TMMOB Makina Mühendisleri Odası 11.Otomotiv Sempozyumu
08-09 Mayıs 2009
Özet: Taşıt süspansiyon sistemlerinin tasarımında ulaşılması istenen hedeflerden bir tanesi, yaylandırılmamış kütlenin mümkün olduğunca düşük ağırlığa sahip olmasıdır. Bu amaçla, 45 ton kapasiteli beş akslı bir kamyonda kullanılan ve önceleri daha kalın sac malzemeden üretilen bir arka aks gövdesinin cidarı belirli ölçüde inceltilmiştir. Ancak üretilen yeni prototiplere uygulanan düşey yorulma testlerinde, gövdenin öngörülen yük tekrar sayılarına ulaşmadan ve diferansiyel yatağı – gövde kolu geçişindeki belirli bir bölgede yorulma hasarına uğradığı belirlenmiştir.
Hasarın nedenini belirlemek amacıyla önce, gövde malzemesinin imalat sonrası sahip olduğu mekanik özellikler çekme deneyleri yardımıyla elde edilmiştir. Bu veriler ışığında gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizinde, hasara uğrayan bölgelerde gerilme yığılması oluştuğu belirlenmiştir. Uygulanan yorulma analizi, gövde prototipinin istenen yük tekrar sayısından daha önce hasara uğrayacağını da ortaya koymuştur. Hasar bölgesinin formunu oluşturan geometrik parametreler belirlenmiş, yorulma ömrünün istenen düzeye getirilebilmesi amacıyla bu parametreler kullanılarak uygulanabilecek tasarım değişiklikleri ve bunların gerilme yığılmasını azaltıma dereceleri incelenmiştir.
Çalışmadan elde edilen sonuçlar, değiştirilmiş geçiş bölgesi formuna göre hazırlanan gövde numunelerinin düşey yorulma testlerinden elde edilen sonuçlarda karşılaştırılmıştır.
1. GİRİŞ
Taşıt tasarımınındaki temel hedeflerden biri, süspansiyon sisteminde kullanılan yaylandırılmamış kütlenin azaltılmasıdır. Bu durum, yük taşıma kapasiteleri nedeniyle özellikle ağır taşıt uygulamalarında tercih edilen sabit aks konstrüksiyonları açısından önem taşımaktadır. Ancak bu gerçekleştirilirken süspansiyon sistemi yapı elemanlarının, yoldan gelen darbeli ve tekrarlı zorlanmalara karşı koyabilme yeteneğinin de korunabilmesi gerekir [1,2]. Yüksek kapasiteli bir ticari araçta kullanılmakta olan ve örneği Şekil 1’de görülen bir sabit arka aks konstrüksiyonunda, aks gövdesi cidarı % 13,6 oranında inceltilerek, yaylandırılmamış kütlenin azaltılması ve sistemin maliyetinin düşürülmesi hedeflenmiştir. Bu amaçla oluşturulan gövde prototipleri Şekil 2’de prensip şeması görülen düşey yorulma testine tabi tutulmuştur. Aks gövdesi prototiplerinin taşıma kapasitesi ve tekrarlı düşey yükler altındaki yorulma ömrünü belirlemede kullanılan bu testlerde gövde kollarına, yay taşıyıcı bağlantı noktalarından düşey doğrultuda monte edilen hidrolik silindirler, öngörülen test yükünü yorulma hasarı oluşuncaya kadar numuneye tekrarlı olarak uygulamaktadır. Üretici tarafından belirlenen uygunluk kriterine göre, bir gövde prototipinin bu testi geçebilmesi için en az 5.105 yük tekrarı boyunca herhangi bir bölgeden hasara uğramaması
gerekmektedir. Ancak Şekil 3’te geometrik yapısı görülen aks gövdesinin düşey yorulma testi sırasında, bazı numunelerin öngörülen bu sınıra ulaşmadan hasara uğradığı görülmüştür. Testlerde numunelerin yaklaşık 3,7.105 – 4,8.105 yük tekrar sayısı aralığında ve genellikle, gövde kolu - diferansiyel yatağı geçiş bölgelerinde (E1, E2) hasara uğradığı belirlenmiştir [3,4]. Test sırasında oluşan hasara ait örnek Şekil 4’te verilmektedir. Hasarın nedenini belirlemek amacıyla, CATIA® V5R15 yazılımı kullanılarak gövdenin üç boyutlu katı modeli oluşturulmuştur. Gövde malzemesinin imalat sonrası kazandığı mekanik özellikler çekme deneyleriyle belirlenmiştir.
Aks gövdesi Hava yayı
X Y
Z
Yay ekseni
Yay taşıyıcı Bağlantı semeri
Şekil 1. Kamyon arka aks konstrüksiyonu Elde edilen sonuçlar ANSYS® Workbench V11.0 sonlu elemanlar paketinde değerlendirilerek, gövdenin gerilme analizi gerçekleştirilmiştir. Böylelikle yorulma hasarına neden olabilecek gerilme yığılma bölgeleri belirlenmiştir. Çatlağın hangi yük tekrar sayısında ortaya çıkacağı hakkında fikir edinmek amacıyla, hazırlanan gövde modelinin yorulma analizi yapılmıştır.
c
Destek temas ekseni
A
C D
Silindir kuvveti
Hidrolik silindirler
Z
Y
TA
TS
TW
B
Test numunesi
Şekil 2. Düşey yorulma testinin şeması [3,4]
`
E1
E2
X
X-X Kesiti
L
L
134
ts
X
117
E1, E2 : Hasar bölgeleri
Ölçüler mm cinsindendir.
Şekil 3. Arka aks gövdesinin geometrisi [3,4]
Şekil 4. Gövde numunesinde yorulma hasarı Bunun için, çekme deneyi sonuçlarından yola çıkılarak gövde malzemesinin Wöhler diyagramı, yorulma mukavemeti düzeltme faktörleri ışığında yaklaşık olarak oluşturulmuştur. Uygulanan analizden elde edilen sonuçlar ve test sonuçlarının uygunluğu değerlendirilmiştir. Yorulma ömrünün arttırılması için gövde geçiş bölgesinin formunu oluşturan geometrik parametreler, yay taşıyıcı - gövde bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği oranda değiştirilmiş, bu değişimlerin gerilme yığılmasına etkisi, sonlu elemanlar yöntemiyle incelenerek diyagramlar halinde verilmiştir. Elde edilen sonuçlar, düzenlenmiş geçiş formuna göre üretilen yeni gövde prototiplerinin düşey yorulma testlerinden elde edilen sonuçlarla karşılaştırılmıştır.
2. AKS GÖVDESİNİN DÜŞEY YORULMA TESTİ Testler, Şekil 2’de prensip şeması görülen 80 ton kapasiteli bir test standında gerçekleştirilmiştir.
Sistem, ayarlanabilir yüklemeye olanak sağlayan elektronik kumandalı iki hidrolik silindir ile tekerlek temas noktalarını temsil eden ve açıklığı aksın iz genişliği TW’ye eşit C ve D desteklerinden oluşmaktadır. Silindirler, gerçek konstrüksiyonda
semerlerin monte edildiği A ve B noktalarına bağlanmaktadır. Arka aks konstrüksiyonunda kullanılan yay taşıyıcının Şekil 5’te görülen eksenden kaçık yükleme geometrisi nedeniyle, gövde üzerinde yay yükü ile orantılı ilave bir eğilme momenti (ΔM) meydana gelmektedir. Testlerde bu momenti numunelere uygulamak için, hidrolik silindirler aks kollarına eksenden c mesafesi kadar kaçık yerleştirilmiştir.
f
d
e
F
P
B Şasi
bağlantısı
X Z
X Y
Şekil 5. Yay taşıyıcı üzerinde kuvvet çevrimi Yay başına nominal tasarım yükü F= 2850 kg olarak öngörülmektedir. Hava yaylarının monte edildiği tablalara düşey doğrultuda etkiyen bu yük, gövde üzerinde bağlantı noktalarında sistemin geometrisi nedeniyle, P= 4550 kg’lık bir statik reaksiyon oluşturmaktadır. Yol düzgünsüzlükleri nedeniyle taşıtın yaylandırılmış kütlesinde meydana gelecek düşey ivmelenme, bu yükü iki kata kadar çıkarabilmektedir.
Bağlantı semerlerinden aks gövdesine iletilen yükün engebeli yol koşullarındaki dinamik karakteristiğinin belirlenebilmesi için RecurDyn® ticari yazılımı kullanılarak, gövdenin uygulanacağı 45 ton kütleli, beş akslı ağır taşıt hazırlanan bir dinamik taşıt simülasyonu üzerinden, semer bağlantılarındaki düşey yükün engebeli yol koşullarında 182 - 9100 kg aralığında değiştiği belirlenmiştir. Dinamik analiz, tam yüklü durumda, taşıt arka aksının Şekil 6’da görülen engelden 20 km/h sabit hızla geçişini temsil etmektedir. Düşey yorulma testlerinde uygulanan yük, bu aralıkta periyodik olarak değiştirilmiştir. İdealize edilmiş test yükü Şekil 7’de görülmektedir.
X
Y
Z
100 mm
1400 mm Hareket
yönü
P
2
Şekil 6. Beş akslı taşıt modeli
7 8 9 10
Silindir yükü, P (kg)
Zaman, t (s) 9100
4459
182
Şekil 7. İdealize edilmiş test yükü [3]
3. SONLU ELEMANLAR ANALİZİ
Aks gövdesinin CATIA® V5R15 paket yazılımı ile hazırlanmış üç boyutlu katı modeli, gerilme ve yorulma analizlerinin gerçekleştirilmesi amacıyla ANSYS® Workbench V11.0 ticari sonlu elemanlar yazılımına aktarılmıştır. Gövdenin sonlu elemanlar modeli Şekil 8’de verilmektedir.
Şekil 8. Gövdenin sonlu elemanlar modeli Bu modelde her biri üçer doğrusal serbestlik derecesine sahip toplam on düğümden oluşan SOLID187 elemanı kullanılmıştır [5]. Sistemi oluşturan elemanlar arasındaki temas CONTA174 ve TARGE170 elemanları kullanılarak modellenmiştir. Hasar bölgeleri dışında başka bir kritik bölgenin bulunup bulunmadığını belirleyebilmek için ilk aşamada modelin tüm bölgelerinde eşit eleman yoğunluğu kullanılmıştır. Model, 779.305 eleman ve 1.287.354 düğümden oluşmaktadır. Test koşullarının sonlu elemanlar analizine yansıtılabilmesi için gövde, Şekil 8’de görülen C ve D silindirik destekleri üzerine yerleştirilmiştir. Aynı zamanda sınır koşullarını da ifade eden bu destekler yalnızca kendi eksenleri etrafında dönebilmekte olup diğer yönlerde dönme ya da öteleme serbestliğine sahip değildir. En yüksek zorlanma durumunu simüle etmek için sonlu elemanlar analizinde gövde modeline, testlerde kullanılan P=
9100 kg’lık maksimum düşey yük ve bunun oluşturduğu ilave eğilme momenti (ΔM), bağlantı semeri montaj noktalarından, Şekil 9’da görüldüğü gibi uygulanmıştır.
ΔM = (F.g).f
P.g
TW
P.g
ΔM
TS
A B
C D
Şekil 9. Yükleme modeli
Aks gövdesini oluşturan üst ve alt kabuk elemanları, %0,19 C oranına sahip S460N (DIN EN 10025-3; Malzeme numarası: 1.8901[6]) çelik sac malzemeden, preste sıcak olarak şekillendirilmektedir.
Şekillendirme öncesinde sac levha 800ºC’ye kadar ısıtılmakta, presleme sırasında malzemenin sıcaklığı 700-750°C aralığında bulunmaktadır. Anılan ısıl ve mekanik işlemler nedeniyle, malzemenin mekanik özelliklerinde ortaya çıkacak değişikliklerin sonlu elemanlar analizinde dikkate alınabilmesi için üretimi tamamlanmış gövde örneklerinin geçiş bölgelerinden toplam beş adet numune çıkarılarak çekme deneyleri gerçekleştirilmiştir. Deneylerden elde edilen akma sınırı Sy, çekme dayanımı Sut, ve kopma uzaması εmaks
değerleri Tablo 1’de verilmektedir. Sonlu elemanlar analizinde kullanılan bu sonuçlar, yapılan beş adet deneyden elde edilen en düşük değerlerdir.
Tablo 1. Çekme deneyi sonuçları Malzeme E
(GPa) ν Sy
(MPa) Sut
(MPa) εmaks
(%) S460N
(1.8901) 208,5 0,3 497,5 629,9 26,8 Gövdenin gerilme analizi, 1,86 GHz Intel quad-core Xeon işlemcili HP xw8400 Workstation yardımıyla, ANSYS® Workbench V11.0 sonlu elemanlar paketi kullanılarak gerçekleştirilmiştir.
Malzemenin davranışı izotropik olarak tanımlanmıştır.
Analizlerde, gövde kolu - diferansiyel yatağı geçişinde;
F1 ve F2 bölgelerinde gerilme yığılmaları oluştuğu belirlenmiştir. Nominal tasarım yükü P= 4550 kg için yapılan analizde maksimum von Mises gerilmesi σmaks= 194,33 MPa ve statik yükleme durumundaki emniyet katsayısı n= 2,57 olarak hesaplanmıştır. Taşıt simülasyonundan elde edilen P= 9100 kg’lık maksimum yük yay taşıyıcı semerine statik olarak uygulandığında, σmaks= 388,7 MPa ve n= 1,28 değerleri elde edilmiştir. Literatürde statik yükleme için minimum emniyet katsayısı n= 1,2 olarak önerildiğinden, gövdenin statik mukavemet bakımından yeterli olduğu söylenebilir [7]. Maksimum yükleme için alt kabuktaki eşdeğer von Mises gerilmesi dağılımı Şekil 10’da verilmektedir. Testler sırasında yorulma hasarı oluşan bölgelerde gerilme yığılması bulunmaktadır.
Eşdeğer von Mises gerilmesi (MPa)
F2
F1
Diferansiyel kovanı bağlantı çemberi
Şekil 10. Gövde alt yarımında gerilme dağılımı 4. YORULMA ANALİZİ
Gövde işletim sırasında sürekli olarak dinamik zorlanmalarla karşı karşıya bulunduğundan, statik zorlanma yanında yorulma mukavemeti açısından da değerlendirilmiştir [3,4]. Bunun için S460N malzemesinin Wöhler diyagramı, Şekil 11’de görülen pratik bir yöntem yardımıyla, çekme deneyi sonuçları üzerinden yaklaşık olarak oluşturulmuştur. İlk olarak, diyagramı düşey eksende sınırlayan iki yatay asimptot olan Sa1= Sut-σm ve Sa2= Se gerilme değerleri hesaplanmıştır. Sa1’in Nalt= 102 yük tekrar sayısına kadar, Sa2’nin ise çelik malzemeler için sürekli mukavemet sınırı olarak bilinen Nüst= 106 tekrar sayısından sonra sabit kaldığı kabul edilmiştir. Elde edilen iki kesişim noktası arasında diyagramın, Basquin Bağıntısı uyarınca doğrusal karakteristiğe sahip olduğu düşünülmüştür [8].
Sa2= Se
Nalt Nüst log N Sa1= Sut - σm
log Sa
Sak.N= sabit
Şekil 11. Wöhler diyagramının yaklaşık çizimi Sa1’in belirlenmesinde kullanılan ortalama gerilme σm, yorulma testleri sırasında uygulanan maksimum ve minimum düşey yüklere denk düşen gerilmelerin ortalaması olup;
2
min maks m
σ +
= σ
σ (1)
bağıntısından bulunmuştur. Sonlu elemanlar analizlerinden elde edilen değerler yardımıyla σm= 198,22 MPa olarak hesaplanmıştır. Se gövde malzemesinin düzeltilmiş yorulma mukavemeti olup, ideal yorulma dayanımı Se' üzerinden hesaplanmıştır.
Çekme dayanımı 1400 MPa’dan düşük çelik malzemeler için Se', malzemenin çekme dayanımının yaklaşık 0,504 katı olarak verilir [9;10]. Ancak bulunan bu değer, yüzeyi çok hassas işlenmiş, dairesel kesitli ve
çubuk biçimli ideal deney numunesini temsil etmektedir. Aks gövdesi benzeri karmaşık yapılı ve belirli yüzey pürüzlülüğüne sahip parçaların yorulma hesaplarında, bu değer tasarım, imalat ve çevresel etkiler gibi çeşitli etkenleri içeren, düzeltme faktörler ile birlikte değerlendirilmelidir [11]. Böylece Se;
' e e d c b a
e k k k k k S
S = (2)
şeklinde ifade edilir. Yüzey faktörü ka, imalat yöntemine bağlı olup; ka = aSbut bağıntısıyla tanımlanır. Şekillendirme sonrasında parça yüzeyi, sıcak haddelenmiş sacın yüzeyindekine yakın pürüzlülük özelliği kazanmaktadır. Bu durum için a=
57,7 ve b= -0.718 olarak verilir [9]. Çekme deneylerinden elde edilen Sut= 629,9 MPa için ka= 0,564 değerini alır. Bununla birlikte, gövdeye imalatın son aşamasında uygulanan kumlama işlemi yüzey yorulma mukavemetini arttırmaktadır. Bu artış çelikten mamul makine parçaları için literatürde yaklaşık %70 olarak verildiğinden, ka= 0,959 olarak düzeltilmiştir [8]. Aks gövdesinin kritik kesitlerinde kesit yüksekliği h, 50 mm’den büyük olduğundan boyut faktörü kb= 0,75 alınmıştır. Eğilme zorlamasında yük faktörü kc= 1 olup, işletim sıcaklığının T= 0-250°C aralığında olması durumunda sıcaklık faktörü kd= 1 olarak hesaba katılmaktadır [12]. Gövdenin hasara uğrayan bölgelerinde gerilme yığılması oluştuğu, statik analizlerde belirlenmiştir. Bu nedenle yukarıda açıklanan faktörlere ek olarak, gerilme yığılmasına bağlı düzeltme faktörü ke’nin de dikkate alınması gerekir. Anılan değer;
f
e K
k = 1 (3)
şeklinde hesaplanır. Burada Kf yorulma için gerilme yığılma faktörüdür. Güvenliğin ön planda tutulduğu konstrüksiyonlarda Kf, statik gerilme yığılma faktörü Kt’ye eşit alınabilir [9]. Gövdenin Şekil 3’te verilen boyutları ve karmaşık şekli göz önüne alındığında Kt’nin standart literatürden elde edilebilmesi oldukça zor olduğundan, gerilme yığılma faktörü kavramının tanımını veren;
n p
Kt
σ
= σ (4)
bağıntısından yararlanılmıştır. Bağıntıda, σp çentik etkisi nedeniyle ortaya çıkan maksimum gerilmeyi, σn
ise anılan bölgede gerilme yığılması oluşturan etmen bulunmaması durumunda, aynı yüklemede ortaya çıkması beklenen nominal gerilmeyi simgelemektedir [8;13]. σp= σmaks=388,7 MPa olarak alınmıştır. Nominal gerilme σn, Şekil 10’da verilen yükleme modeli üzerinden;
Z M
n =
σ (5)
şeklinde hesaplanmış, gövde kendi ekseni boyunca, hasarın ortaya çıktığı kritik kesit formuna sahip, eğilmeye maruz üniform basit bir kiriş gibi düşünülmüştür [14]. Kritik kesitteki maksimum eğilme momenti Şekil 5 ve Şekil 10 üzerinden;
+
−
= e
.d 2 f
T . T g . P
M W S (6)
bağıntısı yardımıyla, M= 41,9.106 N.mm ve kesitin mukavemet momenti Z= 127.507 mm3 olarak hesaplanmıştır. Böylece σn= 329 MPa bulunmuştur. Bu durumda Kt≈Kf= 1,181 ve ke= 0,846 değerlerini almaktadır. Elde edilen değerler yardımıyla oluşturulan Wöhler diyagramı ANSYS® Workbench V11.0 kullanıcı arayüzünde tanımlanmış ve gerilme-ömür (stress-life) yaklaşımı kullanılarak, sonsuz ömür kriterine göre yorulma analizi gerçekleştirilmiştir.
Analizde, σm>0 durumunda kullanılması önerilen seçeneklerden biri olan Düzeltilmiş Goodman Yaklaşımı uygulanmıştır [8]. Bu yaklaşım, n emniyet katsayısı olmak üzere;
n 1 S S ut
m
e
a + σ =
σ (7)
bağıntısıyla tanımlanır. Burada gerilme genliği σa;
2
min maks a
σ
−
= σ
σ (8)
şeklindedir. Gövde alt yarımındaki emniyet katsayısı dağılımı Şekil 12’de görülmektedir.
F2 F1
Yorulma emniyet katsayısı
Şekil 12. Alt kabukta emniyet katsayısı dağılımı Parçanın dış yüzeyinde en erken hasar başlangıcının F1
bölgesinde ve yaklaşık N= 3.105-4.105 yük tekrar sayısı aralığında ortaya çıkacağı belirlenmiştir. Bu bölgedeki emniyet katsayısı n= 0,93 olarak hesaplanmıştır. İç yüzeyde minimum emniyet katsayısı, gerilme yığılmasının en yüksek olduğu F2 bölgesinde n= 0,767 değerini almaktadır. Bunun anlamı, her iki bölgede de parça için öngörülen minimum sınır olan 5.105’ten daha düşük yük tekrar sayılarında hasar oluşmasının mümkün olduğudur. Belirlenen iki kritik bölge dışında parça, sonsuz ömür koşulunu (N> 106 yük tekrarı) sağlamaktadır.
5. TASARIMIN İYİLEŞTİRMESİ
Gövdenin kritik bölgelerde yorulma ömrünün arttırılması, büyük ölçüde gerilme yığılmasının azaltılmasına bağlıdır. Bunun için gövde-kol geçişinde tasarım değişikliğine gidilmesi öngörülmüş, anılan
değişikliğin üç geometrik parametreye bağlı olduğu saptanmıştır. Bu parametrelerdeki değişimlerin gerilme yığılmasını hangi ölçüde değiştirdiği incelenmiştir.
Şekil 13’te geçiş kesiti üzerinde görülen geometrik parametreler;
• Geçiş uzunluğu, L
• Geçiş yuvarlatması, R ve
• Kesit yuvarlatması, r şeklindedir.
r
E2
R XZ kesiti XZ Kesiti
(Y görünüşü)
X
Y Z
L
L : Geçiş uzunluğu
R : Geçiş yuvarlatması
r : Kesit yuvarlatması
E2 : Hasar başlangıcı
Y görünüşü
Şekil 13. Geçiş kesitinde geometrik parametreler Tasarım iyileştirme aşamasında, söz konusu parametreler asıl katı model üzerinde, Şekil 14’te görülen yay taşıyıcı bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği ölçüde değiştirilmiştir. Bu değişimlerin gerilme yığılmasına olan etkileri, en yüksek gerilmenin ortaya çıktığı F2 bölgesi için diyagramlar halinde verilmiştir.
Diyagramlarda tanımlanan 0 alt indisi parametrenin başlangıç değerini, 1 ise değiştirilmiş değeri temsil etmektedir. Diyagramlar bu iki değerin oranı şeklinde düzenlenmiştir. Parametrelerin değiştirilmiş değerlerine göre oluşturulan yeni modellerin sonlu elemanlar analizlerinde, işlem süresini kısaltmak amacıyla yalnızca kritik bölgelerde eleman yoğunluğu arttırılmıştır. Böylelikle bilgisayar işlem süresi, model başına yaklaşık dörtte üç oranında azaltılmıştır. Eleman yoğunluğu düzenlenmiş sonlu elemanlar modellerinin bir örneği Şekil 15’te görülmektedir.
U civatası Yay taşıyıcı
Bağlantı semeri
L
Şekil 14. Gövdenin yay taşıyıcıya bağlanması
0.00 100.00 200.00 (mm) 50.00 150.00
Şekil 15. Geçiş kesitinde düzenlenmiş sonlu elemanlar ağı
İlk olarak geçiş yuvarlatmasındaki (R) artışın σmaks üzerindeki etkisi incelenmiştir. Prensibi Şekil 16’da görülen bu uygulamada, R değeri %10 ve %20 oranlarında arttırılmış iki yeni modele, yükleme koşulları aynı kalmak suretiyle sonlu elemanlar analizi uygulanmıştır. Yapılan değişikliğin F2 bölgesindeki gerilme yığılmasına etkisi Şekil 17’de görülmektedir.
İlk tasarım Düzenlenmiş tasarım Diferansiyel kovanı
montaj yüzeyi R0
R1
Aks gövdesi
Şekil 16. Geçiş yuvarlatmasının arttırılması
320 330 340 350 360 370 380 390 400
100 105 110 115 120
Series1 Poly. (Series1)
1 1,10 1,20 400
380
360
340
320
Geçiş yuvarlatma oranı, R1 / R0 (-) Maksimum gerilme, σmaks (MPa)
Şekil 17. Geçiş yuvarlatmasındaki artışın F2 bölgesinde gerilme yığılmasına etkisi
Buna göre, R1= 1,2R0 olması durumunda σmaks’ın %8,2 oranında azaldığı belirlenmiştir. İkinci aşamada, R1=1,2R0 koşulu değiştirilmeden kesit yuvarlatması r, arttırılarak analiz tekrarlanmıştır. r Değerinin artımı için verilen sınırlama yüzey basıncıyla ilgilidir. Bu değer arttırıldıkça, Şekil 14’te görülen bağlantı semerinin gövde koluna temas ettiği oturma yüzeyi azalmakta, bu da bu bölgede parçaya etkiyen yüzey basıncını arttırmaktadır. Bu nedenle, r1/r0 oranının 1,27 değerini aşmaması istenmektedir. Bu sınırlamaya uygun olarak hazırlanan modellerin analizinde, anılan değerin en düşük gerilme yığılmasını verdiği görülmüş, σmaks değerinin yaklaşık %17 oranında azaldığı belirlenmiştir.
Son olarak L geçiş uzunluğunda Şekil 18’e göre yapılacak artımın etkileri incelenmiştir. Söz konusu değişiklik, Şekil 14 ve Şekil 18’de görüldüğü gibi bağlantı semerlerinin ve U civatalarının konumuyla sınırlandırılmaktadır. Bu nedenle L, gövdenin kısa kolu ve bağlantı konstrüksiyonunun izin verdiği L1=1,04L0 ölçüsünde arttırılmış, yapılan analizlerde σmaks açısından düşük değerin r1/r0=1,18 için elde edildiği görülmüştür. Bu değer aynı zamanda yüzey basıncı sınırlaması açısından r1/r0=1,27 oranına göre daha uygundur. Gerçekleştirilen son iki uygulamaya ait sonuçlar toplu olarak Şekil 19’da verilmektedir.
L0
L1
Düzenlenmiş tasarım İlk tasarım
L0
Diferansiyel kovanı montaj yüzeyi
Şekil 18. Geçiş uzunluğunun değiştirilmesi
280,00 290,00 300,00 310,00 320,00 330,00 340,00 350,00 360,00
11 12 13 14
Series 1 Series 2 Poly. (Series 2) Poly. (Series 1)
1 1,09 1,18 1,27 360
340 320 300
280
Kesit yuvarlatma oranı, r1 / r0 (-) Maksimum gerilme, σmaks (MPa)
R1 / R0 = 1,2
280,00 290,00 300,00 310,00 320,00 330,00 340,00 350,00 360,00
11 12 13 14
Series1 Series2 Poly. (Series2) Poly. (Series1)
L1 / L0 = 1,00 L1 / L0 = 1,04
Şekil 19. Kesit yuvarlatmasındaki artışın farklı L1/L0
oranları için F2 bölgesinde gerilme yığılmasına etkisi Şekil 17 ve Şekil 19’dan elde edilen sonuçlar ışığında, L1/L0=1,04, r1/r0= 1,18, R1/R0=1,20 oranlarına göre yeniden düzenlenmiş aks gövdesinde maksimum gerilmenin σmaks=292,3 MPa değerine kadar düştüğü belirlenmiştir. Ayrıca söz konusu gerilme değerinin, hesaplanan teorik nominal gerilmeden düşük olduğu da görülmüştür. Bunun anlamı, Kt’nin 1’den daha küçük bir değer almasıdır. Böyle bir durum pratikte mümkün olamayacağından, yorulma analizlerinde Kt≈1 kabul edilmiştir. Bu değer ve hesaplanan yeni σm
ışığında oluşturulan Wöhler diyagramına göre yapılan yorulma analizinde, parça genelinde sonsuz ömür koşulunun sağlandığı belirlenmiştir. Minimum emniyet katsayısı, değiştirilmiş gövde formu için n≈1,16 değerini almaktadır.
6. DENEYSEL DOĞRULAMA
L1/L0=1,04, r1/r0= 1,18, R1/R0=1,2 Değerleri kullanılarak üretilen dört adet test numunesi P= 9100- 182 kg yükleme aralığında düşey yorulma testine tabi tutulmuştur. Testlerde, 5.105 çevrim sayısı boyunca hiçbir numunenin kritik bölgelerinde hasar oluşumu gözlenmemiştir. Özel olarak, numunelerden bir tanesinin testi 7,3.103 tekrar sayısına kadar sürdürülmüş ve benzer sonuç alınmıştır. Testi tamamlamış numunelere ait örnek Şekil 20’de görülmektedir.
Şekil 20. İyileştirilmiş gövde prototipinin geçiş bölgelerinin 7,3.105 yük tekrarı sonrası görünümü 7. SONUÇ
Düşey yorulma testi koşulları esas alınarak gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizinde belirlenen gerilme yığılma bölgelerinin, testlerde hasara uğrayan bölgelerle tam olarak örtüştüğü görülmüştür.
Maksimum düşey yükün statik olarak etkimesi
durumunda gövdenin mukavemet koşullarını sağladığı;
ancak aynı yükün belirli bir yükleme aralığında tekrarlı olarak uygulanması durumunda tasarım için öngörülen minimum yük tekrar sayısından daha önce hasar oluşabileceği ortaya konmuştur. Tasarımın iyileştirilmesi amacıyla, gövde geçiş kesitinin formunu oluşturan parametreler belirlenmiştir. Bu parametrelerin değişik değerleri için yapılan sonlu elemanlar analizlerinde, gerilme yığılmasını en çok etkileyen parametrenin kesit yuvarlatması (r) olduğu sonucuna ulaşılmıştır. Ancak bu değer, yüzey basıncındaki artış nedeniyle sınırlı ölçüde arttırılabilmektedir. Bu nedenle gerilme yığılmasındaki düşüş diğer parametrelerle desteklenmiştir.
Gerçekleştirilen sonlu elemanlar analizleri, yapılan parametrik iyileştirmelerle, kritik bölgede maksimum gerilmenin %25 oranında azaltılabildiğini göstermiştir.
Bu şekilde elde edilen en düşük σmaks değeri için yapılan yorulma analizinde gövdenin sonsuz ömür koşulunu sağladığı belirlenmiştir. Parametrelerin yeni değerlerine göre oluşturulan numunelerle gerçekleştirilen düşey yorulma testlerinde, üretici tarafından öngörülen yük tekrar sayısına hasarsız şekilde ulaşılabildiği görülmüştür. Yapılan çalışma, incelenen arka aks gövdesini oluşturan üst ve alt kabuğun, sonsuz ömür koşulu da korunarak, %12,3 oranında hafifletilebileceği göstermektedir.
TEŞEKKÜR
Yazarlar, çalışma kapsamında sunduğu lisanslı yazılım, bilgisayar donanımı ve test olanaklarından dolayı, Ege Endüstri ve Ticaret A.Ş.’ye teşekkür eder.
KAYNAKÇA
[1] Kuralay NS, “Motorlu Taşıtlar; Temel ve Tasarım Esasları, Yapı Elemanları”, Cilt 1; Tahrik ve Sürüş Sistemleri, TMMOB Makina Mühendisleri Odası, Yayın No: MMO/2008/484, İzmir, 2008
[2] Reimpell J, Stoll H, Betzler JW, The Automotive Chassis: Engineering Principles, Butterworth- Heinemann, 2002, s.39
[3] Topaç MM, Günal H, Kuralay NS, “Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysis”, Eng Fail Anal 2009; ISSN 1350-6307, DOI:10.1016/j.engfailanal. 2008.09.016 [4] Topaç MM, Günal H, Kuralay NS, “Kamyon arka aks gövdesinde oluşan yorulma hasarının sonlu elemanlar yöntemiyle incelenmesi”, Mühendis ve Makina, TMMOB Makina Mühendisleri Odası Aylık Yayın Organı, Cilt 49, Sayı 583, Ağustos 2008, s. 3-10, ISSN 1300-3402
[5] ANSYS Theory Reference, ANSYS Release 10.0, ANSYS, Inc.; 2005
[6] Yüksel M, Malzeme Bilimleri Serisi-Cilt 1:
Malzeme Bilgisi, TMMOB Makina Mühendisleri Odası, Yayın No: MMO/2003/271/2, Ankara, 2003, s.338
[7] Rende H, Makina Elemanları, Cilt 1, Seç Yayın Dağıtım, İstanbul, 1996, s.3-21
[8] Schijve, J., Fatigue of Structures and Materials, Kluwer Academic Publishers, Dordrecht, Netherlands, 2001, s. 68-172
[9] Shigley JE, Mischke C, Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill, Inc., New York, 1989, s. 286- 288
[10] Lee YL, Pan J, Hataway R, Barkey M, Fatigue Testing and Analysis, Elsevier Butterworth- Heinemann, New York, 2005, s.162
[11] Smith M, Fisher F, Romios M, Es-Said OS, On the Redesign of a Shear Pin Under Cyclic Bending Loads, Eng Fail Anal 2007;14;138-146
[12] Shigley JE, Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill Kogakusha, Ltd., Tokyo, 1977, s.196 [13] Pilkey WD, Pilkey DF, Peterson’s Stress Concentration Factors, 3rd. ed, John Wiley & Sons, Inc, New York, 2008, s.159
[14] Gordon KW, Design, evaluation and selection of heavy-duty rear axles, SAE Transactions, Vol.63, 1955, s.5-34
