Bu araştırmanın gerçek içeriği, basınçlı gazla çalışan deneysel bir Pneumobile aracının pnömatik tahrik sistemini MATLAB/Simulink tabanlı parametrik bir simülasyon ortamında modellemektir. Model; ana basınç tankından başlayarak basınç regülasyonu, yardımcı rezervuar, valfler, bağlantı elemanları, hortumlar, iki çift etkili pnömatik silindir, kremayer-dişli mekanizması, zincir aktarımı, serbest kavramalar, çıkış torku, tekerlek çekişi ve araç hareketine kadar uzanan pnömatik ve mekanik enerji zincirini birlikte temsil etmektedir. Araştırmacılar modelin temel amacını, fiziksel prototip üzerinde değişiklik yapmadan önce basınç, debi, kuvvet, tork, dönme hızı ve gaz tüketiminin sanal ortamda incelenebilmesi olarak tanımlamaktadır.

Referans mekanizmada iki adet çift etkili pnömatik silindir bulunmaktadır. Her silindirin piston çapı 100 mm, strok uzunluğu 320 mm'dir. Piston kollarındaki kremayer mekanizması doğrusal ileri-geri hareketi dişli ve zincir sistemi üzerinden sürekli aynı yönde çıkış dönüşüne dönüştürmektedir. Uzama strokunda bir serbest kavrama tork aktarırken diğer kavrama boşta dönmekte, geri çekilme strokunda görevler değişmektedir. Böylece iki yönlü doğrusal piston hareketinden tek yönlü döner çıkış elde edilmektedir.

Kaynakta maksimum izin verilen 1 MPa basınç ve 100 mm piston çapı kullanılarak bir silindirin teorik maksimum kuvveti yaklaşık 7854 N olarak hesaplanmıştır. 35 mm hatve yarıçapıyla kremayer-dişli grubundaki teorik tork yaklaşık 275 N·m, iki aktüatör ve aktarım oranları birlikte değerlendirildiğinde çıkış milindeki maksimum teorik tork ise 84 N·m olarak verilmiştir. Bu değerler analitik tasarım değerleridir; 60 saniyelik dinamik simülasyonda grafiklerde görülen gerçek zamanlı kuvvet ve tork eğrileri bu maksimum teorik değerlerin altında ve çevrimsel biçimde değişmektedir.

Pnömatik devre ana basınç tankı ve güvenlik sistemi, yardımcı hava rezervuarı ve sağ-sol aktüatör devrelerine ayrılmıştır. Üretici kataloglarındaki nominal debilerden bağıl akış kesitleri hesaplanmış; ana güvenlik devresi için 5,78 mm², yardımcı rezervuar devresi için 10,56 mm², iki aktüatör kolu için ayrı ayrı 10,56 mm² ve hortumlar dahil bütün sistem için 2,91 mm² eşdeğer bağıl kesit bildirilmiştir. Daha sonra sıkıştırılabilir ve boğulmuş akışın klasik Bernoulli yaklaşımıyla yeterince temsil edilemeyeceği kabul edilerek ISO 6358 kapsamında sonic conductance \(C\) ve kritik basınç oranı \(b\) değerleri yaklaşık olarak türetilmiştir.

Modelin son 60 saniyelik simülasyonunda ana tank basıncı gaz tüketildikçe düşmekte, regülatör sonrası basınç yaklaşık 0,6 MPa civarında tutulmaya çalışılmakta ve iki pnömatik silindir ters fazlı biçimde tekrarlayan uzama-geri çekilme hareketi gerçekleştirmektedir. Bu kuvvetler mekanik aktarım üzerinden çevrimsel diferansiyel torkuna ve tekerlek çekişine dönüştürülmektedir. Bununla birlikte çalışma bağımsız bir fiziksel deneysel doğrulama sunmamaktadır; sonuçların büyük bölümü gerçek bileşen katalog parametreleri ve önceki Pneumobile tasarımlarına dayanan simülasyon çıktılarıdır.

Türkiye açısından: Çalışma Türkiye'de geliştirilmiş bir araç veya endüstriyel sistem üzerinde doğrulanmamıştır. Bununla birlikte pnömatik otomasyon, mekatronik, meslek yüksekokulu ve mühendislik laboratuvarları açısından gerçek valf, silindir, boru ve transmisyon parametrelerini aynı Simulink modeli içinde birleştirmesi öğretici bir örnek oluşturmaktadır. Türkiye'de gerçek bir pnömatik araç veya endüstriyel tahrik tasarımında kullanılabilmesi için üreticiye özgü gerçek ISO 6358 parametreleri, kaçaklar, sıcaklık değişimleri, sürtünme, gerçek valf dinamikleri, mekanik verimler ve fiziksel prototip ölçümleriyle ayrıca kalibrasyon ve doğrulama gerekir.

Araştırma gerçekte neyi inceliyor?

Özgün başlığın aksine araştırmanın ana konusu bir denetim hücresi değil, basınçlı gazla çalışan Pneumobile tahrik sisteminin sanal modelidir. Çalışmanın girişinden sonuç bölümüne kadar temel mühendislik problemi, pnömatik devre dinamiği ile mekanik güç aktarımının tek parametrik model içinde birleştirilmesidir.

Araştırmacılar özellikle prototip üretiminden önce şu değişkenlerin tahmin edilebilmesini hedeflemektedir:

• tank ve hat basınçları,
• gaz debisi ve tüketimi,
• pnömatik silindir kuvvetleri,
• transmisyon torku,
• diferansiyel çıkış torku,
• tekerlek çekiş kuvveti,
• araç ivmesi,
• dönme hızı,
• toplam hareket mesafesi.

Çalışmanın yenilik iddiası, pnömatik devrenin mekanik transmisyonla birlikte tamamen parametrik ve yeniden yapılandırılabilir bir MATLAB/Simulink mimarisinde temsil edilmesidir.

Referans Pneumobile mekanizması nasıl çalışıyor?

Çalışmada Technical University of Košice bünyesinde daha önce geliştirilen Air Force TUKE Pneumobile 2019 mekanizması referans alınmıştır. Sayfa 4'teki Şekil 1, çift etkili pnömatik silindirin kremayer, dişli, zincir ve mil sistemine bağlandığı üç boyutlu mekanik yapıyı göstermektedir. Aynı sayfadaki Şekil 2 ise iki serbest kavramanın ileri ve geri strokta dönüşümlü olarak tork ilettiği transmisyon düzenini açıklamaktadır.

Silindir ileri hareket ettiğinde kremayer dişliyi döndürür. Hareket zincir üzerinden birinci şafta aktarılır. Bir serbest kavrama çıkış milini pozitif yönde sürerken diğer kavrama ters yönde serbestçe döner. Piston geri çekildiğinde ara millerin dönme yönü değişir fakat ikinci serbest kavrama devreye girerek çıkış milini yine aynı pozitif yönde sürer.

Bu mekanik düzen sayesinde pnömatik silindirin ileri-geri doğrusal hareketi çıkışta sürekli tek yönlü dönmeye dönüştürülmektedir.

Teorik piston kuvveti nasıl hesaplandı?

Piston kuvveti piston alanı ile basıncın çarpımı üzerinden hesaplanmıştır:

\[ F= \pi \left( \frac{d_{piston}}{2} \right)^2 p_{max} \approx 7854\;N \]

Kaynakta:

• \(d_{piston}=100\;mm\)
• \(p_{max}=1\;MPa\)

olarak verilmiştir.

Dişli-kremayer mekanizmasında hatve dairesi yarıçapı 35 mm olduğunda:

\[ M_k=F\,r\approx275\;N\cdot m \]

sonucu elde edilmektedir.

İki aktüatörün mekanik aktarım oranları hesaba katıldığında kaynakta çıkış mili için:

\[ M_{k,output}=84\;N\cdot m \]

maksimum teorik değer verilmektedir.

Bu üç sayı aynı türden sonuç değildir. 7854 N pistonun teorik maksimum doğrusal kuvvetini, 275 N·m tek kremayer-dişli takımındaki teorik torku, 84 N·m ise bütün mekanik aktarım sonrasındaki teorik çıkış torkunu temsil etmektedir.

Pnömatik sistem hangi ana bölümlere ayrıldı?

Sayfa 7'deki Şekil 5 bütün pnömatik devreyi tek diyagramda göstermektedir. Devre üç temel gruptan oluşmaktadır:

1. ana basınç tankı ve güvenlik/regülasyon sistemi,
2. yardımcı basınç rezervuarı,
3. sağ ve sol çift etkili aktüatör devreleri.

Bu ayrım daha sonra Simulink modelinde de korunmuştur. Böylece her alt sistemin basınç kaybı ve akış kısıtı ayrı parametrelerle temsil edilebilmiştir.

Ana basınç tankı nasıl modelleniyor?

Fiziksel devrenin ana tankı 10 L hacmindedir ve başlangıçta 20 MPa basınçlı azot içermektedir. Azot, kaynağın ifadesine göre kolay bulunabilmesi ve hava ile benzer fiziksel özelliklere sahip olması nedeniyle çalışma akışkanı olarak seçilmiştir.

Burada kaynak içi önemli bir ayar farklılığı vardır. Analitik devre açıklamasında regülatörün tank basıncını:

20 MPa → 1 MPa

seviyesine düşürdüğü yazılmaktadır.

Buna karşılık Simulink modelinin 2.4.1 bölümünde regülatör:

20 MPa → yaklaşık 0,6 MPa

şeklinde modellenmiş ve Şekil 16'daki sonuç grafiği de yaklaşık 0,6 MPa değerini göstermektedir.

1 MPa ayrıca yarışma kurallarındaki maksimum izin verilen basınç olarak teorik kuvvet hesabında kullanılmıştır. Kaynak, analitik devredeki 1 MPa ile simülasyondaki 0,6 MPa arasındaki geçişi açık biçimde gerekçelendirmemektedir.

Yardımcı rezervuarın görevi nedir?

Ana regülatörden çıkan gaz, aktüatörlerin anlık debi taleplerini dengelemek amacıyla yardımcı rezervuara gönderilmektedir. Rezervuar aynı zamanda sağ ve sol pnömatik devrelerin dağıtım düğümüdür.

Ancak rezervuar hacminde de kaynak içi bir uyuşmazlık vardır:

• 2.3.2 bölümünde: 25 L,
• 2.4.2 Simulink model açıklamasında: 24 L.

Verianla metninde bu iki sayı tek bir değere dönüştürülmemiştir.

Bağlantı elemanlarının akışı nasıl hesaba katıldı?

Valf, bağlantı parçası ve hortumların her biri pnömatik sistemde basınç kaybı oluşturmaktadır. Araştırmacılar üretici kataloglarındaki nominal debi \(Q_n\) değerlerini bağıl akış kesitine dönüştürmek için:

\[ S=Q_n\times0.018 \]

ilişkisini kullanmıştır.

Seri bağlanan elemanların birleşik eşdeğer kesiti ise kaynakta:

\[ S_{eq}= \sqrt{ \frac{1}{ \frac{1}{S_1^2}+ \frac{1}{S_2^2}+ \frac{1}{S_3^2}+\cdots+ \frac{1}{S_n^2} } } \]

yaklaşımıyla hesaplanmaktadır.

Bu yöntem sonucunda ana güvenlik grubunun eşdeğer kesiti 5,78 mm² olarak bulunmuştur. Yardımcı rezervuar ve iki aktüatör kolu 10,56 mm² değerindedir. Hortumların etkileri bütün devreye eklendiğinde toplam eşdeğer kısıt 2,91 mm²'ye düşmektedir.

Hortum uzunluğu neden önemli?

Çalışma, 12 mm dış ve 9 mm iç çaplı poliüretan hortumlar için farklı uzunluklardaki bağıl kesit değerlerini kullanmaktadır. Tablo 4'te 0,5 m uzunluk için 51,00 mm², 1 m için 43,79 mm² verilmiştir.

1,5 m hortum için doğrudan referans değeri bulunmadığından araştırmacılar sınırlı veri noktalarından yaklaşık bir eğri oluşturmuş ve:

38,5 mm²

değerini tahmin etmiştir.

Yazarlar bu tahminin sınırlı referans verisine dayandığını ve dağıtılmış akış direncinde küçük sapmalara yol açabileceğini açıkça sınırlılık olarak belirtmektedir.

Neden Bernoulli hesabı tek başına yeterli görülmedi?

Bernoulli ve süreklilik denklemleri ilk akış tahmini için kullanılmıştır; ancak pnömatik valf ve orifislerde sıkıştırılabilirlik, türbülans ve boğulmuş akış oluşabileceği için araştırmacılar daha sonra ISO 6358 yaklaşımına geçmiştir.

ISO 6358 kapsamında iki ana parametre kullanılmıştır:

• Sonic conductance \(C\): boğulmuş akış bölgesindeki akış kapasitesi,
• Kritik basınç oranı \(b\): kritik ve kritik-altı akış rejimleri arasındaki sınır.

Üreticilerin çoğu bileşen için bu iki parametreyi doğrudan vermemesi nedeniyle \(C\) nominal debiden yaklaşık olarak türetilmiştir:

\[ C\approx1.5\frac{Q_n}{P_1} \]

Referans üst basınç \(P_1=0,6\;MPa\) olarak kullanılmıştır.

Kritik basınç oranı ise bütün ilgili elemanlar için:

\[ b=0.3 \]

kabul edilmiştir.

Bu değer üretici tarafından her bileşen için ayrı ayrı ölçülmüş bir \(b\) sonucu değildir; çalışmanın model varsayımıdır.

Simulink modeli hangi bölümlerden oluşuyor?

Model MATLAB 23.2/Simulink, Simscape ve Simscape Fluids kullanılarak dört temel işlevsel grupta kurulmuştur:

1. ana basınç tankı ve güvenlik/regülasyon modeli,
2. yardımcı rezervuar modeli,
3. iki pnömatik aktüatör modeli,
4. valf ve piston konumuna bağlı kontrol mantığı.

Bunların ardından ayrı Simulink hesap blokları aktüatör kuvvetlerini mekanik torka, tekerlek çekiş kuvvetine, ivmeye, dönme hızına ve mesafeye dönüştürmektedir.

İki aktüatör neden ters konumda başlatılıyor?

Aktüatör 1 başlangıçta 0 mm, Aktüatör 2 ise 320 mm konumuna ayarlanmıştır. Böylece biri uzarken diğeri geri çekilir ve mekanizma karşı fazlı çalışır.

Sayfa 21'deki Şekil 18 valf kontrol sinyallerinin +1 ve −1 arasında ters fazlı anahtarlanmasını; Şekil 19 ise buna karşılık iki pistonun birbirine zıt yer değiştirme çevrimlerini göstermektedir.

Bu karşı fazlı çalışma, mekanik serbest kavrama sistemiyle birleştiğinde çıkış şaftında sürekli aynı yönde tork oluşturmayı amaçlamaktadır.

Valf kontrol mantığı nasıl kurulmuş?

Simülasyondaki yön kontrol valfi P, A, B ve T portlarına sahiptir. Kontrol girişi:

• \(+1\): P–A ve B–T,
• \(-1\): P–B ve A–T

akış yollarını etkinleştirmektedir.

Pistonun gerçek konumu önceden belirlenen strok sınırlarıyla karşılaştırılır. Uç konuma ulaşılması halinde valf yönü değiştirilir. S–R Flip-Flop kontrol durumunu hafızada tutarken Unit Delay bloğu geri besleme yolundaki cebirsel çevrimi önlemek için kullanılmıştır.

Valf tanımlarında neden farklı isimler var?

Kaynağın farklı bölümlerinde valf konfigürasyonu aynı terminolojiyle anlatılmamaktadır. Bölüm 2.2'de her aktüatörün 5/2 yön kontrol valfiyle çalıştığı belirtilir. Bölüm 2.3.3'te fiziksel bileşen 5/3 valf olarak tanımlanır ve iki çıkışının kapatılarak 3/3 biçiminde çalıştırıldığı söylenir. Simulink aktüatör modelinde ise 4-Way 3-Position / 4/3 valf bloğu kullanılmaktadır.

Fiziksel valfin Simscape'teki soyut modele dönüştürülmesi teknik olarak mümkün olmakla birlikte kaynak bu farklı tanımları açık bir port eşleme tablosuyla birbirine bağlamamaktadır. Bu nedenle Verianla metninde üç ifade de kaynak içi modelleme farkı olarak korunmuştur.

60 saniyelik simülasyonda tank basıncı nasıl değişiyor?

Şekil 15'te ana tank basıncı başlangıçta yaklaşık 20 MPa'dır ve sistem doldukça ve aktüatörler azot tükettikçe 60 saniye boyunca sürekli azalmaktadır. Grafiğin sonunda basınç yaklaşık 12 MPa civarına yaklaşmaktadır.

Bu değer grafik üzerinden yaklaşık okunmaktadır; kaynak tablo biçiminde kesin 60. saniye sayısı vermemektedir.

Regülatör çıkışında ne oluyor?

Şekil 16'da regülatör sonrası basınç başlangıç geçişinden sonra hızla yaklaşık 0,6 MPa seviyesine ulaşmakta ve küçük periyodik dalgalanmalarla bu seviyede tutulmaktadır.

Bu grafik, simülasyonda kullanılan gerçek regülatör hedefinin analitik bölümdeki 1 MPa ifadesinden farklı olduğunu doğrudan göstermektedir.

Debi grafiğinde kaynak içi uyuşmazlık nedir?

Metin, Şekil 17'yi açıklarken başlangıçta yaklaşık 100 L/dk değerine ulaşan keskin bir tepe olduğunu söylemektedir.

Ancak Şekil 17'nin görünür y ekseni 0–1600 L/dk aralığındadır ve başlangıç geçici cevabı yaklaşık 1500 L/dk mertebesinden başlayıp hızla düşmektedir. Yaklaşık 100 L/dk düzeyi, ilk geçiş sonrasındaki periyodik çalışma bölgesine daha yakın görünmektedir.

Dolayısıyla “başlangıç tepe değeri ≈100 L/dk” ifadesi grafikle uyumlu değildir. Verianla bu değeri grafik üzerinden yeni bir kesin sayıyla değiştirmemiştir.

Aktüatör kuvveti ve diferansiyel tork nasıl davranıyor?

Şekil 20'de iki zıt pnömatik strokun ürettiği toplam aktüatör kuvveti düzenli çevrimlerle yükselip düşmektedir. Kuvvet grafiği teorik 7854 N maksimumun altında kalmaktadır.

Şekil 21'de aynı çevrimsel yapı diferansiyel torkunda görülür. Grafikte tork yaklaşık 25–80 N·m bandında periyodik olarak değişirken analitik maksimum çıkış değeri 84 N·m olarak verilmiştir.

Bu sonuç, mekanizmanın iki zıt aktüatörle pozitif çıkış torkunu sürdürmesine rağmen torkun sabit olmadığını; strok çevrimine bağlı dalgalı olduğunu göstermektedir.

Şekil 22–25 neden dikkatle okunmalı?

Sonuç bölümündeki son dört grafik, kaynak içinde belirgin şekil-alt yazı uyuşmazlığı içermektedir.

• Şekil 22 “Wheel traction forces over time” olarak adlandırılmıştır; ancak görünür y ekseni “Vehicle acceleration [m/s²]”dir.
• Şekil 23 “Vehicle acceleration over time” olarak adlandırılmıştır; ancak görünür y ekseni “Tractive force on the driven wheel [N]”dir.
• Şekil 24 “Rotational speed of the drivetrain over time” başlığını taşırken görünür grafik “Distance [m]” eksenine sahiptir.
• Şekil 25 “Total distance traveled over time” başlığını taşırken görünür y ekseni “Rotational speed [rev/s]”dir.

Grafiklerin eksenleri sonuçların hangi fiziksel değişkeni temsil ettiğine güçlü bir işaret verse de kaynakta şekil numaraları ve alt yazılar açıkça bu şekilde basılmıştır. Bu nedenle Verianla bunları sessizce yeniden numaralandırmamıştır.

Model gerçekten enerji verimliliğini ölçüyor mu?

Model gaz tüketimi, akış kısıtları, basınç kayıpları ve mekanik çıkış arasındaki ilişkileri incelemek için tasarlanmıştır; bu nedenle enerji yönetimi ve verim optimizasyonu için kullanılabilecek bir altyapı sunmaktadır.

Bununla birlikte çalışmada bütün sistem için giriş enerjisi ve yararlı mekanik çıkış enerjisinden hesaplanan tek bir deneysel toplam enerji verimliliği yüzdesi raporlanmamaktadır. “Energy-efficient” ifadesi bir optimizasyon hedefini ve tasarım yaklaşımını tanımlamaktadır; çalışmanın belirli bir yüzdeyle kanıtlanmış nihai verim sonucu değildir.

Çalışmanın desteklediği sonuçlar

• Gerçek Pneumobile bileşen parametrelerine dayalı modüler bir MATLAB/Simulink–Simscape Fluids modeli oluşturulmuştur.
• İki 100 mm çaplı, 320 mm stroklu çift etkili pnömatik silindir modellenmiştir.
• 1 MPa teorik maksimum basınçta tek piston kuvveti yaklaşık 7854 N olarak hesaplanmıştır.
• Kremayer-dişli takımındaki teorik tork yaklaşık 275 N·m olarak hesaplanmıştır.
• Aktarım sonrası teorik maksimum çıkış torku 84 N·m olarak verilmiştir.
• Pnömatik alt sistemlerin nominal debilerinden eşdeğer akış kısıtları hesaplanmıştır.
• Bütün devrenin hortumlar dahil eşdeğer bağıl kesiti 2,91 mm² olarak hesaplanmıştır.
• ISO 6358 yaklaşımına göre sonic conductance ve kritik basınç oranları yaklaşık olarak modele eklenmiştir.
• 60 saniyelik simülasyonda tank basıncı, regülatör basıncı, akış, piston konumu, kuvvet ve torkun dinamik davranışları elde edilmiştir.
• İki aktüatörün karşı fazlı çalışması model içinde kararlı biçimde gerçekleştirilmiştir.

Çalışmanın desteklemediği veya doğrudan test etmediği sonuçlar

• Çalışma evrensel denetim hücrelerinin performansını deneysel olarak değerlendirmemektedir.
• Bu çalışmada kurulan Simulink modelinin sonuçları yeni bir fiziksel Pneumobile deneyiyle doğrudan karşılaştırılmamıştır.
• Gerçek araç üzerinde ölçülen 84 N·m kesintisiz çıkış torku gösterilmemiştir; 84 N·m teorik tasarım değeridir.
• Model bütün gerçek kaçakları, sıcaklık değişimlerini ve mekanik kayıpları eksiksiz temsil ettiğini kanıtlamamaktadır.
• Bütün sistem için deneysel bir toplam enerji verimliliği yüzdesi verilmemiştir.
• 1,5 m hortum parametresi doğrudan ölçüm değil, sınırlı referans verisinden yapılan yaklaşımdır.
• Her bileşenin gerçek ISO 6358 kritik basınç oranı ayrı deneyle ölçülmemiş; \(b=0,3\) varsayılmıştır.
• Simülasyon sonucu gerçek araç menzilinin doğrulanmış saha ölçümü değildir.
• Değişken yol eğimi, gerçek sürüş yükü ve adaptif hava yönetimi mevcut modelin temel doğrulamasında test edilmemiştir.

Çalışmanın Yöntemi ve Bulguları

Temel fiziksel ve simülasyon parametreleri

Analitik kuvvet ve tork sonuçları

Ana güvenlik devresindeki akış elemanları

Ana tanktan sonra kapatma valfi, bağlantı parçaları, regülasyon birimi, çapraz bağlantı, güvenlik valfi, manometre hattı, hızlı egzoz valfi ve susturucu gibi bileşenler bulunmaktadır. Üretici nominal debileri yaklaşık 131 L/dk ile 8443 L/dk arasında değişmektedir.

Seri ana akış yolunda kullanılan elemanlardan hesaplanan eşdeğer bağıl kesit:

\[ \sum S_1=5.78\;mm^2 \]

olarak verilmiştir.

Yardımcı rezervuar devresi

Yardımcı rezervuarın girişinde 3/2 kapatma valfi ve bağlantı elemanları bulunur. Dijital PE5 basınç sensörü rezervuar iç basıncını takip eder.

Bu bölüm için:

\[ \sum S_2=10.56\;mm^2 \]

hesaplanmıştır.

Aktüatör devreleri

Her pnömatik silindirin iki tarafı ayrı valf yollarıyla beslenmektedir. Fiziksel CD12 bileşeni kaynak tablosunda 5/3 valf olarak geçmekte ve nominal debisi 3800 L/dk olarak verilmektedir.

Sol ve sağ aktüatör besleme kollarının hesaplanan eşdeğer değerleri:

\[ \sum S_3=10.56\;mm^2 \]

\[ \sum S_4=10.56\;mm^2 \]

olarak raporlanmıştır.

Bütün devrenin eşdeğer kesiti

0,5 m, 1 m ve 1,5 m hortum parçalarının akış kısıtları da eklendiğinde:

\[ \sum S_{total}=2.91\;mm^2 \]

sonucuna ulaşılmıştır.

Bu sonuç, tek tek alt devrelerin daha yüksek akış kapasitesine sahip olmasına rağmen çok sayıda seri eleman ve hortumun bütün sistemde toplam kısıtı artırdığını göstermektedir.

ISO 6358 parametreleri

Kaynakta seçilmiş bazı sonic conductance değerleri şöyledir:

Bütün \(b\) değerlerinin 0,3 olması deneysel olarak bütün bu bileşenlerde aynı değer ölçüldüğü anlamına gelmemektedir; çalışmanın ortak model varsayımıdır.

Ana tank Simscape modeli

Sayfa 14'teki Şekil 7'de ana tank modeli şu temel blokları içermektedir:

• Gas Properties,
• Constant Volume Chamber,
• Perfect Insulator,
• Pressure Sensor,
• Orifice,
• Pressure Reducing Valve,
• Pipe,
• Solver Configuration,
• Scope ve Display blokları.

Model tankın 20 MPa başlangıç basıncı ile regülatör sonrası basınç farkını birlikte izlemektedir.

Yardımcı rezervuar Simscape modeli

Sayfa 15'teki Şekil 8, regülatör çıkışından yardımcı tanka uzanan boru, orifis, debi sensörü, basınç sensörü ve sabit hacimli oda bloklarını göstermektedir. Bu modelde yardımcı tank 24 L olarak tanımlanmıştır; analitik devre açıklamasındaki 25 L değerinden farklıdır.

Aktüatör Simscape modeli

Sayfa 16'daki Şekil 9'da çift etkili pnömatik aktüatör, iki oda basıncının ölçümü, valf, atmosfer rezervuarı, translasyonel sürtünme, piston/kremayer kütlesi ve konum çıkışı aynı fiziksel model içinde bağlanmıştır.

İleri ve geri yöndeki teorik kuvvetler, iki silindir odasının anlık basınçlarından hesaplanmaktadır.

Kontrol sistemi

Sayfa 17'deki Şekil 10 piston konumu tabanlı anahtarlama mantığını göstermektedir. Compare To Constant blokları uç konumları algılar. S–R Flip-Flop valfin mevcut durumunu korur. Unit Delay cebirsel döngüyü engeller.

Kaynak, bu kontrolün dışarıdan karmaşık bir kontrolcüye ihtiyaç duymadan piston konumuyla kendi kendine çevrim oluşturmasını modelin avantajlarından biri olarak değerlendirmektedir.

Pnömatikten araç hareketine dönüşüm

Sayfa 18–19'daki Şekil 11–14, hesap zincirini aşamalı olarak göstermektedir:

1. silindir ileri/geri kuvvetleri birleştirilir,
2. dişli ve zincir oranları üzerinden şaft torku hesaplanır,
3. diferansiyel çıkışı elde edilir,
4. tekerlek çekiş kuvveti hesaplanır,
5. araç ivmesine dönüştürülür,
6. piston konumundan şaft dönme hızı çıkarılır,
7. toplam tekerlek dönüşü ve yer değiştirme integrasyonla elde edilir.

60 saniyelik simülasyonun temel gözlemleri

Hesaplama maliyeti

Yazarlar modelin ayrıntılı fiziksel yapısının önemli bir hesaplama maliyeti oluşturduğunu belirtmektedir. Birkaç dakikalık gerçek sistem zamanını simüle etmek, çözücü ayarına ve donanıma bağlı olarak birkaç saat hesaplama süresi gerektirebilmektedir.

Bu durum modelin fiziksel ayrıntısı ile hızlı optimizasyon arasında bir ödünleşim olduğunu göstermektedir.

Sayısal kararlılık sorunları

Özellikle geri besleme ve mantıksal anahtarlama blokları cebirsel döngüler oluşturabilmektedir. Araştırmacılar Unit Delay gibi gecikme elemanları ve uygun solver yapılandırmasıyla bu sorunu azaltmıştır.

Modelin doğruluğu ayrıca manuel olarak girilen:

• hortum kesitleri,
• bağlantı kayıpları,
• valf özellikleri,
• silindir parametreleri,
• dişli oranları

gibi verilere doğrudan bağlıdır.

Gelecek çalışmalar

Araştırmacılar sonraki aşamalarda adaptif veya PID tabanlı valf kontrolü, değişken sürüş senaryoları, eğim koşulları, gelişmiş basınçlı hava yönetimi, MATLAB Workspace tabanlı ayrıntılı optimizasyon ve Simscape Multibody ile mekanik hareket görselleştirmesi önermektedir.

Kaynak ve Yöntem Notu

Tam özgün çalışma adı: Design and Optimization of Universal Inspection Cells with Energy-Efficient Pneumatic Actuation

Başlık–içerik notu: Özgün başlık kaynakta aynen bu biçimdedir ve değiştirilmemiştir. Bununla birlikte bilimsel çalışmanın gövdesi “Universal Inspection Cells” üzerine değil, Air Force TUKE Pneumobile pnömatik araç tahrik sisteminin modellemesi ve simülasyonu üzerinedir. Başlıktaki konu ile makalenin gerçek yöntemi ve sonuçları arasındaki bu belirgin uyuşmazlık kaynak çalışmanın kendisindedir.

Yazarlar: Marek Sukop, Rudolf Jánoš, Jakub Brna, Jaroslav Melko.

Yazar sırası: Kaynakta verilen sıra aynen korunmuştur.

Eş birinci / eş katkı: Kaynakta eş birinci veya eş katkı beyanı bulunmamaktadır.

Sorumlu yazar: Rudolf Jánoš.

Kurum: Faculty of Mechanical Engineering, Department of Production Technology and Robotics, Technical University of Kosice, Košice, Slovakia.

Kaynak türü: Hakemli araştırma makalesi; pnömatik tahrik, analitik parametre kestirimi ve MATLAB/Simulink–Simscape Fluids tabanlı mühendislik simülasyonu.

Dergi: Actuators.

Yayınevi: MDPI.

Bibliyografik künyesi: Actuators 2026, 15(1), 36.

Makale numarası: 36.

DOI: 10.3390/act15010036.

Resmî yayın bağlantısı:https://doi.org/10.3390/act15010036

Gönderim tarihi: 24 Kasım 2025.

Revizyon tarihi: 18 Aralık 2025.

Kabul tarihi: 26 Aralık 2025.

Yayın tarihi: 6 Ocak 2026.

Lisans: Creative Commons Attribution (CC BY).

Finansman: Slovak Grant Agency VEGA 1/0294/24 “Research and development of a multi-robotic system with distributed intelligence in the cloud” projesi ile 043TUKE-4/2024 “Creating promising educational tools for the field of additive manufacturing with the implementation of progressive virtual reality elements” projesi tarafından desteklendiği bildirilmiştir.

Veri erişilebilirliği: Çalışmanın özgün katkılarının makale içinde sunulduğu, ek soruların ilgili yazarlara yöneltilebileceği belirtilmiştir.

Çıkar çatışması: Yazarlar çıkar çatışması olmadığını bildirmiştir.

Yazar katkıları: Kavramsallaştırma M.S. ve J.B.; metodoloji M.S. ve R.J.; yazılım M.S.; doğrulama R.J.; veri düzenleme J.M.; gözden geçirme ve düzenleme J.B.; görselleştirme J.B.; danışmanlık M.S. olarak bildirilmiştir.

Bilimsel içerik sınırı: Bu Verianla yazısındaki silindir geometrileri, tank basınçları, akış parametreleri, denklemler, Simulink blokları, kuvvet ve tork hesapları, 60 saniyelik simülasyon bulguları ve sınırlılıklar yalnızca incelenen kaynak çalışmaya dayanmaktadır. Bibliyografik kimlik doğrulaması dışında dış kaynaklardan yeni bilimsel sonuç eklenmemiştir.

Kaynak içindeki önemli tutarsızlıklar

• Başlık–içerik uyuşmazlığı: Özgün başlık evrensel denetim hücrelerinden söz ederken çalışmanın tamamı pnömatik araç tahrik modelidir.
• Regülatör basıncı: Analitik açıklamada 20 MPa'dan 1 MPa'a düşürme, Simulink modelinde ve sonuçlarda yaklaşık 0,6 MPa hedefi kullanılmaktadır.
• Yardımcı rezervuar hacmi: Analitik bölümde 25 L, Simulink modelinde 24 L verilmiştir.
• Valf tanımı: Çalışmanın farklı bölümlerinde 5/2, modifiye 5/3→3/3 ve 4/3 valf tanımları kullanılmış; aralarındaki model eşlemesi açıkça verilmemiştir.
• Şekil 17 debisi: Açıklama başlangıç tepesini yaklaşık 100 L/dk olarak ifade ederken görünür grafik başlangıçta yaklaşık 1500 L/dk mertebesinde çok daha büyük bir geçiş göstermektedir.
• Şekil 22: Alt yazı tekerlek çekiş kuvveti derken görünür y ekseni araç ivmesidir.
• Şekil 23: Alt yazı araç ivmesi derken görünür y ekseni tekerlek çekiş kuvvetidir.
• Şekil 24: Alt yazı dönme hızı derken görünür y ekseni mesafedir.
• Şekil 25: Alt yazı toplam mesafe derken görünür y ekseni dönme hızıdır.

Doğrulama sınırı: Araştırmacılar modelin fiziksel davranışı gerçekçi biçimde temsil ettiğini ve önceki deneysel/teorik çalışmalarla uyumlu olduğunu savunmaktadır. Bununla birlikte bu makalede model çıktılarının aynı işletme koşullarında yeni bir fiziksel Pneumobile deney setiyle sistematik hata analizi veya deney–simülasyon karşılaştırması verilmemiştir. Bu nedenle simülasyonun “doğrulanmış gerçek araç performansı” olduğu sonucuna gidilmemelidir.

Enerji verimliliği sınırı: Çalışma basınçlı hava tüketiminin ve sistem parametrelerinin optimizasyonuna yönelik bir model sunmaktadır; ancak bütün tahrik zinciri için deneysel olarak ölçülmüş tek bir toplam enerji verimliliği yüzdesi bildirmemektedir.