan emin olunması ve hatta oluşabilecek varyasyonların en aza indirgenmesidir. Üretilen araçlardan, ilk birkaç tanesinden gelişigüzel araçlar seçilerek, sürüşler yapılmakta, ve subjektif değerlendirmeler ışığında, aracın piyasaya satış uygunluğu verilmektedir. Bu aşamadan sonra, ürün geliştirme süreci, müşteri tarafından gelen şikayet ve teknik problemlerin azaltılması yönünde devam edecektir. 16

37 Otobüse ait özellikler Çizelge 2.2 de verilmiştir. Çizelge 2.2 : Tasarımı yapılan otobüse ait araç spesifikasyonu. GENEL ÖLÇÜLER Uzunluk (mm) Genişlik (mm) Yükseklik (mm) Dingil aralığı (mm) Ön uzantı (mm) Arka uzantı (mm) Taban yüksekliği (mm) Yaklaşma açısı 7 Uzaklaşma açısı 8 Dönme yarıçapı (mm) GÖVDE YAPISI Tipi Monoblok gövde,paslanmaz çelik profil KAPILAR Kapı sayısı 2 Min kapı yüksekliği (mm) Kapı genişliği (mm) 950 AĞIRLIKLAR Azami yüklü ağırlık (ton) 19 Ön aks kapasitesi (ton) 7 Arka aks kapasitesi (ton) 12 YOLCU KAPASĠTESĠ Yolcu kapasitesi MOTOR ve PERFORMANS AB emisyon standartı Euro 4,Euro 5 Tip CUMMINS Azami güç (hp) 2500 dev/dak için 300 hp Azami tork (Nm) 1700 dev/dak için 925 Nm 17

38 ġekil 2.3 : Tasarımı yapılan otobüse ait genel ölçüler. 18

39 3. OTOBÜS GÖVDESĠ SONLU ELEMANLAR MODELĠ Tasarım aşamasında 3-boyutlu olarak hazırlanmış araç modeli üzerinden sonlu elemanlar modeli oluşturulur. Bu model kullanılarak aracın genel davranışını anlamak amacıyla çeşitli analizler yapılır. Otobüs gövdesine ait sonlu elemanlar modeli bu çalışmada sadece karoserinin modellenmesi ile bırakılmamış, tüm camlar, kapama saçları, kompozit iç kaplama ve araç üzerinde ağırlık etkisi yaratacak tüm sistem ve parçalarda göz önünde bulundurulacak şekilde mass olarak tanımlanarak detaylı bir şekilde modele dahil edilmiştir. Tüm bu detayların hazırlanması oldukça zaman alıyor olsa da, gerçeğe yakın değerler elde edebilmek açısından oldukça önem taşımaktadır. 3.1 Genel Olarak Modelleme Modelleme bir fiziksel yapı veya sürecin analitik veya sayısal olarak yeniden inşa edilmesidir. Sonlu elemanlar metodunda modelleme basitçe nod ve elemanlardan oluşan bir ağ yapısı hazırlamak değildir. Problemi gerekli şekilde modelleyebilmek için gerekli sayı ve tipteki elemana karar vermek ancak problemin fiziğinin iyi şekilde anlaşılmasıyla mümkündür. Kötü şekil verilmiş elemanlar ile hesaplanması istenilen büyüklüğün hesaplama alanı içindeki değişimini yansıtamayacak kadar büyük boyutlu elemanlar modellemede istenmez. Bölüm 3.2 de elemanlarda genelde müsaade edilebilecek geometrik biçim bozukluklarının seviyesi tablo halinde verilmiştir. Diğer yandan zaman ve bilgisayar olanaklarını boş yere harcamamıza neden olacak gereksiz sayıda çok elemandan oluşan bir modelleme de istenmemektedir. Hesaplanması istenilen büyüklüğü ve hesaplama alanı içindeki değişimini yeterli doğrulukta verecek kadar sıklıkta bir eleman dağılımına ihtiyaç vardır. Hesaplanan değerlerin kabul edilebilir olup olmadıklarının kontrol edilmesi ayrı bir öneme sahiptir. Sınır koşullarının doğru olarak anlaşılıp, modellenmesi son derece önemlidir. Sınır koşullarının yorumlanması sıkça hata yapılan noktalardan birisini oluşturmaktadır. Özellikle simetrik yapılarda modelin sadece bir kısmının 19

40 hesaplamalarda kullanılması yeterli olabilmektedir. Böyle durumlarda yüklemenin simetrik olup olmamasına göre hesap alanının sınırındaki nodlarda sınır koşullarının doğru yorumlanması son derece önemlidir. Sonlu elemanlar ile modelleme aşamasında, eleman tipi (çubuk,kabuk,vs.), eleman şekli (dörtgen,üçgen) ve eleman sayısı ne olmalı, ara nodlu elemanlara ihtiyaç var mı? gibi soruların cevaplanması gerekmektedir. Bu soruların cevabı ancak analiz edilen yapının ve seçilen eleman tiplerinin davranışı hakkında bilgi sahibi olunduktan sonra cevaplanabilir. Örneğin, gerilme analizinde yapının bir bölgesindeki gerilme durumunu en iyi yansıtan eleman tipi o bölge için seçilmelidir. Bu çalışmada ağırlıklı olarak kabuk elemanlar kullanılmıştır. Bu eleman ile n membran ve eğilme etkisini aynı anda temsil edebilir. Örneğin dört nodlu basit bir dörtgen eleman tarif edilebilir. Elemanı tarif eden tüm nodlar aynı düzlem üzerinde olmayabilir. Bu da elemanda çarpılmaya neden olur. Elemanın çarpılması performansını olumsuz yönde etkiler. Bu dört nodlu elemanın en büyük avantajı formülasyonunun basit olmasıdır. Genellikle az sayıda daha karışık bir eleman tipi kullanılması yerine, daha fazla sayıda basit bir eleman tipi kullanılması tavsiye edilmektedir. Kabuk teorisine dayanarak elde edilen eğrisel yüzeyli elemanlar düzlemsel elemanların yaratmış olduğu problemleri ortadan kaldırmaktadır. Fakat diğer yandan beraberinde başka zorlukları getirmektedir. Eğrisel elemanı tarif etmek için çok daha fazla geometrik bilgiye ihtiyacımız olmaktadır. Elemanın formülasyonu ise düzlemsel elemanlara nazaran çok daha zordur[6]. Dört nodlu ve dört kenarlı elastik kabuk eleman,çoğu ticari programda yer alan bir elaman tipidir ve eğilme ve membran yüklerini taşıyabilme özelliğine sahiptir. Eleman düzlemi içinde ve düzlemine dik doğrultudaki yüklemelere müsaade eder. Her nod, üç tanesi x,y,z- doğrultusunda öteleme ve üç tanesi de bu eksenler etrafında dönme serbestliği olmak üzere altı adet serbestlik derecesine sahiptir (Şekil 3.1). Eleman dört nod ile tarif edilmekte ve değişken kalınlığa müsaade edilebilmektedir. Değişken kalınlıklı elemanlar için kalınlık eleman içerisinde düzgün olarak değişmelidir. Bu eleman tipi plakların olduğu kadar düzgün eğrisel yüzeylerin modellenmesinde de kullanılmaktadır. Eğrisel yüzeylerde iyi bir yaklaşım elde edebilmek için fazla sayıda bu elemandan kullanılmalıdır. 20

41 Formülasyonunun basit olması nedeniyle diğer tip elemanlara göre daha avantajlıdır. ġekil 3.1 : Dört nodlu ve dört kenarlı elastik kabuk eleman. 3.2 Otobüs Yapısının Modellenmesi Sonlu elemanlar analiz yöntemi, elemanlara tanımlanan kalınlık bilgisini elemanın iki tarafında eşit miktarda kalınlık olarak hesaplar. Dolayısıyla kesit tanımının doğru olması için sonlu elemanlar modeli CAD geometrilerin orta yüzeyleri alınarak modellenmelidir. Eleman kalitesi de sonuçlar üzerinde etkilidir. Bu yüzden eleman büyüklüğünde standardı sağlamak için belli değerlerin üzerine çıkılmamalıdır. Çizelge 3.1 de 2 boyutlu elemanlar (TRIA ve QUAD) için limit değerler verilmiştir: Çizelge 3.1: 2-boyutlu elemanlar için limit değerler. Eleman büyüklüğü. ~8-14mm Çarpılma (Warpage) < 10 Açıklık Oranı (Aspect Ratio) < 8 Jacobian < 0.7 Üçgen eleman iç açıları, 20 < < 120 derece Dörtgen eleman iç açıları, 45 < < 135 derece Üçgen eleman / dörtgen eleman < %3 Bu değerler, farklı çözücüler ( solver ) için farklı şekillerde hesaplanmaktadır. Bu tezde yapılan analizlerde, eleman kalitesi değerleri I-Deas standartlarına göre 21

42 verilmiştir. Tezde kullanılan bütün eleman tipleri Nastran ve Altair Radioss/Optistruct için kullanılan elemanlardır. Yukarıdaki değerler tüm elemanların %99 u için sağlanmalıdır. Kaynak ve civata bağlantısı olarak kullanılan 1 boyutlu elemanların (RBE2 rijit elemanları) mümkün olduğu kadar eleman yüzeylerine dik olması gerekmektedir. 3 boyutlu elemanlar olarak modelde, TETRA veya HEXA elemanlar kullanılmıştır. Bu elemanlar içinde kalite kriterleri bulunmakta, bunların başında TETRA COLLAPSE kalitesi gelmektedir. Bu değerin %25 üzerinde olması gereklidir. Bu değerlerin hesaplanma yöntemleri ile ilgili bilgiler, yazılımların yardım kılavuzlarında mevcuttur. Otobüs ve minibüs gibi camların geniş alanı oluşturduğu yapılarda, karoseriye mutlaka camlar da eklenmelidir. Cam yapıştırmaları için ACM2 adı verilen elemanlar kullanılmaktadır. Bu elemanlar, binek araçlarda saç parçaları kaynak etmek için kullanılan punto kaynağın düzgün bir şekilde modellenmesi için kullanılmaktadır. Eski modelleme metodolojisinde, yapışkanlar, düğümler arasında (nod-nod) tek boyutlu olarak modellenmekte (RBE2-yay-RBE2 şeklinde) ve yükün modelde düzgün dağılmaması, model kalitesini olumsuz etkilemekteydi. Şekil 3.2 de ACM2 elemanın yapısı gösterilmektedir [7]. ġekil 3.2: ACM2 bağlantı elemanının yapısı [1]. Yük uygulama noktaları süspansiyon tipine göre farklı şekilde modellenir. Hava körüğü ya da helezon yay tipi süspansiyonlar için; körük üst tablası ya da yay kulesi üst yüzeyi merkezinden "RBE2 spider" elemanlar ile tutulur. Altta bir hava körüğü üst tablasının örnek modeli vardır (Şekil 3.3). 22

43 ġekil 3.3 : Hava körüğü üst tablası FEM modeli. Bazı araçların arka süspansiyonlarında bulunan 4 hava körüklü süspansiyon tiplerinde ise körük tablaları RBE2 elemanları oluşturulduktan sonra orta noktalarından yine RBE2 elemanla birleştirilir: Örnek model Şekil 3.4 te gösterilmiştir: ġekil 3.4 : 4 hava körüklü süspansiyon FEM modeli. 23

44 Yaprak yay tipi süspansiyonlar için ise; şasi kolları kesidi geometrik merkezinden "RBE2 spider" elemanlar oluşturulur. Bu elemanların ayakları kolların bu merkezden öne ve geriye doğru 50 mm lik alandaki tüm noktalarını tutar. Aks merkezi çizgisi ġekil 3.5 : Yaprak yay tipi süspansiyonlar için FEM modeli. RBE2 elemanın x yönündeki konumu aks merkez çizgisi olmalıdır. Şekil 3.5 örnek bir bağlantıyı göstermektedir: Otobüs tüm gövde burulma direngenliği analizinde ise ekstra bazı modelleme detaylarına ihtiyaç duyulmaktadır. Bu amaç için, ön süspansiyon noktalarında RBE2 lar oluşturulduktan sonra (RBE2_spider) körük üst tabla merkezinden z-yönünde RBE2 elemanlar oluşturulur, (RBE2_a). Bu elemanların z-koordinatını bulmak için ön yapının en alt seviyesi bulunur ve dik RBE2 elemanların alt nokta z-koordinatı bu seviyenin 50 mm aşağısı olarak belirlenir. Daha sonra bu son RBE2_a elemanların serbest uçları y-doğrultusunda araç merkezine RBE2 ile bağlanır (RBE2_b). RBE2_b elemanların en az bir tanesinin "Independent" noktası araç merkezi seçilmesi gerekmektedir. Aksi durumda "dependency" hatası verir: Şekil 3.6 örnek bir ön süspansiyon modelini göstermektedir: 24

45 RBE2_spider: ön süspansiyon hava körüğü üst tablası RBE2_a: ön süspansiyon hava körüğü üst tablasıön yapı alt seviyesinin 50mm aşağısı RBE2_b: ön yapı alt seviyesi 50mm aşağısı - araç merkezi y-doğrultusu ġekil 3.6 : Ön süspansiyon FEM modeli. Rbe2_a elemanlar oluşturulurken elemanların dönme serbestlikleri bırakılmalıdır. Böylece burulma momentini yaratacak kuvvetlerin uygulama noktaları ve dönme ekseni arasında daha gerçekçi, sisteme ek direngenlik katmayan bir fikstür oluşturulmuş olacaktır. Çizelge 3.2 de dönme serbestlikleriyle ilgili bilgi verilmiştir. Çizelge 3.2 : Hypermesh programında dönme serbestliklerinin bırakılması. Yapı uzun ve bir çok farklı sistemden oluştuğu için eleman sayısını, model kalitesini düşürmeden azaltmanın yöntemleri uygulanmaktadır. Bunların başında, profillerin bağlantıları için farklı elemanlar kullanılması yerine, eşlenik düğüm ( coincident node ) kullanılması tercih edilmektedir (Şekil 3.7). Mevcut modelde, 1.5 milyon eleman ve düğüm bulunmaktadır. Sonlu elemanlar modelinin hazırlanması detay seviyesine göre değişmektedir. Ancak Şekil 4.1 de görüleceği gibi, otobüs karkasının kriterlere uygun olarak modellenmesi yaklaşık olarak 3 ay gibi bir süre almaktadır. Full modelin bütününün oluşturulup, analize hazır hale gelmesi ise 4 ay civarında sürmektedir. Analizler ise, yapılacak analizin çeşidine ve kullanılan sisteme göre farklılık göstermektedir. Genel olarak, teorik 25

46 modal analizler için 100 Hz e kadar yapılan koşturmalar, 3 gün, doğrusal statik analizler için ise 6-7 saat civarında sürmektedir. ġekil 3.7 : Eşlenik düğüm bağlantısı örneği. Camlar, büyük saç parçalar ve taşıyıcı özelliği olmayıp, ağırlık etkisinin model içinde yer alması gereken diğer sistem ve parçalar, yine eleman sayısının azaltılabilmesi için eleman büyüklükleri 40 mm ye kadar çıkartılabilmektedir. Modelde kullanılan malzeme ve tanımlanmış mekanik özellikleri Çizelge 3.3 de verilmiştir. Çizelge 3.3 : FEM modelinde kullanılan malzeme mekanik özellikleri. Malzeme Elastisite Yoğunluk Modülü (MPa) (kg/m³) Poisson Oranı Çelik 210, Alüminyum 70, Cam 70, RTM 7, PU köpük Yukarıda verilen malzeme özellikleri, özellikle köpük ve RTM parçalar için farklılık göstermektedir. Yapışkan malzeme özellikleri de genellikle tedarikçilerden temin edilebilmektedir. Tasarımda kullanılan profillerin çelik kaliteleri ise;st37,st44 ve St52 olarak şeçilmiştir.akma mukavemetleri sırasıyla;240,275 ve 355 MPa dır. 26

47 4. YAPISAL ANALĠZLER Bu başlık altında, proje kapsamında yapılmış olan araç ve sistem seviyesi modeller ve bu modeller üzerinde yapılmış olan analiz ve geliştirme çalışmaları ile ilgili detaylı bilgiler verilecektir. Yapısal analizler statik, titreşim ve dinamik olarak ele alınmış ve değerlendirilmiştir. Statik analizde zaman bağımsız bir değişken olarak göz önüne alınmaz. Deformasyonların sabit ve yavaşça değiştiği kabul edilir. Bazı problemlerde titreşim frekansı çok düşük olabilmektedir (en düşük doğal frekansın 1/3 ünden daha küçük). Bu durumlarda problem quasi-statik olarak düşünülebilir. Yani atalet kuvvetleri hesaplanarak, bunlar sanki birer statik yükmüş gibi yapıya uygulanarak, yapı statik olarak analiz edilebilir[8]. Bir statik analiz için aşağıdaki adımların yerine getirilmesi gerekmektedir: Sonlu elemanlar modelinin hazırlanması Yapının sonlu elemanlara bölünerek ayrıklaştırılması, Yapının nasıl yüklendiğinin tanımlanması, Yapının nasıl desteklendiğinin tanımlanması, Hesaplamaların gerçekleştirilmesi (program sırasıyla aşağıdaki adımları gerçekleştirir), Direngenlik matrisi [K] nın her bir eleman için hesaplanması, Tüm sistem için global direngenlik matrisi [K] nın elde edilmesi, Yüklerin global yük vektöründe,{f}, yerleştirilmesi, Mesnet koşullarının uygulanması, Global denklem takımının [K]{U} = {F}, bilinmeyen {U} değerleri için çözülmesi (Yapı problemlerinde {U} matrisi nodal deplasman değerlerini temsil etmektedir) Sonuçlar gerilme,gerinim,mesnet tepkileri gibi {U} matrisi kullanılarak hesaplanır. Genel olarak rijitlik matrisi [K] bir eleman için aşağıdaki şekilde temsil edilebilir. 27

48 = (4.1) Burada [B] şekil değiştirme-deplasman matrisi, [E] sabitler matrisi olup, malzeme özelliklerini göstermektedir. dv ise elemanter hacim elemanıdır. Rijitlik matrisleri eleman tipine bağlı olarak, eleman deplasman alanını tarif eden şekil fonksiyonları kullanılarak her tip eleman için ayrı ayrı hesaplanabilirler. Eleman direngenlik matrisiyle, sistem global rijitlik matrisleri simetriktir. Bu durum yapıya etkiyen kuvvetler ile deformasyonlar arasında lineer ilişki olduğu sürece geçerlidir. Direngenlik matrislerinde diyagonal terimler daima pozitiftir. Diğer yandan bir yapı hiç mesnetlenmemiş veya uygun şekilde mesnetlenmemişse, rijitlik matrisinde tekillikler oluşur. Bu durumda program [K]{U} = {F} denklemini nodal serbestlik dereceleri için çözemeyecektir. Matristeki tekillikleri önleyebilmek amacıyla tüm rijid cisim hareket serbestlikleri uygun şekilde engellenmelidir. Bu rijit hareket serbestlikleri yapı içerisinde deformasyon ve dolayısıyla gerilme yaratmayan hareket şekilleridir. Statik yükler yapıya değişik şekillerde uygulanabilir. Bu tek bir noktaya uygulanan kuvvet veya moment olarak veya yüzey basınç yükü olarak gerçeklenebilir. Diğer bir yükleme şekli ise cismin kendi ağırlığı dolayısıyla veya atalet kuvvetlerinin varlığı dolayısıyla oluşan kuvvetlerdir. Yayılı yükler sonlu eleman programlarında Kinematik Eşdeğer nodal yüklerle değiştirilirler. Kinematik eşdeğer nodal yükler toplamda orijinal yüke eşit olup, herhangi bir noktaya göre orijinal yüklemeyle aynı moment değerini vermektedir. Kinematik eşdeğer olmayan nodal yüklemeler ise genelde lumped yükleme olarak adlandırılır ve genelde dönme serbestliğine sahip elemanlar için tercih edilmektedir. Dinamik analizler ise; bir yapı üzerine gelen yükleme yüksek frekanslı veya rastgele değişiyorsa veya yük aniden uygulanıyorsa gerekmektedir. Dinamik analizde de statik analizde olduğu gibi rijitlik matrisi kullanılmakta, fakat bir kütle ve bir sönüm matrisine de analiz için gerek duyulmaktadır[9]. En basit bir titreşim sistemi tek serbestlik dereceli bir yay-kütle sistemidir. Burada kütlenin hareketi yatay doğrultuda tek bir koordinatla tarif edilebilmektedir (Şekil 4.1). Sistemin hareketi Newton un 2. hareket kanunu ile ifade edilmektedir. 28

49 ġekil 4.1: Tek serbestlik dereceli yay-kütle sistemi Newton un 2. kanununu uygularsak F = ma, sistemin hareket denklemi sönüm kuvvetlerini hesaba katarsak ; mü + c + ku = f(t) (4.2) Burada f(t) dışarıdan etkiyen ve zamana bağlı olarak değişen yüklemeyi,m kütleyi,c sönüm katsayısını, k direngenlik katsayısını göstermektedir. Eğer titreşim sistemi için sönüm kuvvetleri ihmal edilirse, (4.2) denklemi aşağıdaki formda yazılmalıdır. mü +ku = f(t) (4.3) Eğer bir sonlu eleman modellemesinde olduğu gibi çok sayıda serbestlik derecesi ile ilgileniyorsak (4.2) deki denklemi matris formunda yazmalıyız. (4.4) Bu denklemde [K] direngenlik matrisi, [C] sönüm matrisini, [M] kütle matrisini ve {F} kuvvet vektörünü temsil etmektedir. Bir dinamik analizde bilinmeyen {U} yerdeğiştirme vektörünün, hız vektörünün ve { ivme vektörünün hesaplanması istenmektedir. Dinamik yapısal analiz, statik analize göre daha fazla çalışma gerektiren bir analiz türüdür. Yükleme zamanın bir fonksiyonudur. Bir diğer zorlukda sonuçların kontrolü için gerekli adımlardan biri olan yapının davranışını mevcut şartlar altında kestirmektir. Diğer yandan yapı statik ve dinamik yükler altında oldukça farklı tepkiler verebilir. 29

50 Dinamik analizin gerekli olup olmadığına karar vermek gerekmektedir. Eğer yapı frekansa bağlı bir kuvvetin altında zorlanıyorsa, zorlayıcı frekans, yapının en düşük doğal frekansıyla karşılaştırılır ve doğal frekans zorlayıcı frekansın 1/3 ünden daha düşük ise dinamik analize gerek yoktur, problem statik analiz ile çözümlenebilir. Genellikle böyle durumlarda dinamik yüke verilen tepki değeri, dinamik yükün genliğine sahip statik yükleme altında elde edilecek değerin %10 daha fazlasıdır. Dinamik analizlerde ilk adım olarak genelde doğal frekans değerleri ve bu frekanslara ait şekil değiştirme modları hesaplanmaktadır. Bu değerler yapının herhangi bir zorlayıcı kuvvet altındaki davranışını tespit ederler. Bu modları inceleyerek zorlayıcı kuvvetlerin yapıya hangi modlarda daha çok enerji verebileceğini ve yapının hangi noktasındaki tepkiye hangi modun daha büyük katkı yapacağını görebiliriz[10]. Özdeğer problem çözümleri için ise; değişik çözüm metodları kullanılabilir. Şekil 4.2 de bu metodların seçim bölgeleri gösterilmiştir. Bu metodlar uygulanabilirliği ve efektifliği açısından farklılıklar göstermektedir. Metodlar tüm modelin serbestlik derecesinin sayısı ve hesaplanması istenen mod sayısına göre değişiklikler göstermektedir. Genellikle çoğu problemlerde az sayıda modun ve bunlarla ilgili frekans değerlerinin hesaplanması pratik açıdan yeterlidir. Genellikle, yapının tüm modlarının %10 u yeterli olmaktadır. ġekil 4.2: Özdeğer çözüm metodlarının karşılaştırılması. 30

51 4.1 Araç Modeli Analiz çalışmalarında, araç modelleri farklı seviyelerde kullanılmaktadır. Bunlar başlıca aşağıdaki şekilde listelenmektedir; a. Araç BIP- Body In Prime modeli: Bu modelde sadece aracın taşıyıcı karkas yapısı bulunmaktadır. b. Araç BIW- Body In White modeli: Bu modelde aracın taşıyıcı karkas yapısı ile beraber camlarda bulunmaktadır. Diğer taşıyıcı yapıların üzerinde bulunan (kapı gibi) camlar buna dahil edilmemektedir. c. Araç Trim modeli: Aracın gerçek hayattaki son haline en benzeyen modeldir, sistem ve parça seviyesi verilerde modele dahil edilmiştir. Bu noktada binek araçlarla, otobüs modelleri arasında farklılıklar ortaya çıkmaktadır. Bunun başlıca nedeni, tedarikçilerden temin edilebilen verilere bağlı olarak, modelin detay seviyesinin farklı olmasıdır. Otobüs gibi az sayıda üretilen araçlarda, tedarikçi desteği, binek araçlara ve hacimli projelere verilen desteğe göre çok kısıtlı olmaktadır. Bunun sonucu olarak, modelleme için gerekli olabilecek datalara ulaşılamama problemi ortaya çıkmaktadır. Bu noktada, otobüs geliştirme çalışmalarında, araç seviyesi kıyaslamalarda benzeri modeller üzerinden gidilerek, sistem seviyesi modellerde ise daha yerel çalışılarak, analizin gerçek hayata uygunluğu arttırılmaktadır. Şekil 4.3 de, farklı seviye ve safhadaki modeller görülebilir. 31

52 (a) (b) (c) ġekil 4.3: (a) Taşıyıcı karkas modeli (BIP), (b) Camlı taşıyıcı karkas modeli (BIW), (c) Araç modeli. 32

53 Bu bölümde detayları verilmiş olan araç seviyesi analizler, yukarıda verilen modeller üzerinde yapılmıştır. Bu araçlar üzerinde yapılan çalışmalar, araç seviyesi geliştirme çalışmaları olarak adlandırılır. Bu geliştirme çalışmalarının yanısıra, sistemlerin araca integrasyonunda karşılaşılabilecek problemleri öngörmek ve önleyici tedbirler alabilmek amacıyla sistem seviyesi geliştirme çalışmaları da yapılmıştır. 4.2 Araç ve Sistem Seviyesi Analizler Araç seviyesi analizler başlıca aşağıdaki gibi listelenebilir; 1. Araç burulma direngenliği analizi, 2. Araç teorik modal analizi ve burulma modu tespiti, 3. Aks yükleri altında gerilme yığılmalarının tespit edilmesi ve iyileştirilmesi. Sistem seviyesi analizler ise aşağıdaki gibi listelenebilir; 1. Motor kulaklarında statik yükleme altında gerilme dağılımı, 2. Ön ve arka çeki kancası analizleri, 3. Egzoz sistemi dayanım analizleri, 4. Direksiyon sistemi titreşim açısından geliştirilme analizleri. Araç seviyesi analizler, her araç için temel analizlerin başında gelmekte ve aracın konsept ve ilk tasarım aşamasında çok önemli yer tutmaktadır. Bu nedenle her geliştirilen araç için bu analizler mutlaka yapılmaktadır. Özellikle, binek araçlarda, araçların şasi (BIP) yapısı üzerinden elde edilen, burulma direngenliği ve doğal frekans değerleri, o aracın DNA yapısını ifade edecek kadar önemlidir ve firmalar bünyesinde bu bilgi gizli tutulmaktadır. Otobüslerde de benzeri bir yaklaşım söz konusudur. Aks yüklerinden kaynaklanan gerilmelerin belirlenmesi ve gerilme yığılması görülen yerlerde iyileştirme yapılması da bu süreçte en önemli basamakların başında gelmektedir[10]. Sistem seviyesinde yapılan çalışmalarda, normal şartlar altında her bir sistemin araca integrasyonunda problem çıkmaması ve aracın sürüş koşullarında, bu sistemlerde dayanım problemleri oluşmaması için, değerlendirme yapılması gereklidir. Tez kapsamında, genellikle araçlarda sık karşılan dayanım ve titreşim problemlerinin olduğu sistemlerin geliştirme çalışmaları seçilmiştir. Dinamik analizlerde yapısal sönümleme ihmal edilmiştir. 33

54 Teorik olarak değerlendirildiğinde, araç statik bir çalışma koşuluna sahip değildir. Dolayısıyla, araçta yaşanılan, kırılma, çatlama gibi dayanıma bağlı problemler, genellikle yorulmaya bağlı, dinamik şartlardan oluşmaktadır. Ancak, statik analizler, özellikle yol yükleri gibi yüklerle ele alındığında, dinamik koşullar içinde bilgi vermektedir. Genellikle, aracın maruz kaldığı, yol kaynaklı kuvvetler, 15 Hz e kadar baskın olarak gelmektedir. Aracımızın yapısal özelliklerine bağlı olarak doğal frekansları, yoldan kaynaklanan baskın frekansların üzerinde kaldığı sürece (tercihen çok daha üzerinde), problemler, statik problem olarak ele alınabilir. Şekil 4.4 de bu konunun basit bir açıklaması görülebilir. Şekilde görüldüğü gibi, direngenliğin etkin olduğu bu bölgelerde, yapıdan kaynaklanan dinamik amplifikasyon etkisi ortadan kalkmış olacaktır. ġekil 4.4: Tek serbestlik dereceli bir sistem için frekans tepki fonksiyonu (He, 2001). Sistem seviyesi analizlerde ise, gerilme problemi dinamik koşullar altında akuple olarak çözülmüştür. Yapılan dinamik geliştirme çalışmalarında, zamana bağlı geçici (transient) olan analizler ise genellikle bir müşteri şikayeti veya problem gidermek amacıyla ancak gerçekçi koşulları analiz ortamında canlandırabilmek amacıyla yapılmaktadır. Bu nedenle tez kapsamı dışında tutulmuştur. 34

55 Şekil 4.5 te, araç modelinin detaylı bir şekli gösterilmiştir. Sonlu elemanlar modelinin ağ çizgileri kapatılmış olarak gösterilmektedir. Bu şekilde, sistem ve alt sistemler daha rahat ayırt edilebilmektedir. Sistem seviyesi analizleri yapılacak parçalar bu resimde gösterilmemiştir. Burada gösterilen her farklı renkli bölüm, ayrı bir araç sistemini göstermektedir. Otobüsler genellikle, arka şasi, orta şasi, ön şasi, ön gövde, arka gövde, yan gövdeler ve tavandan oluşmaktadır. Karkas yapısı bu alt sistemlerden oluşmaktadır. Bunun yanısıra, otobüs içinde, bir çok farklı sistem bulunmaktadır. Aşağıdaki şekillerde, bu sistemlerin modelleme detayları ile ilgili bilgiler ve şekilleri verilmiştir. Şekil 4.6 da aracın tam modeli gösterilmektedir. Bu modelin daha ileri bir seviyeye çıkarılması mümkündür. Normal şartlar altında, gövde geliştirme çalışmaları için motor ve aktarma organları ile aksların analizde dahil edilmesine pek gerek kalmamaktadır. Ancak, araç dinamiği veya aktarma organları kaynaklı diğer çalışmalar için bu komponentlerin de modellenmesi gerekebilir. Bu tarzdaki çalışmalar genellikle 1 boyutlu model üzerine, esnek elemanların modellerinin (flex) birleştirilmesiyle elde edilmektedir. Sistem seviyesi modellerde, modelleme stratejisi o bölgedeki incelemelere göre belirlenmelidir. Şekil 4.7 de aracın ön gövde detay tasarım ve modellemesi ile ilgili bilgi verilmiştir. 35

56 36 ġekil 4.5: Araç karkas modelinin (BIW), sistem seviyesinde parçalanmış hali.

57 37 ġekil 4.6: Araç FEM modeli.

58 ġekil 4.7: Araç ön gövdesi. Araç ön gövde modeli detaylı olarak incelendiğinde, ön gövde FRP malzemesi modelin önemli bir kısmını oluşturmaktadır. Direngenlik anlamında, bu malzemenin modele katkısı yok denecek kadar azdır ancak sisteme ağırlık etkisi vardır. Ayrıca, ön cam bu yapı ile gövde üzerine yapıştırılmaktadır. Modele katılması bu nedenle gereklidir. Ön cam buğu çözme için kullanılan defroster sistemi ünitesini de modellenmiştir. Bunun nedeni yaklaşık 30 kg kadar bir ağırlığı olmasıdır. Defroster içindeki bütün parçalar tek tek modellenmemiştir, ancak bu parçaların ağırlıkları yüzeye dağıtılarak ağırlık merkezinin ve toplam ağırlığın aynı olması sağlanmıştır. Bu ünite, özellikle akışkanlar dinamiği ve ısı problemleri ile uğraşan uzmanların katkısıyla geliştirilerek, ön cam buğu çözülme işleminin olabildiğince verimli olmasına çalışılır. Özellikle soğuk bölgelere ihraç edilecek araçlar için ek önlemler alınması gerekli olabilir. Tez bünyesindeki araçta, tavan ince sac levha ile kapatılmıştır. Bu levhanın kalınlığı genellikle 1 mm veya daha az olmaktadır. Yeni araçlarda, aracın hafifletmesi çabaları kapsamında, tavan için alternatif malzeme uygulamaları yapılmaktadır. Özellikle PU köpük doldurulmuş, komposit malzemeler sıklıkla kullanılmaktadır. Son olarak, kapı ağırlıkları, gövde bağlantı noktalarından uzatılan RBE2 (MPC- multi point constraint) elemanlarının ucunda, ağırlık merkezinden tutturulmuş, noktasal kütle ile modellenmiştir. Kapı sistemi, sadece 38

59 taşıyıcı kolları üzerinden gövde ile temas halindedir ve bu nedenle yapıya ekstra direngenlik vermemektedir. Ağırlık etkisi bu şekilde verilmektedir (CONM2). Alttaki şekilde ise, arka gövde kısmı ile ilgili modelleme detayları verilmiştir (Şekil 4.8). ġekil 4.8: Araç arka gövdesi. Arka kapı ağırlığıda ön kapı gibi, noktasal kütle olarak (CONM2) modellenmiştir. Modelde araca direngenlik ve ağırlık etkisi olan bir diğer önemli parça, bagaj kapaklarıdır. Hem kilit mekanızması, hem de gövdeye bağlı olan kollar üzerinden katı bir şekilde tutturulduğu için özellikle araç boyunca profiller arasında direngenlik katmaktadır. Cam elemanları ise, çok daha kaba modellenerek, modeldeki eleman sayısı azaltılmaya çalışılmıştır. Araç gövdesi tasarlanırken, camlara yük gelmeyecek veya camların yük taşımaması şeklinde tasarıma dikkat edilmektedir. Genellikle, bozuk yollarda sıklıkla işletilmesi gereken otobüslerde, cam çatlama ve kırılma problemleri yaşanabilmektedir. Camların yanı sıra, yan kapatma panelleri de yapısal yapışkanlarla gövdeye bağlanmaktadır. Yapısal yapışkanların malzeme özellikleri, özellikle direngenlik değerleri, kaynak değerlerine yakındır. 39

60 Koltukların da modele eklenmesi gereklidir. Koltukların detaylı teknik resimlerini, üreticiler paylaşmadıkları için, görülebilen karkas yapının modellenmesi ve geri kalan koltuk ağırlığının ağırlık merkezine yerleştirilmesi ile model elde edilir. ġekil 4.9: Koltuk FEM modeli. Bu modelin daha doğru olabilmesi için, koltuk köpük kısmının içinde kalan, taşıyıcı tellerin ve diğer ana taşıyı elemanlarda modellenmesi gerekir. Ancak yukarıda da belirtildiği gibi, üreticiler, bu konuda hassas davranmaktadır. Bu nedenle koltuk ancak Şekil 4.9 da gösterildiği kadarıyla modellenebilmektedir. Koltuklar için üreticilere tasarım hedefi konulmaktadır. Özellikle rölanti devri gibi kritik devirlerde, koltukların araç boyu ve eni doğrultuları yönünde özvektörleri olmamalıdır. Aksi halde rölanti devrinde, yolcular aşırı titreşime maruz kalabilirler. Bir diğer önemli husus ise, koltukların 76/115/EEC testine bağlı olarak, çekme testine tabi tutulmasıdır. Koltukların belli bir statik yük altında, kopmamasına yönelik bir regülasyondur. Koltuklar, otobüs gövdesine koltuk rayları ile bağlanırlar. Koltuk raylarına kolay montaj edildikleri için hızlı bir şekilde konfigurasyon değişikliğine olanak vermektedir. Koltuk karkasının bir diğer önemli katkısı, otobüs yan gövdeleri ile şasiler arasında katı bir bağlantı kurarak, aracın genel direngenliğine katkı sağlamalarıdır. Son olarak, yakıt tankının modelleme detayları, Şekil 4.10 da verilmiştir. Yakıt tankı hacmine göre alacağı yakıt miktarı ile araçta önemli ağırlık artışlarına neden olmakta 40

61 ve analiz sonuçlarını önemli ölçüde etkilemektedir. Yakıt tankının içinde bulunan benzin neticesinde, akuple bir analiz gerekmektedir. Geliştirme çalışmasının kapsamına göre, modelleme şekli belirlenmelidir. Akışkanın çalkalanma hareketinin gözlemlenmesi gerekiyorsa ( sloshing effect ), akışkan sıvı olarak modellenip, hacimsel sıkışma modülü ( bulk modulus ) ve yoğunluk bilgileri girilmelidir. Bu şekilde, akışkan analiz sırasında gerçek bir sıvı gibi davranabilecektir. ġekil 4.10 : Yakıt deposu FEM modeli. Tez kapsamında yapılan çalışmada ise, deponun yarısının dolu olduğu düşünelerek, akışkan ağırlığı, ıslattığı yüzeylerdeki elemanlara dağıtılmıştır. Bu nedenle yukarıdaki şekilden de görüldüğü üzere, yakıt tankının yarısından itibaren farklı bir kollektör kullanılmıştır (MD Nastran Statik Analiz Kullanım Kılavuzu, 2010). Yakıt tankının ağırlığı, araç modeli içinde bu haliyle, 330 kg. civarındadır. Dolayısıyla, ağırlığı arka şasi karkasına yakındır Araç Burulma Direngenliği Analizi Statik direngenlik değerleri, yapının burulma ya da eğilme yükü altındaki şekil değiştirmesine karşı tepkisinin ölçüsüdür. Statik burulma ve eğilme durumları aracın sürüş sırasında maruz kaldığı yük koşullarının en önemlilerindendir. Bu direngenlik değerlerinin çok düşük olması araca yoldan gelen yüklerin araç üzerindeki hasar etkisini artırır. Direngenliklerin çok yüksek olması ise, araç konforunu olumsuz 41

62 yönde etkileyebilmektedir. Bu değerlerin araç dayanımı ve NVH performansı için önemli parametreler olduğu bilinmektedir. Dolayısıyla tasarımın ilk aşamalarında belirlenmeleri ve hedef değerler ile karşılaştırılmaları gerekmektedir. Ancak bu değerlerin hesaplanmasında analiz yöntemine (yükleme bölgeleri, sınır şartları vb.) göre farklı sonuçlar elde edilebilir. Araç yapılarının elastik deformasyon limiti dahilinde, statik burulma direngenlik değerlerinin hesaplanmasına standart getirmek gerekmektedir ve karşılaştırmalar bu standart kullanılarak yapılmalıdır [11] Modelleme Burulma direnliği analizi için gerekli olan sonlu elemanlar modeli modelleme metodolojisinde belirtilen noktalar dikkate alınacak şekilde oldukça detaylı bir şekilde hazırlanmıştır. Sonlu elemanlar modelleme için CAD modeli ALTAIR Hyperworks sistemine ait Hypermesh yazılımına alınmıştır. Burada katı olarak modellenmiş profillerin orta yüzeyleri alınmış ve daha sonra iki boyutlu kabuk elemanlar ile sonlu elemanlar modeli kurulmuştur. Modelde sadece çelik malzemeden imal edilmiş profiller değil, metodolojide belirtildiği gibi, aynı zamanda kompozit sandviç paneller, alüminyum kenarlıklar, camlar ve kompozit tekerlek üstü panellerle beraber modellenmiştir (Şekil 4.6). Yapı arka süspansiyon noktalarında oluşturulan RBE2 elemanlardan sınırlanır. Arka sol süspansiyon noktası x,y ve z doğrultusunda öteleme (123), arka sağ süspansiyon noktası ise sadece z doğrultusunda (3) kısıtlanır. Ön süspansiyonda ise, RBE2_b elemanların merkezde birleştikleri nokta, x-doğrultusunda (4) dönme serbestliği haricinde kısıtlanır (12356). Sınır şartları Çizelge 4.1 de özetlenmiştir: Çizelge 4.1 : Burulma direngenliği analizi sınır şartları. Sınır Ģartları (SPC) Yükleme Tipi Arka Sol Arka Sağ Ön Sol Ön sağ Burulma Yükleme Burulma yüklemesi ön süspansiyonda 5000N.m lik bir döndürme momenti oluşturularak yapılır. Bu moment, ön süspansiyon RBE2_spider elemanlarına zıt yönlü kuvvetler uygulanarak oluşturulur. Kuvvetlerin büyüklüğünü belirlemek için 42

63 süspansiyon RBE2 elemanların arasındaki y uzaklığı ölçülür. Döndürme momenti değeri bu mesafeye bölünerek uygulanacak kuvvet bulunur. Uygulanan kuvvetin mutlak anlamda bir önemi yoktur; çünkü burulma sonucu oluşacak açı, kuvvet ile doğru orantılı olacaktır. Dolayısıyla aracın büyüklüğüne ve yapının direngenliğine göre farklı kuvvetler kullanılabilir. Kuvvete karar verilirken dikkat edilmesi gereken nokta, kuvvetin yapıda oluşan açının çok küçük olması ve sayısal yuvarlama hatalarının oluşmasını engelleyecek kadar büyük,fakat aynı zamanda yapıda plastik deformasyon oluşturmayacak kadar küçük olmasıdır. Genellikle kuvvet uygulanan noktadaki z yer değiştirmesinin ( z) 1-2 mm mertebelerinde olması normaldir. Şekil 4.11 de burulma direngenliği analizi için sınır şartları ve yükleme şekli gösterilmiştir: FORCE = (5000/y) ön süspansiyon arka süspansiyon ġekil 4.11 : Burulma direngenliği analizi için sınır şartları ve yükleme. Burulma direngenliği, orta noktaya uygulanan momentin (M), bu noktada ve x ekseni etrafında oluşturduğu açıya ( ), oranı olarak hesaplanır (Şekil 4.12): Burulma Direngenliği = M / tan -1 ( z / L) [knm/rad] (4.5) ġekil 4.12: Burulma direngenliği hesaplama. 43

64 4.2.2 Analiz ve sonuçlar Burulma direngenliği için hedef değerleri, aracın bir önceki neslinden ve aynı uzunluktaki araçların seviyelerine göre belirlenmektedir. Yapılan analiz çalışması sonucunda elde edilen sonuçlara paralel olarak, burulma frekansı da bulunup, hedeflere göre yapılan değerlendirme sonucunda, yeterli seviye tutturulamadığı takdirde araç seviyesi geliştirme ve özellikle iterasyon çalışmaları yapılması gereklidir. Bu tip bir geliştirme çalışmasında, lokal olarak yapılacak değişikliklerin pek faydası olmamaktır. Örnek olarak, tavan ve alt şasi yapısının bütününün ele alınması gerekmektedir. Aracın karakteristiği ile ilgili önemli bir bilgi olduğu için değerlerin verilmesi uygun değildir. Ancak bu tip araçlarda, tipik burulma direngenlik değerleri knm/rad mertebelerindedir. Geliştirme çalışmasında, CAD genel gövde ve şasi tasarımı tamamlanmış mevcut araçta yapılan analizler sonucunda, hedef seviyeler tutturulmaktadır Araç teorik modal analizi ve burulma modu tesbiti Yapısal dinamik çalışmaların en önemli amacı bir mühendislik ürününün çeşitli durumlarda göstereceği davranışlar hakkında fikir sahibi olmaktır. Bu ürün ister bir taşıt olsun, ister taşıt üzerinde herhangi bir fonksiyonu yerine getiren bir parça, amaç sistemin işletme şartlarında dinamik cevabın durağan ve kararlı olması hedefidir. Titreşim hareket eden her mekanizmanın ortak problemidir. Sistemin düzgün olarak hareket edebilmesi için ancak yapının hangi frekanslarda ne şekilde davrandığının bilinmesi sonucu yapılan çalışmalar ile mümkündür. Önceki bölümde belirtilmiş olduğu gibi, araç dinamik koşullar altında çalışmakta ve dinamik karakteristiğinin tasarım seviyesinde çok detaylı bir şekilde ortaya konulması gereklidir. Modal analiz terimi, genellikle bir test yöntemi olarak değerlendirilmektedir. Elimizde aracın prototipi olduğu durumda dahi, test yöntemleri ile 12 m ve 19 ton ağırlığa ulaşan bir yapıyı, mod şekillerin rahatlıkla ayırt edilebileceği bir şekilde tahrik edip, daimi halde ( steady-state ) tutmak ancak büyük sarsıcılarla mümkün olabilir. Sarsıcılar temin edilse dahi, gerekli olacak ivme ölçer sayısı ve veri toplama sistemi, bu tarz test yatırımlarını ve çalışmalarını mantıklı olmaktan çıkarmaktadır. Sonuç olarak, analiz çalışmaları ile modellerin olabildiğince doğru olması, bilgisayar ortamında yapılan çalışmaların sonuçlarının araca uygulanabilirliğini arttırmaktadır. Özetle, test çalışmaları ile analiz çalışmaları 44

65 arasında modal analiz bakımından bir ters akış söz konusudur. Aşağıdaki şekilde bu konu açıklanmıştır (Şekil 4.13). ġekil 4.13 : Modal analiz test ve bilgisayar ortamında akış şeması. Şekilde de görüldüğü gibi, test işlemi sırasında frekans tepki fonksiyonlarından, modal kütle, direngenlik ve sönüm özellikleri çıkartılırken, bilgisayar destekli analizlerde oluşturulan ağ modeli ile bu bilgilerden, frekans tepki fonksiyonuna ulaşılmaktadır. Bu yöntemlerin ortak kullanımı, kompleks modellerin, transfer fonksiyonları ile yer değiştirmesine ve modelleme yükünün azaltılmasına olanak vermektedir. Hatta sadece frekans tepki fonksiyonlarından veya modal modellerden oluşan modeller yapılarak, herhangi iki nokta arasındaki transfer fonksiyonları bulunabilmektedir. Tabi, bu durumlarda en önemli husus, birleştirme elemanlarının doğru olarak modele dahil edilebilmesidir ki bunlarda transfer fonksiyonları olarak modele eklenebilir.yine şekil üzerinden değerlendirme yapmak gerekirse, ağ modeli oluşturup, modal analiz yapılması ile yapının modal modeli oluşturulmuş olacaktır. Sadece bu iki basamaklı çalışma sonucunda bile, yapının dinamik özellikleri ile ilgili çok önemli bilgilere ulaşılabilir[12]. Bununla ilgili detaylar, egzoz sistemi geliştirme çalışması içinde detaylı olarak anlatılacaktır. Teorik modal analiz çalışmasının bir başka önemi de, bitirilmiş olan modelin, bütünlüğünün ve doğruluğunun kontrol edilmesine yaramasıdır. Eğer model içinde yer alan parça veya sistemlerde bağlantı problemleri varsa, ve ağ modeli oluşturulurken parçaların birbirlerine tutturulması unutulmuşsa, bu parçalar rijit gövde hareketleri yapmaya başlayacak ve modelden ayrılacaktır. Bu nedenle hangi model üzerinde hangi analiz yapılacak olursa olsun, öncelikle modal analiz ile kontrol edilmesi önerilir[13]. 45

66 Bu noktada en önemli husus, çalışılacak olan üst frekans değerinin belirlenmesidir. Otobüs modelleri genellikle milyon arasında elemandan oluşmaktadır ve çalışılacak olan frekans aralıklarının gelişigüzel seçilmesi hem sonraki adımlarda yapılacak olan frekans tepki fonksiyonu analizlerinin doğruluğunu hem de hesaplama yükünü etkileyecektir. 4 çekirdekli, 8 GB RAM içeren, 2.5 GHz ve üstü işlemcili iş istasyonlarında, 100 Hz e kadar ve her noktadan çıktı istenen bir modal analiz çözümünün tamamlanması yaklaşık olarak 36 saat sürecektir. Yapılacak olan bir iterasyonun sonuçlanması yine aynı süreler devam ederse, 1 hafta boyunca işlemci meşgul olacak ve geliştirme süreleri uzayacaktır. Bu tip çalışmalarda, üst frekans değerleri, aracın maruz kalacağı zorlanmaların hangi frekanslara kadar etki edeceği ile belirlenir. Araçta kullanılacak motorun silindir sayısı, motor maksimum devri, diğer girdi kaynakları bu değerin tespiti için önemlidir. Genellikle yol kaynaklı kuvvetler, çok daha düşük frekanslarda kalmakta ve 25 Hz üzerinden sonra etkisini yitirmeye başlamaktadır. Bu frekanstan sonra motor frekansları baskın hale gelecek ve 2200 devre kadar 6 silindirli bir motor için, yanma mertebesinde, 110 Hz e kadar otobüs şasi ve gövdesini zorlayacaktır. Diğer yandan bundan sonraki dallanma, akustik ve titreşim beklentileri olarak ayrılacaktır. Normal şartlar altında Hz üzerindeki titreşimler, insanlar tarafından rahatlıkla algılanmayacaktır. Ancak, yapısal gürültü kaynağı olarak ele alındığı takdirde Hz lere kadar otobüs gövdesi içindeki gürültüye negatif katkısı olabilir. Bu sefer, belirleyici olan, mod yoğunluğu ( modal density ) olacaktır. Normal şartlar altında, sonlu elemanlar analizleri ile modal yoğunluğu çok yüksek olan problemler çözülmemekte, bu tip problemlerin çözümü enerji metodlarına kaymaktadır. Dikkate alınması gereken bir diğer husus, geliştirme çalışmasının ilerleyen bölümlerinde, modal bazlı yapılacak geliştirme çalışmalarında, frekans tepki fonksiyonlarının genliklerinin yüksek frekanslı modların katkısıyla değişebileceğidir. Bu nedenle her ne kadar titreşim olarak algılanabilecek frekanslar, maksimum motor devrinin altında kalsa da, üst frekansı yüksek tutmakla modal etkileşimler dikkate alınmış olacaktır. Bütün bu unsurlar dikkate alındığında, otobüs geliştirme çalışmaları sırasında, dinamik analizler Hz maksimum frekansına kadar değerlendirilmektedir. Burulma direngenliği frekansı ise, global bir mod olup, bir üst bölümde yer alan burulma direngenliği ile birebir ilişkilidir. Şekil 4.4 de gösterildiği gibi, zorlanma frekansının yapının ilk doğal frekansına oranla çok düşük kaldığı durumlarda, 46

67 dinamik amplifikasyon etkisi minimuma inecek ve yapının direngenlik değeri, dinamik davranış için belirleyici faktör olacaktır. Teorik modal analiz çalışmaları, dayanım analizlerine uygun model üzerinde yapılmıştır. Ürün geliştirme süresinin kısalığı, bu noktada da etkileyici bir faktördür. Gürültü ve titreşim çalışmaları için gerekli ağ modeli, dayanım modeline göre daha büyük elemanlarla çalışılabilir. Genellikle tavsiye edilen eleman boyutu, çalışılacak en yüksek frekansa denk gelen dalga boyuna, 6 adet eleman sığdırılmasıdır. Bu şekilde, bir tam dalga boyu, düzgün bir şekilde simule edilebilir olacaktır. Dolayısıyla, eleman boyutları daha da büyük olabilir (geometriyi bozmamak adına 20 mm uygun olmaktadır). Ancak iki farklı uzmanlık dalı için, iki farklı model hazırlanması zaman kaybına yol açacağı için, daha rafine ve ufak eleman boyutlarına sahip olan dayanım modeli üzerinden bilgisayar destekli analiz çalışmalarına devam edilmektedir. Tez kapsamında bu kısımdan sonra da yapılacak araç ve sistem seviyesi çalışmalar, bu ana model üzerinden (Şekil 4.3 c) yapılacaktır Sınır Ģartları ve yükleme Analiz, otobüs serbest halde, herhangi bir noktasından sabitlenmemiş şekilde yapılmıştır ( free-free ). Bu nedenle, ilk 6 mod, rijit gövde modlarından oluşmakta ve yapıda gerinim ( strain ) oluşmamaktadır. Burulma ve eğilme modları, teorik modal analiz sonuçlarından elde edilen mod şekilleri incelendiğinde rahatlıkla gözle bile ayırt edilebilmektedir. Eğer, değerlendirme sırasında mod şekilleri rahatlıkla ayırt edilemez ise, ilgili moda katkısı olan modal kütle etkisi incelenip, global eksene göre, kütle katkı faktörü ( mass participation factor ) belirlenebilir. Bir diğer opsiyon düğüm noktalarındaki kinetik enerjinin hesaplanmasıdır ( grid point kinetic energy ) (MD Nastran, 2010). Teorik modal analizler sırasında yapıya dışarıdan herhangi bir kuvvet uygulanmamaktadır. 47

68 Analiz ve sonuçlar Yapıya ait doğal frekans sonuçları Çizelge 4.2 de gösterilmiştir: Çizelge 4.2 : Otobüs yapısının doğal frekans sonuçları. Tasarım Seviyesi Doğal Frekans (Hz) Mod Şekli Model 12 Hz Burulma 16 Hz Eğilme Burulma moduna ait mod şekli Şekil 4.14 de verilmiştir. ġekil 4.14 : Burulma moduna ait mod şekli. 48

69 4.2.4 Aks yükleri altında yüksek gerilme noktalarının belirlenmesi ve iyileģtirilmesi Bir taşıta etki eden kuvvetler, taşıt cinsine göre değişiklik arz etmekle birlikte temelde iki ana gruba ayrılırlar. Bunlar statik ve tekrarlı dinamik kuvvetlerdir. Taşıtın maruz kaldığı kuvvetlerin büyüklüğü ne kadar önemliyse kuvvetlerin tekrarı da en az o kadar önemlidir. Zira, kuvvetleri periyodik olarak değiştirmek ve değişim sayısını yeter derecede arttırmakla bir malzemeyi statik sınırların çok altında da hasara uğratmak mümkündür. Statik kuvvetler değişken olmayan kuvvetler ile aracın ömrü boyunca en fazla 5x10 3 defa tekrarlanan kuvvetlerdir. Statik kuvvetler, taşıtın kendi öz ağırlığı ve yükü, fren ve kalkış kuvvetleri, viraj kuvvetleri, burulma kuvvetleri, münferit darbe kuvvetleri, çekici ile römork arası bindirme kuvvetleri olarak sayılabilir. Tekrarlı dinamik kuvvetler ise 2x10 6-5x10 6 tekrar sayısından başlayan, yol pürüzlülüğü, lastik çevresinin düzgünsüzlüğü gibi sebeplerden dolayı ortaya çıkar. Bir otobüs gövdesi üzerine etkiyen statik kuvvetlerin doğru hesaplanabilmesi için, prototip seviyesi bir araç ile yol testlerinin yapılarak verilerin toplanması ve bu verilerin de aks ve süspansiyon yüklerine indirgenerek statik, dinamik ve yorulma analizlerinde kullanılması gerekmektedir. Fakat projenin ilk seviyesinde, prototip aracın mevcut olmamasından dolayı, yapının genel davranışını g yükleri ile ve/veya aks-süspansiyon imalatçısından alınan bilgilere göre değerlendirmek mümkün olabilmektedir. Dinamik yüklemeler ve yorulma etkileri burada çalışma kapsamına alınmamıştır Aks yükleri ile statik gerilme analizi Yol yüklerinin mevcut olması durumunda, yolda koşturulan araç üzerinden toplanan tekerlek yükleri araç dinamik modeli kullanılarak süspansiyon ve aks gövde bağlantı noktalarına indirgenir. İndirgenen bu yükler içinden en düşük ve en yüksek değerler seçilerek statik analizler yapılabileceği gibi, zamana bağlı olarak yorulma analizleri de yapılabilir. Fakat başlangıç seviyesi tasarım için bu söz konusu olamamakta; bu yüzden de imalatçıdan alınan aks-süspansiyon yükleri statik gerilme analizi için kullanılabilmektedir. İmalatçı tarafından aşağıdaki şekillerde verilmiş olan tablolar, araç tasarım ekiplerine verilir. Gizlilik nedeniyle verilen değer örnekleri tarandıktan sonra şekle yerleştirilmiştir. 49

70 Düşey yükleme altındaki durum, Şekil 4.15 de gösterilmiştir. Bu durum, aracın bir çukura düşmesi halinde maruz kalacağı kuvvetleri ortaya koymaktadır. (a) (b) ġekil 4.15 : Düşey yönde gelen aks kuvvetleri; (a) ön, (b) arka. 50

71 Fren durumunda oluşması beklenen kuvvetler, Şekil 4.16 da verilmiştir. (a) (b) ġekil 4.16 : Fren durumunda oluşması beklenen kuvvetler; (a) ön, (b) arka. 51

72 Son olarak viraj alma durumundaki yükler Şekil 4.17 de verilmiştir. Bu yükleme durumunda, fren yükleri ön aks için viraj yüklerini de kapsadığından, ayrıca bir yükleme koşulu yoktur. Sadece arka aks için yükleme durumu verilecektir. ġekil 4.17 : Viraj durumunda arka aks yükleri. Bu araçta ön aks kapasitesi 70 kn ve arka aks kapasitesi 120 kn olarak alınmıştır g yükleri altında gövde analizi Aks yüklerinin elde edilemediği durumlarda, araç üzerine daha önceden belirlenmiş g-yükleri uygulanabilir. Bu değerler zaman içinde tecrübe ve daha önce yapılmış olan geliştirme çalışmaları sırasında belirlenmiştir. Bu yüklerde aks, gövde bağlantı bölgelerine uygulanmaktadır. Çizelge 4.3 de yükleme şekli verilmiştir. Çizelge 4.3 : g yükleme şekli. Hareket Şekli Yükleme Şekli Kasis Kasis+Fren Viraj alma 3g_z 3g_z+1g_x 1g_z+1g_y 52

73 Sonuçlar Statik analiz çalışmaları değerlendirilirken, öncelikle gerilme yığılmaları olan bölgelere odaklanılır. Önceki projelerde geliştirme kapsamında yapılan test çalışmaları sonrasında, otobüs yapısının ağırlıkla dayanım problemi yaşadığı yerler belirlenmiş olup, bu bölgelerdeki yığılmalarda detaylı bir şekilde kontrol edilmelidir. Sonuçların değerlendirilmesi sırasında dikkate alınması gereken bir diğer nokta, kullanılacak güvenlik katsayıdır. Her firma zaman içinde kendi katsayılarını geliştirmiş ve oluşan gerilme seviyelerini bu katsayılar ile çarparak yorumlamaktadır. Bu noktada önemli olan bilgi oluşan gerilmenin seviyesidir ve kullanılacak malzemenin akma değeri ile kıyaslanarak, bir dayanım problemi olup olmayacağı ortaya konulmaktadır. Kritik bölgeler tespit edildiği takdirde, geliştirme çalışmaları kapsamında, iterasyon ve gerekli olduğunda yapısal optimizasyon ile gerilme seviyeleri düşürülerek, hedef seviyelerin tutturulması sağlanır. Aşağıda sırasıyla yükleme durumlarında oluşan gerilme dağılımı sonuçları gösterilmiştir ve gerilmeler von Mises gerilmeleridir. Şekil 4.18 de düşey yükleme altında von Mises gerilme dağılımı analiz sonuçları verilmiştir. Bu bölgede ilk tercih edilen malzeme St37 yerine analiz sonrası St52 malzeme ataması gerçekleştirilmiştir. Statik Maks. Gerilme = 565 MPa (a) 53

74 Statik Maks. Gerilme = 370 MPa (b) ġekil 4.18 : Düşey yükleme altında gerilme dağılımı; (a) ön aks aks bölgesi. bölgesi, (b) arka Sonuçlara istinaden yapılan değerlendirmede, ön ve arka aks bölgesinde dikey yükleme altında, hedef seviyelerin üzerinde gerilme oluşması beklenmemektedir.şekil 4.19 da frenleme sırasında oluşan von Mises gerilme dağılımı verilmiştir. Bu bölgede malzeme değişikliğine gidilerek St37 yerine St44 kullanılması tavsiye edilmiştir. 54

75 Statik Maks. Gerilme = 445 MPa (a) Statik Maks. Gerilme = 200 MPa (b) ġekil 4.19 : Frenleme sırasında gerilme dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. Frenleme durumu içinde, düşey yükleme koşuluna paralel olarak, aşırı gerilme artışı olması beklenen noktalar tespit edilmemiştir. Kritik değerin oluştuğu profillerde malzeme kalite değişikliği yeterli görülmüştür. 55

76 Şekil 4.20 de viraj alma durumunda von Mises gerilme dağılımı verilmiştir.kritik bir durum tesbit edilmemiştir. Statik Maks. Gerilme = 106 MPa (a) Statik Maks. Gerilme = Gerilme konsantrasyonu görülmüyor ġekil 4.20 : Viraj alma sırasında gerilmele dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. (b) 56

77 Şekil 4.21 de kasis g-yükleri altında von Mises gerilme dağılımı verilmiştir.kritik olan 535 MPa gerilme yığılmasının olduğu parçanın kalınlığı 4mm den 5mm ye çıkarılmış ve aynı zamanda malzeme değişikliği tavsiye edilmiştir. Statik Maks. Gerilme = 535 MPa (a) Statik Maks. Gerilme = 200 MPa (b) ġekil 4.21: Kasis sırasında gerilme dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. 57

78 Şekil 4.22 de kasis ve fren g-yükleri altında von Mises gerilme dağılımı verilmiştir.kritik olan 550 MPa gerilme yığılmasının olduğu parçanın kalınlığı 4mm den 5mm ye çıkarılmış ve aynı zamanda malzeme değişikliği tavsiye edilmiştir. Statik Maks. Gerilme = 550 MPa (a) Statik Maks. Gerilme = 200 MPa (b) ġekil 4.22 : Kasis ve fren sırasında gerilme dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. 58

79 Şekil 4.23 de viraj alma g-yükleri altında von Mises gerilme dağılımı verilmiştir. Kritik olan 546 MPa gerilme yığılmasının olduğu profil kalınlığı artırılmış ve aynı zamanda malzeme değişikliği tavsiye edilmiştir. Statik Maks. Gerilme = 546 MPa (a) Statik Maks. Gerilme = 200 MPa (b) ġekil 4.23 : Viraj alma sırasında gerilme dağılımı ; (a) ön aks, (b) arka aks bölgesi. 59

80 4.2.5 Sistem seviyesi analizler Otobüs genelinde yapılan çalışmalara paralel olarak, sistem seviyesinde de geliştirme çalışmaları yapılmaktadır. Sistem seviyesinde yapılan çalışmalarda önemli olan husus çalışılacak sistemlerin seçilmesidir. Otobüs imalatçıları, taşıyıcı yapı, iç ve dış trim ve araç içi yerleşim gibi konularda kendi mühendislik çalışmalarını yaparak, ürüne dönüşecek olan aracı geliştirirler. Diğer başlıca sistemler, ilgili konularda uzmanlaşmış firmalardan temin edilmekte ve montajı yapılmaktadır. Normal şartlar altında kendi ürün geliştirme ve mühendislik süreçlerini yöneten otobüs firmaları, çalıştıkları tedarikçilere, kendilerinden temin edecekleri sistem ve parçalar için hedefler verirler. Tedarikçiler ilgili hedefleri tutturduklarını gösteren test veya onay raporlarını gösterirler ve ürünlerin araca takılması mümkün olur. Bu yüksek adetle çalışan binek araç üreticilerinde mümkün olmakla beraber, otobüs imalatçıları, motor ve aktarma organları dışındaki sistemler için tedarikçi firmalarla beraber çalışarak, kendi sistemlerine uyacak ürünlerin üretimine katkıda bulunurlar. Parça ve sistem seviyesi hedefler tutmadığı sürece, araç seviyesi hedeflerin tutturulması da mümkün olmamaktadır. Tabi burada ana sanayinin kendi kaynaklarını üreticilerin ürünlerini geliştirmek anlamında harcanmasını önlemek için, sıklıkla problem yaşanan ürünlerde bu şekilde bir yol izlenmesi tercih edilir. Ön ve arka çeki kancası gibi yönetmeliklere tabi parçaların, ki bu parçalar genellikle otobüs firması içinde üretilmektedir, mutlaka mühendislik çalışmaları tamamlandıktan sonra test çalışmalarına başlanmalıdır. Tez kapsamında konu olan diğer sistemler, dayanım problemi yaşandığında müşteri güvenliğini ve müşterinin marka algısını olumsuz etkileyebilecek sistemlerden seçilmiştir. Özellikle motor kulağı braketlerinde yaşanabilecek bir kırılma problemi, fark edilmediği takdirde, seri halde, diğer parçalarda kırılma ve bunun sonucunda, sürüş esnasında yaşanabilecek problemlere neden olabilir. Egzoz sistemi braketlerinde ise, genellikle motor üzerinden iletilen titreşimler sonucunda, dayanım problemleri yaşanmakta ve gövde bağlantı braketlerinde problemler yaşanmaktadır. Son olarak direksiyon titreşimi, otobüs şoförlerinin marka algısını olumsuz etkilemekte ve zaman içerisinde, direksiyon mili veya gövde bağlantı noktalarında yorulmaya bağlı kırılmalara neden olmaktadır. Bu bilgiler ışığında, sistem seviyesi analizler yapılarak, olası dayanım problemlerinin önüne geçilmeye çalışılmıştır. 60

81 4.2.6 Motor kulakları statik yük dağılımı hesaplama ve gerilme analizi Otobüs sektöründe, farklı ülkelerden müşterilerin özellikle servis hizmetlerinde problem yaşamaması için değişik aktarma sistemi (powertrain) uygulamalarına sıklıkla rastlanmaktadır. Her aktarma sisteminin ise; takoz sayısı, parça ağırlıkları ve ağırlık merkezleri farklı olmakta, dolayısıyla motor kulakları ve etrafındaki taşıyıcı yapıya gelen yükler değişmektedir. Aktarma sistemlerindeki değişikliğin yapı üzerinde yarattığı etkinin bilinmesi için, ilk önce motor kulaklarına gelen yüklerin hesaplanması, sonra da bu yük şartları kullanılarak gerilme analizlerinin yapılması gerekmektedir. Motor bağlantı braketlerinin statik analizleri lineer statik analizler ile sonlu elemanlar yöntemi kullanılarak gerçekleştirilmiştir Modelleme Modelleme için gerekli bilgiler: motor kulağı braketleri CAD datası, motor ağırlığı ve ağırlık merkezinin (araç eksen takımına göre) koordinatları, şanzuman ağırlığı ve ağırlık merkezinin araç koordinatları, (varsa) retarder ağırlığı ve ağırlık merkezinin koordinatları, kardan mili, şanzuman ve aks bağlantı koordinatları, Motor kulağı braketleri döküm ya da genelde kalınlığı 10 mm den büyük plakaların kaynatılması ile üretildiğinden 3 boyutlu Solid tip elemanlarla modellenmelidir. Aynı sonlu elemanlar modellerinin gerilme analizlerinde de kullanılabileceği göz önüne alınarak mümkün olan durumlarda HEXA elemanlardan oluşturulmalıdır. Kulak braketlerinin takoz ve motor bağlantı delikleri RBE2 elemanlar ile merkezlerinden birleştirilir. Herbir kulak braketi modellendikten sonra, tasarım mühendisi tarafından sağlanan ağırlık merkezi ve kardan mili aks / şanzuman bağlantıları noktalarında düğüm noktaları ( node ) oluşturulur. Şekil 4.24, düğüm noktaları oluşturulmuş ve motor / şanzuman / kardan mili noktalarının RBE2 elemanlarla birleştirilmiş halini göstermektedir. 61

82 ġekil 4.24 : Motor kulakları yük belirleme analizi için hazırlanan FEM modeli. Kardan milini rijit olarak simüle eden RBE2 elemanı oluştururken dikkat edilecek nokta, bağlantıların hareket serbestliğini sağlamak amacıyla şanzuman bağlantı noktası bağımlı düğüm ( dependent node ) noktası olarak seçilerek, dof 5 ve dof 6 serbest bırakılmalıdır. Şekil 4.25 de bu RBE2 elemanın modelini göstermektedir: ġekil 4.25 : Kardan mili rijit elemanın modellemesi. Bu yönler kardan milinin kendi merkezinden geçen eksen etrafında dönmesine ve yine yanal yönde yapacağı dönme hareketine izin vermektedir. Ancak bu şekilde, sistemde oluşacak hareketler doğru olarak modellenebilir. Diğer aktarma organları sistemlerinin rijit yapılar olarak modellenmesinin nedeni, bu bölgelerde gerilme tayini yapılmayacağı için modelleme yükünden kurtulmak ve ağırlık etkisini ağırlık merkezinden vererek RBE3 elemanları kullanılarak yükü dağıtmaktır. RBE3 elemanları RBE2 elemanları gibi, teorik olarak, yapıya ilgili iki düğüm noktası arasında sonsuz direngenlik eklemeyecektir. 62

83 Yük tayini analizi Motor kulakları takoz bağlantılarından 6 yönlü kısıtlanır (SPC ). Kardan mili gövde bağlantı noktası ise y yönü ve z yönü dönmeleri serbest kalacak şekilde diğer yönlerden kısıtlanır (SPC 1234). Motor ve şanzıman ağırlıkları kuvvete çevrilerek ilgili ağırlık merkezlerine uygulanır. Dikey yönde ağırlıkların 3 katı (3g), yanal ve boyuna yönde ise 1 katı (1g) olarak 3 ayrı yük şartı (loadcase) olarak uygulanır. Şekil 4.26 yük dağılımı analizine hazır örnek bir sonlu elemanlar modelini göstermektedir: ġekil 4.26 : Motor kulakları yük belirleme analizi sınır şartları ve yüklemeler. Model, analize hazırlanırken output request olarak SPCFORCES seçilir. Böylece SPC düğümlerindeki tepki kuvvetleri 3 yönlü olarak okunabilir. Her yük koşulu için o yöne ait SPCFORCE okunmalıdır. Örneğin 3g dikey yükleme için SPCFORCE Z bileşenine bakılmalıdır. Bu komut, Nastran ve Altair çözücülerinde ortaktır. Farklı yazılımlar için farklı bir komut kullanılması gerekli olabilir Statik gerilme analizi Her bir kulak braketi için kuvvetler bulunduktan sonra gerilme analizi her braket için ayrı yapılır. Motor kulağı braketleri, kalınlıklarından ve kabuk ( shell ) modelleme kriterlerine uymadıkları için, katı ( solid ) eleman olarak modellenirler. Genel anlamda ele alındığında, kabuk teorisine ( shell theory ) uyan geometrilerde kabuk elemanlar kullanılacaktır. Katı elemanların düğüm noktaları ise sadece 3 öteleme 63

84 yönünde serbestliğe sahiptir. Bu nedenle, dönme sertbestlik dereceleri de dikkate alınarak, yüzeyden gerilme değerleri okunabilmesi için, katı elemanların yüzeyleri, yapıya direngenlik ve ağırlık katmayacak şekilde, 0.01 mm kabuk elemanı ile örülür. Gerilme analizlerinde kullanılacak sonlu elemanlar modelinde kalınlık boyunca en az 2 eleman (3 düğüm noktası) olmalıdır. 3 boyutlu elemanların dörtyüzlü ( tetrahedral ) elemanlar olması durumunda elemanlar 2. dereceden eleman tipine çevrilmelidir (2nd order elements). Ayrıca motor bağlantı delikleri bağlantı yüzeyinden ~5-10 mm önde olacak şekilde RBE2 elemanla birleştirilir. Şekil 4.27 de örnek bir kulak braketi modeli ve RBE2 elemanlarını göstermektedir. ġekil 4.27 : Kulak braketi FEM modeli. Kulak braketi takoz bağlantısı RBE2 merkezinden tüm yönlerde kısıtlanır, SPC1-6. Yük tayini analizinden elde edilen kuvvetler 3 ayrı yükleme şartı olarak motor bağlantı deliklerini birleştiren RBE2 elemanın merkezine uygulanır. 64

85 Analiz ve sonuçlar Tasarımı gerçekleştirilen motor bağlantı braketlerine gelen yüklemenin hesaplanması ve kulak braketlerinin statik gerilme analizleri gerçekleştirilmiştir. Kulak braketleri 2D kabuk elemanları ve 3D hexa elemanlarla modellenmiştir. Motor kütlesi 800 kg, şanzuman kütlesi 350 kg alınmıştır. Malzeme olarak tüm analizlerde St52 sınıf kullanılmıştır. En kritik yükleme olan 3g dikey yükleme sonucu kulak braketlerinin taşıdığı kuvvetler aşağıdaki Şekil 4.28 de gösterilmiştir. ġekil 4.28 : 3g_z ivmelenme durumunda kulak braketlerine gelen yükler. Yük analizi sonucu gerilme analizinde ön kulak braketine uygulanan kuvvet 15,500 N dur. Gerilme analizinde ön kulak braketine dikey yönde kuvvet uygulanırken, braket takoz bağlantısından her yönden (123456) sabitlenmiş ve yük uygulama noktasından da tüm dönme derecelerinden (456) sabitlenmiştir. Yük uygulama noktasındaki sabitleme gereği motor bloğunun rijit olarak diğer braketlere bağlantı oluşturması ve tek bir braketin bağımsız olarak dönme hareketi serbestliğine izin vermemesidir. Ayrıca braketin takoza basma yüzeyi de sadece dikey hareket yönünde (3) sabitlenmiştir. Şekil 4.29 da gerilme analizi sınır şartlarını göstermektedir: 65

86 ġekil 4.29 : Statik gerilme analizi yükleme durumu ve sınır şartları. Gerilme analizi sonucuna bakıldığında en yüksek gerilme 106 MPa olarak kaynak sonu bölgelerinde görülmüştür. Bu değer, malzeme akma gerilmesinin altında olmasına rağmen kaynaklı bölgede olduğu için kaynak operasyonunun hassas yapılması gerekmektedir. Şekil 4.30 da gerilme dağılımını göstermektedir: ġekil 4.30 : Arka kulak braketi statik analiz sonucu von Mises gerilme dağılımı. 66

87 Statik analizler motor kulaklarının, motor ve aktarma organları yükü altındaki gerilme dağılımını göstermek ve kritik gerilme bölgelerini tespit etmek için faydalıdır. Ancak bu braketler, motora direk bağlı oldukları için, motor yanma mertebelerine göre hesaplanan maksimum frekans değerine kadar sürekli tahrik olacaktır. Bu nedenle motor kulakları ve motora katı olarak bağlanmış diğer bileşenler için bir diğer önemli parametre, bu parçaların ilk doğal frekanslarıdır. Tasarım hedeflerinden bir tanesi, ilk doğal frekans değerinin maksimum motor çalışma devrine denk gelen frekansın üzerinde kalmasıdır. Mevcut araçta, 6 silindirli bir motor bulunduğu için, yanma mertebesi, n, 3 olacaktır. Maksimum devir ise 2500 dev/dak alınabilir. Dolayısıyla, motorun çalışmasından kaynaklanacak zorlanmaların maksimum frekansı, aşağıdaki gibi hesaplanabilir. (4.6) Dolayısıyla, mevcut araç için bu değer, 125 Hz olacaktır. Bu değer şirket bünyesinde zaman içinde belirlenmiş bir katsayı ile çarpılarak hedef değeri oluşturulacaktır. Tabii bu değer kontrol edilirken, sınır koşulları motor üzerine sabitlenmiş şekilde olacaktır (Çizelge 4.4.). Çizelge 4.4 : Motor bölgesi doğal frekans analiz sonuçları. Serbest Motora SabitlenmiĢ Ön braket 1300 Hz 300 Hz Sonuç olarak, tasarımı yapılan araca ait motor bağlantı bölgesinde, gerilme analizi ve doğal frekans sonuçlarına göre, kaynak işlemleri tanımlandığı gibi kontrollü yapıldığı takdirde problem beklenmemektedir Ön ve Arka Çeki Kancası Bölgesi Yapısal Analizi Ön ve arka çeki kancasını taşıyan yapının (drawbar), 77/389/EC direktifinde belirlenen römork yükünü taşıyabilecek şekilde tasarlanması gerekmektedir[14]. Ön çeki kancası için kanuni zorunlululuk bulunmasına rağmen, arka çeki kancasının araca yerleştirilmesi opsiyoneldir. Bu nedenle, her geliştirilen yeni araç için ön çeki kancası analizi yapılmasına rağmen, sadece ihtiyaç doğabilecek araçlarda arka çeki kancası analizleri yapılmaktadır. Bu nedenle arka çeki kancası analizleri, sadece 67

88 prosedürü göstermek açısından, başka bir otobüs için yapılan geliştirme çalışması üzerinden gösterilmiştir. Yapıların statik analizleri lineer sonlu elemanlar yöntemi kullanılarak herhangi bir sonlu elemanlar programında gerçekleştirilebilir. Ön ve arka çeki bölgelerine ait tasarım Şekil 4.31 de gösterilmiştir Modelleme Ön ve arka çeki bölgeleri, 1.dereceden 8mm boyutunda kabuk elemanlar kullanılarak modellenmiştir. Yukarıdaki bölümde açıklandığı gibi, arka çeki kolu analizleri farklı bir otobüs üzerinden gidilerek çözüleceğinden şasi de farklılık ortaya çıkacaktır. ġekil 4.31 : Çeki kancası bölgesi FEM modeli; (a) ön, (b) arka. 68

89 Sınır Ģartları ve yükleme Yük miktarı 77/389/EC direktifinde belirtildiği üzere araç ağırlığının en az yarısı kadar olmalıdır. Bu durumda araç ön ve arka çeki kancasının bağlandığı noktalara araç ağırlığın yaklaşık yarısı olan 10 ton kuvvet basma şeklinde uygulanmıştır. Modeller yan gövde ve orta şasi noktalarından her yönde kısıtlanmıştır Analiz ve sonuçlar Ön ve arka çeki kancası bölgesi analiz sonuçları Şekil 4.32 ve 4.33 de gösterilmiştir. ġekil 4.32 : Ön çeki kancası bölgesi gerilme dağılımı (MPa). 69

90 ġekil 4.33 : Arka çeki kancası bölgesi von Mises gerilme dağılımı. Analiz sonuçlarına göre, ön çeki kancasına araç ağırlığının yarısı kadar yükleme uygulandığında oluşan gerilmeler Şekil 4.32 (a) da görüldüğü gibi kritik seviyelere ulaşmamıştır. Arka çeki kancası bölgesinde aynı yükleme sonucu oluşan gerilmeler 70

91 ise Şekil 4.33 (b) de görüldüğü gibi yüksek mertebededir. Bu bölgede oluşan gerilme yoğunluklarının azaltılmasına yönelik olarak görece zayıf kalan sol taşıyıcı profilin ek profil ve desteklerle güçlendirilmesi ve çeki kancasının bağlandığı saç plakanın desteklenmesi önerilmiştir. Çeki kancası analizi onay için yeterli olmamaktadır. Bu analizin ikinci adımı yorulma analizleridir ve geliştirme kapsamında yorulma analizi de yapılmaktadır. Bu analizler sırasında, hem malzeme yorulması, hem de kaynak yorulması değerlendirilmekte ve hedef çevrim sayısına oranla kıyaslanmaktadır. Her iki analiz çalışması tamamlandıktan sonra onay için yorulma testleri yapılmaktadır. Bu nedenle, firma bünyesinde bir test düzeneği kurulmuştur. Hedef çevrim sayısı bu test koşulları altında değerlendirildikten sonra ancak regülasyona uygun olarak onay alınmaktadır Egzoz sistemi dayanım analizleri Otobüslerde sıkça rastlanan dayanım problemlerinden bir tanesi egzoz sisteminin gövde bağlantı bölgelerinde ortaya çıkmaktadır. Egzoz sistemi motor bloğuna bir flex boru ile, otobüs gövdesine boru ve susturucu hattı boyunca farklı noktalardan, burçlar ile bağlanmaktadır (Şekil 4.34). ġekil 4.34 : Egzoz sistemi geometrisi ve FEM modeli. Egzoz, geliştirme kapsamında birçok farklı çalışmaya maruz kalmaktadır. Otobüs sektöründe, egzoz sistemi, binek araçlardan farklı olarak geliştirilmektedir. Egzoz üreticileri, araç tasarımına ve özellikle paketlemeye göre ölçü alarak egzoz borularını ve yaklaşık hesaplarla da susturucuyu tasarlayarak üretirler. Bu çalışma süresince, pek fazla mühendislik çalışması yapılmamaktadır. Bu nedenle otobüs imalatçıları veya egzozlarını bu şekilde temin eden firmalar, kendi geliştirme çalışmalarını 71

92 yapmak durumundadırlar. Dayanım analizlerinin yanı sıra, basınç düşümlerini tespit etmek ve geri basıncı azaltacak önlemler de alınmaktadır. Egzoz sisteminin geliştirme çalışması kapsamında, sadece statik değil, dinamik olarak da inceleme yapılması gerekmektedir Modelleme Statik analizler için egzoz sistemi, flex bağlantısından itibaren modellenmiştir. Gövdeye bağlı noktalarda, burç kullanıldığı için, gövde ile borular arasına, üreticiden gelen statik direngenlik değerini içerecek şekilde burç elemanları yerleştirilmiştir (CBUSH). Bu burçların diğer uçları ise sabitlenmiştir (SPC). SPC tek nokta sınır koşulu anlamına gelmektedir ve düğüm noktalarından uygulanır. Dinamik analiz de ise, frekansa bağlı dinamik direngenlik değerleri kullanılarak, ancak bu sefer, gövdenin yapısı da dikkate alınarak modellenmiştir. Bunun nedeni dinamik analiz çalışması altında anlatılacaktır Analiz ve sonuçlar Öncelikle statik analiz sonuçları verilmiştir (Şekil 4.35). Statik analizler x, y ve z yönlerinde sırasıyla 1g,1g ve 3g yük altında gerçekleştirilmiştir. ġekil 4.35 : Egzoz sistemi statik analiz sonuçları. 72

93 Analiz sonuçlarında görüldüğü üzere, statik yükleme koşulları altında, aşırı bir gerilme durumu oluşmamaktadır. Bir sonraki adım ise dinamik analizlerin gerçekleştirilmesidir. Bu çalışmalar, modele taşıyıcı şasi yapısının bir kısmı da dahil edilerek yapılmıştır. Bu sayede, sınır koşulları gerçek işletme koşullarına çok daha uygun olmaktadır. Dinamik analiz çalışmalarına modal analiz ile başlanmaktadır. Bu analiz sonucunda, elemanlarda oluşabilecek modal gerilme sonuçları elde edilebilir. Modal analizde bilindiği üzere, özvektörler ( eigenvectors ), göreceli olarak ortaya konulmakta daha sonra, ortogonalite özelliklerinden faydalanılarak, ilgili mod için modal direngenlik ve modal kütle (ve tabi eğer modelde varsa, modal sönüm) değerleri elde edilmektedir. Bu bilgi üzerinden, özvektörlerin göreceliğinin kıyaslanabilir bir hale getirilmesi, kütle normalizasyonu ( mass normalization ) ile gerçekleştirilmektedir. Kütle normalizasyonu yapıldıktan sonra, elemanlar üzerinden modal gerilme okunabilir. Bu gerilme değeri, sisteme herhangi bir kuvvet uygulanmadığı için sadece, frekansa bağlı bir kuvvet uygulandığında, hangi frekansta, hangi bölgelerde gerilme yığılması olabileceğine işaret etmektedir ancak tek başına bundan daha fazla bir bilgi içermez. Bu şekilde, egzoz sisteminin Hz aralığında modal analizi ve modal gerilme dağılımı elde edilmiştir (Şekil 4.36). ġekil 4.36 : Rölanti devri için modal gerilme dağılımı. Araç üzerindeki bağlantı bölgeleri için firma bünyesinde, noktasal FRF ( point FRF ) için hedef konulmuştur. Frekans cevap fonksiyonu hız çıktısı için değerlendirildiğinden, mobilite ( mobility ) bilgisi vermektedir. Bu şekilde farklı 73

94 taşıyıcı yapıların empedans ( impendance ) değerleri birbirleriyle kıyaslanabilir. Noktasal FRF analizi, frekansa bağlı olarak, birim girdiye karşılık gelen hız seviyesini tespit etmekte ve yapının dinamik özellikleri ile ilgili bilgi vermektedir. Analiz sonuçları, üstteki resimde (Şekil 4.36) sağ tarafta görülen braket içindir. Noktasal taşınım değeri, hedef değer ile kıyaslanmaktadır (Şekil 4.37). Şekilde kırmızı çizgi hedef değeri, siyah çizgi ilk durumu, mavi çizgi ise iyileştirme önerisi uygulanmasından sonraki durumu göstermektedir. ġekil 4.37 : Egzoz braketi noktasal taşınım sonuçları. Sonuçlardan görüldüğü gibi, iyileştirme önerileri ile, özellikle araç x ve y yönlerinde önemli bir iyileştirilme sağlanmıştır. Ancak z yönünde, halen, hedef seviyeye ulaşılamamıştır. Paketleme nedeniyle, istenilen öneriler uygulanamadığı için, bu yönde daha fazla geliştirme sağlanamamaktadır. Braketin ilk hali ve eklenen parça aşağıdaki şekilde görülebilir (Şekil 4.38). 74

95 ġekil 4.38 : Egzoz braketi modifikasyon önerisi. Bir sonraki aşamada, çalışma şartları altındaki durumda gerilme analizi yapılmıştır. Testler sırasında motor üzerinden toplanan ivme datası ile zorlanmış hareket ( enforced motion ) altında incelenmiştir. Her üç yönde motor üzerinden toplanan ivme dataları aşağıdaki şekilde verilmiştir (Şekil 4.39). ġekil 4.39 : Motor üzerinden toplanmış olan titreşim ivmelerinin seviyesi. Yukarıda verilen datalar, sürüş koşulları altında toplanmıştır. Bu veri aynı aracın 4 silindir motorlu versiyonu üzerinden toplanmıştır. Bu nedenle rölanti devrinde (20 Hz) ve y yönündeki harmoniğinde (40 Hz) tepeler görülmektedir. Bu yükleme durumu altında, gerilme dağılımı aşağıdaki gibi verilmiştir (Şekil 4.40). 75

96 ġekil 4.40 : Zorlanmış titreşimler altında yapıdaki gerilme dağılımı- 20 Hz. Gerilme yığılması, kaynak bölgesinde ortaya çıkmıştır. Bu bölgede, dayanım problemi yaşanması olasılığı yüksektir. Seviyeler 500 MPa civarında olduğu için, kaynakların resimde işlendiği şekilde çalışılması belirtilmiş ve testler sırasında bu bölgenin yakın takibe alınması önerilmiştir. Bu arada dinamik analiz sırasında elde edilen diğer önemli bilgi, gövde bağlantı noktalarının olabildiğince nodal (özvektörde hareket etmeyen bölgeler) bölgelere yakın olarak yerleştirilerek, bu bölgede yapının doğal frekansından kaynaklanabilecek tepki seviyelerinin önüne geçilmiştir olacaktır Direksiyon sisteminin titreģim açısından geliģtirilmesi Otobüs gövdesinin yapısı geliştirilirken, sistem seviyesi çalışmalarda görüldüğü gibi, bu sistemlerin bağlandığı yerlerin de dikkate alınması gereklidir. Yani çalışmalar, gövde ve şaside yapılacak olan değişiklikler, sistem ve parça seviyelerinin statik ve dinamik özelliklerini de etkileyecektir. Direksiyon sistemi, buna örnek olarak verilebilir. Otobüsler direksiyon sistemi, araç ön gövde ve ön şasisine birçok noktadan bağlanmaktadır. Ön bölgedeki yapısal zayıflıklar, bazı sistemlerde aşırı titreşim problemlerine neden olabilmektedir. Direksiyon gibi, araç şoförünün çok uzun saatler irtibatta olduğu parçalarda bu tip yüksek tepkiler, hem araç algısını kötüleştirmekte, hem de zaman içinde dayanım problemlerine neden olmaktadır. Direksiyon titreşimi seviyeleri, yeni bir otobüs geliştirme programı başında (Bknz. Şekil 2.1) belirlenen hedefler ile kıyaslanarak geliştirme çalışmalarına yön verilir. 76

97 Hedef seviyelerin üzerinde kalındığı durumlarda, öncelikle gövde ve şasi hassasiyetleri incelenir. Operasyonel koşullara göre, çalışmalar farklılık göstermektedir. Mesela, titreşimler sadece rölanti devrinde gerçekleşiyor olabilir veya sürüş koşullarında gerçekleşebilmektedir. Buna göre yapılacak çalışmanın içeriği biraz farklılık gösterebilmektedir. Araç tasarımı tamamlandıktan sonra, üretilen prototip üzerinde testler yapılmaktadır. Bu testlerden bir tanesi, araç içindeki titreşim seviyelerini belirlemekte kullanılmaktadır. Mevcut araç prototipinde yapılan testler sırasında, direksiyonda hissedilen titreşim seviyesinin hedef seviyelerin üzerinde olduğu tespit edilmiştir. Bu koşul, hem rölanti, hem de sürüş şartları için geçerlidir (Şekil 4.41). ġekil 4.41 : Rölanti esnasında prototip araçta ölçülen seviye ile hedef seviyenin kıyaslanması. Şekilde görüldüğü gibi, direksiyon titreşimi için belirlenen hedef seviye, aynı sınıftaki en iyi araç seviyesi olarak belirlenmiştir. Ancak prototip araç seviyesi, hedef değerlerin çok üzerindendir. Bir sonraki aşamada sürüş esnasındaki karşılaştırmalar da yapılmıştır (Şekil 4.42). 77

98 ġekil 4.42 : Sürüş esnasında prototip araçta ölçülen seviye ile hedef seviyenin kıyaslanması. Operasyonel koşullarda, her yöne ve her üç yönün toplam etkisine beraber bakılmalıdır. Niyahetinde, sürücü, toplam tepkiyi hissedecektir. Yukarıdaki sonuçlar değerlendirildiğinde, bu titreşim seviyelerinin düşürülmesi için geliştirme çalışmasının genişletilmesine karar verilmiştir. Rölanti devri için, frekans katkı analizleri yapıldığında (tez kapsamında bu konunun detayına girilmeyecektir, daha detaylı bilgi için, dinamik analiz yazılımlarının yardım kılavuzları incelenebilir), özellikle 33 ve 35 Hz e denk gelen mod şekillerinin tepkinin oluşumuna ağırlıklı katkısı olduğu ortaya konulmuştur. Bu frekanslara denk gelen mod şekilleri ( özvektörler ) incelendiğinde, özellikle ön gövde tarafında şekil değişimleri olduğu gözlemlenmiştir (Şekil 4.43). 78