Бул изилдөө, bir жеңил автомобильin көз каранды арткы окının чыдамдууlığını баалооk жана коопсуздук açжылуулукndan критикалык дөңгөлөк шпинделинин геометриясыni iyмененştirmek үчүн чыныгы тажрыйба, esnek көп денелүү динамикалык симуляция, динамикалык чектүү элемент анализи жана геометриялык оптималдаштырууu tek bir инженердик иш агымыnda бириктирет.

Изилдөөчүлөр önce арткы окı чыныгы изилдөө koşullarına benzer tekrarlı тик жүкlere maruz bırakabмененn өзгөчө bir асма чыдамдуулук сыноо стенди geliştirmiştir. Krank–туташтыргыч таяк–rocker mekanizması ортомчуlığıyla oluşturulan болжол менен периоддук кыймыл, арткы ок жана стабилизатор таягыnda ийилүү жана буралуу davranışı meydana getirmektedir.

Tezgâhın динамикалык davranışı MSC ADAMS 2023 үчүнde модельlenmiştir. Arka aks жана стабилизатор таягы tamamen rijit kabul edilmemiş; ийкемдүү денеler катары аныкталган. Simülasyonda изилдөө жыштыкı болжол менен 2,47 Hz'dir жана дөңгөлөк шпиндели байланышsındaki басып чыгарууn тик реакция болжол менен ±800–1000 N seviyesine ulaşmaktadır. Bu натыйжаларdan болжол менен 1 kN mertebesindeki жүк, sonraki арткы ок акыркы элемент анализинде стенд koşullarını temsil eden eşмаани дизайн жүкü катары колдонулган.

Sайısal модель чыныгы тажрыйбаle текшерилген. Arka aksın текстураz ар түрдүү bölgesine strain gauge yerleştirilmiş жана жүк циклleri sırasında meydana gelen деформацияler ölçülerek механикалык чыңалууlere айланууtürülmüştür. Orta ачыкlıktaki en belirgin эксперименттик чыңалуу каналlarından birinde болжол менен 50,74 MPa чоку чыңалуу ölçülürken ошол эле bölgenin FE божомолу 54,78 MPa olmuştur; bu iki маани арасындаki булакta эсептелген салыштырма айырма %7,4'tür.

ANSYS Explicit Dynamics модельi бардык арткы ок üzerindeki чыңалуу alanını gösterdiğinde en критикалык bölgenin orta kiriş değil, sтармак tarafta ийилген yan пластинаnın yan kola жана айланып кетүүdle braketine bтармакlandığı геометриялык өтүү болгону аныкталган. Бул жерде максимум von Mболсоs эквиваленттүү чыңалууsi болжол менен 104 MPa'dır.

Bu doğrulanmış модельden кыймылle коопсуздук açжылуулукndan критикалык дөңгөлөк шпиндели кошумча акчаmetrik hale кайтарымlmiştir. Beş геометриялык параметр kullanılarak Design of Experiments, response сууrface жана MOGA оптималдаштырууu колдонулган. Seçмененn Candidate Point 1 үчүн response-сууrface sonucunda максимум эквиваленттүү чыңалуу 184,92 MPa жана айланып кетүүdle массаsi 0,5887 kg катары баяндалган. Nihai statik тастыктооda global максимум болжол менен 220 MPa менен монтаж фланециndaki bir болт тешиги кырında görülürken коопсуздук açжылуулукndan esas alınan flange–айланып кетүүdle өтүү radyüsünde чыңалууler болжол менен 180–185 MPa seviyesinde kalmıştır.

Түркия жагынан мааниси: Изилдөө Romanya'da белгилүү bir жеңил автомобиль арткы окı жана өзгөчө bir лаборатория сыноо стенди üzerinde ишке ашырылган. Ошондуктан кабарланган 104 MPa, 1 kN, 180–185 MPa же оптималдаштыруу параметрleri Түркия'deki herкайсы bir унаа aksına түздөн-түз дизайн мааниi катары aktarılamaz. Buna karşılık чыныгы komponent тестi, strain-gauge тастыктооsı, көп денелүү симуляция жана FE оптималдаштырууunun ошол эле иштеп чыгуу zincirine bтармакlanması; Түркия'deki автомобилдик yan sanайi, асма жана şasi bмененşeni иштеп чыгуу изилдөөlarında uygulanabмененcek күчтүү bir метод örneğidir. Gerçek колдонмоda ilgili aks геометрияsi, материал, булак detайları, втулка karakteristikleri, yol жүк спектри, тормоздоо жана бурулуш жүкleri менен чарчоо өмүрүnün кошумча тастыкталышы керек.

Изилдөөнүн негизги көйгөйү эмне?

Bir жеңил автомобильin арткы окı, гана ортомчуn statik тармакırlığını tашууakla kalmaz; yol бетindeki düzensizlikler эмне үчүнiyle үзгүлтүксүз değişen динамикалык жүкler астында çсатып алууır. Özellikle булакlı лист түзүмlarda геометриялык өтүүler, kol–kiriş birleшимleri жана дөңгөлөк шпиндели gibi жүк yolunun keskin biçimde değiştiği bölgeler чарчоо açжылуулукndan критикалык hale gelebilir.

Bu tür komponentleri гана statik bir FE модельinde болжолдоосу bir күчle талдоо etmek, чыныгы системанын втулкаlarını, yайlarını, стабилизатор таягыnu жана тест düzeneğinin rijitliğini yeterince temsil etmeyebilir.

Изилдөөнүн негизги мамилеси bu эмне үчүнle şu soruyu soruyor: Gerçek bir чыдамкайлык станоктунda ortайa çıkan кыймыл жана күчler önce динамикалык катары модельlenip, чыныгы strain-gauge өлчөөлөрiyle doğrulanan bir FE модельine aktarılırsa, арткы окın чыныгы критикалык bölgeleri жана коопсуздук açжылуулукndan маанилүү айланып кетүүdle геометрияsi daha güжанаnilir biçimde optimize edмененbilir mi?

Test стендı кантип çсатып алууıyor?

Булак изилдөөнүн Şekil 1'i hem mekanizmanın кинематикалык şemasını hem de SolidWorks 2024 менен oluşturulan чыныгы стенд CAD модельini көрсөтөт.

Elektrik моторunun dönme кыймылi bir кривошип, айarlanabilir туташтыргыч таяк жана rocker kolu üzerinden арткы окın дөңгөлөк шпиндели bölgelerine aktarılan периоддук тик кыймылe айланууtürülmektedir.

Tezgâhta:

• арткы окın trailing arm байланыштарı кузов байланыштарını temsil eden rijit desteklere bтармакlanır,
• helezon yайlar чыныгы aks yай yuvaları менен üst стенд destekleri арасында çсатып алууır,
• стабилизатор таягы operasyonel жайгашууunda bulunur,
• rocker жана байланыш kolları üzerinden aksa tekrarlı тик кыймыл uygulanır.

Mekanizmanın жүрүш, туташтыргыч таяк uzunluğu жана кривошип eksantrikliği değiştirмененrek ар түрдүү жүк seviyelerinin oluşturulabilmesi максатталган.

Tezgâh чыныгы yolun tamamını mı temsil ediyor?

Hайır. Бул изилдөөda тест düzeneği esas катары тик циклsel жүктөөyi кайра üretmektedir.

Изилдөөчүлөр тормоздоо жана бурулуш alma sırasında ortайa çıkan belirgin узунунан жана каптал жүк bмененşenlerinin mevcut тажрыйба kampanyasında oluşturulmadığını ачыкça билдирет.

Seçмененn жүк деңгээли bozuk же düzensiz yol бетindeki ciddi тик ийилүү durumunu temsil etmektedir; mutlak en kötü дөңгөлөк darbesi катары диагнозmlanmamıştır.

MSC ADAMS модельi эмне үчүн gerekli?

Gerçek стендtaki кинематикалык кыймылin кайсы күчi oluşturduğunu гана геометрияden түздөн-түз çıkarmak yeterli эмес. Yайların, aksın, стабилизатор таягыnun жана байланыш элементlarının катуулукleri системаde oluşan реакция күчlerini değiştirir.

Ошондуктан SolidWorks модельi Parasolid biçiminde MSC ADAMS/View ortamına aktarılmıştır.

Tezgâhın ana алкакsi катуу дене, арткы ок жана стабилизатор таягы болсо ийкемдүү дене катары модельlenmiştir.

Arka aks жана stabilizatör эмне үчүн ийкемдүү дене катары ele alındı?

Bir aks tamamen rijit kabul edilirse кинематикалык кыймыл elde edмененbilir бирок parçanın ийилүүsi, буралууsı жана bu деформацияların байланыш реакцияlarına etkisi kайbolur.

Булак изилдөөдө арткы ок–stabilizatör montajının FE модельi oluşturulmuş, daha sonra modal indirgeme менен Modal Neutral Fменен (MNF) biçimine айланууtürülmüş жана ADAMS/Flex үчүнde ийкемдүү дене катары колдонулган.

Böylece симуляция:

• global катуу дене кыймылini,
• жергиликтүү ийкемдүү деформацияu,
• буралуу кыймылini,
• байланыш реакция күчlerini

ошол эле динамикалык модель үчүнde мааниlendirebilmiştir.

Kiнымдуулукatik eklemler кантип диагнозmlandı?

Dinamik изилдөө жыштыкı эмне?

Булак изилдөөдө тест жана ana динамикалык симуляция натыйжалары үчүн кривошип бурчтук ылдамдыкı:

\[ \omega=15.5\ \mathrm{rad/s} \]

катары берилген.

Bu маани болжол менен:

\[ f\approx2.47\ \mathrm{Hz} \]

uyarım жыштыкına туура келет.

Simülasyonun ilk kısa өтмө rejiminden sonra күч, deplasman жана деформация cevapları düzenli периоддук davranışa ulaşmaktadır.

Bтармакlantı реакция күчleri ne gösterdi?

ADAMS натыйжаларыnda дөңгөлөк шпиндели tarafındaki байланыштарda тик \(F_Z\) күч bмененşeni ачык biçimde басып чыгарууndır.

Булакта bu bмененşenin болжол менен:

\[ \pm800\text{–}\pm1000\ \mathrm{N} \]

tepe aralığına ulaştığı; \(F_X\) жана \(F_Y\) bмененşenlerinin болсо болжол менен ±60–70 N'nin астында kaldığı bildirilmektedir.

Bu натыйжа, станоктун hedeflenen сүрөтde салмакlı катары тик ийилүү жүктөөsi oluşturduğunu жана büжүк istenmeyen каптал/узунунан күчler üretmediğini көрсөтөт.

Yaklaşık 1 kN neyi ifade ediyor?

Изилдөөdaki болжол менен 1 kN мааниi, ортомчуn чыныгы колдонууındaki mutlak максимум дөңгөлөк жүкü эмес.

Bu маани, сыноо стендиnın жанаrdiği белгилүү deplasman астында арткы ок жана асма rijitliğinin oluşturduğu eşмаани динамикалык реакцияdur.

Изилдөөчүлөр daha sonra bu мааниi арткы окın Explicit Dynamics талдоосуndeki eşмаани дизайн жүкünün belirlenmesinde kullanmıştır.

Stabilizatör çubuğunun кыймылi

ADAMS/Flex модельi стабилизатор таягыnun hem toplam кыймылini hem de гана ийкемдүү деформацияunu өзүнчө өзүнчө жанаrebilmektedir.

Булак Şekil 5'te toplam жайгашуу değiшимi, Şekil 6'da ийкемдүү translasyon жана Şekil 7'de ийкемдүү бурчтук деформацияlar gösterilmektedir.

эластикалык translasyonların айрыкча Y жана Z yönlerinde болжол менен валimetre mertebesinde болгону, X багытыndeki деформацияun болсо çok küçük kaldığı баяндалган.

Dönme натыйжаларыnda эң чоң ийкемдүү dönme çubuğun узунунан X огу etrafında чыныгыleşmekte, bu da стенд uyarımı sırasında stabilizatörün belirgin bir буралууya maruz kaldığını көрсөтөт.

Сынооsel тастыктоо кантип түзүмldı?

Arka aks üzerinde toplam текстураz деформация өлчөө чекити колдонулган.

Orta bölgede üç элементlı bir strain-gauge rozet yer almaktadır:

• Sigma 1: −90°
• Sigma 2: −135°
• Sigma 3: −45°

Bunlara ek катары aksın sol жана sтармак baş bölgelerinde dört tek strain gauge менен sol жана sтармак trailing arm üzerinde iki strain gauge колдонулган.

Hangi өлчөө аппараттык жабдыкları kullanıldı?

Изилдөөnın тажрыйба zincirinde HBM MGCplus жана CANHEAD системаleri, HBM LY6-10/350 strain gauge'lar, S9M-50 kN жана U2B-50 kN күч transdüserleri менен Catman 5.6.4 маалымат иштетүү yazılımı колдонулган.

LY6-10/350 strain gauge'ların номиналдуу direnci 350 Ω, gauge factor мааниi \(k=2\) катары берилген.

Malzeme үчүн:

\[ E=210\ \mathrm{GPa} \] \[ \nu=0.3 \]

kabul edilmiştir.

Tek yönlü strain-gauge каналlarındaki өлчөө:

\[ \sigma(t)=E\,\varepsilon(t) \]

ilişkisiyle чыңалууye айланууtürülmüştür.

Сыноо tekrarlanabilir miydi?

Kararlı rejimde üçüncü, dördüncü жана beşinci жүк циклleri өзүнчө өзүнчө бааланган.

Her канал үчүн орточо, RMS, максимум, минимум жана peak-to-peak амплитуда эсептелген. Üç цикл арасындаki стандарттык четтөөların çok küçük olması, тест düzeneğinin жүк циклini жогорку кайталануучулукle ürettiğini көрсөтөт.

Сынооde өлчөнгөн негизги чыңалууler

Orta ачыкlıkta Sigma 3 каналının болжол менен 50–51 MPa'a ulaşması, ийилүү жана буралууnın bu gauge doğrultuсууnda belirgin болгонуnu көрсөтөт.

ANSYS модельi кантип kuruldu?

Sonlu элемент модельi ANSYS Workbench 19.2 үчүнde даярдалган.

Gerçek түзүмda булакlanan parçalar сандык модельde үзгүлтүксүз катуу кузовler halinde birleştirilmiş; küçük жана global rijitliği etkмененmediği kabul edмененn fillet жана pahlar sadeleştirilmiştir.

Arka aks:

• ana буралуу устуну,
• trailing arm'lar,
• wheel-айланып кетүүdle bölgeleri,
• yай жана stabilizatör байланыш braketleri

менен бирге 3B solid элементlarla модельlenmiştir.

Gerilme gradyanlarının жогорку olması beklenen геометриялык өтүүlerde жана strain-gauge noktalarında daha ince тармак колдонулган.

Neden Explicit Dynamics kullanıldı?

Изилдөөчүлөр арткы окı quasi-static tek жүк adımıyla çözmek yerine ANSYS Explicit Dynamics үчүнde чыныгы bir убакытка көз каранды жүк цикли катары талдоо etmiştir.

Ошондуктан булак Şekil 14'te gösterмененn von Mболсоs haritası statik bir çözüm değil, өтмө rejim sona erdikten sonra максимум реакция күчүne karşılık gelen белгилүү bir убакыт anındaki динамикалык чыңалуу alanıdır.

Arka aksın en критикалык bölgesi neresi?

FE талдоосуnde эң жогорку von Mболсоs эквиваленттүү чыңалуу, uyarımın uygulandığı tarafta ийилген yan пластина менен yan kolun birleştiği köşe bölgesinde görülmüştür:

\[ \sigma_{vM,\max}\approx104\ \mathrm{MPa} \]

Bu bölge ошол эле убакытda төмөн чарчоо коопсуздук коэффициенти жана elмаалыматşsiz чыңалуу катышыnın görüldüğü bölgedir.

Orta ачыкlıktaki U biçimli kirişte максимум болжол менен 54,6 MPa, komşu bölgelerde болсо болжол менен 41 MPa чыңалуу эсептелген.

Сыноо менен FE модельi ne kadar uyuştu?

Булак изилдөөдө абсолюттук ката:

\[ \Delta\sigma_{\mathrm{abs},i} = |\sigma_{\mathrm{FE,max},i} - \sigma_{\mathrm{exp,max},i}| \]

жана FE sonucuna göre диагнозmlanan салыштырма ката:

\[ \Delta\sigma_{\mathrm{rel},i} = \frac{\Delta\sigma_{\mathrm{abs},i}} {\sigma_{\mathrm{FE,max},i}} \times100\% \]

менен эсептелген.

Özellikle Sigma 3 noktasındaki 50,74 MPa эксперименттик маани менен 54,78 MPa FE sonucu арасындаki айырма %7,4'tür. Bu bölge, арткы ок orta ачыкlığındaki маанилүү жүк tашууa davranışının FE модельi tarafından başarılı biçimde кайра üretildiğini көрсөтөт.

Ошентсе да бардык noktaların катаsı %10'un астында эмес. Булак Tablo 2'de Nokta 1 үчүн %21,8 жана Nokta 4 үчүн %16,2 ката бар. Nokta 1'de mutlak чыңалуу çok küçük болгонуndan гана yüzde ката üzerinden модель kalitesini yorumlamak yanıltıcı болушу мүмкүн.

Метод жана натыйжалар

Spindle эмне үчүн кошумча optimize edildi?

Tekerlek pimi, wheel hub жана подшипникların түздөн-түз bтармакlandığı коопсуздук açжылуулукndan критикалык parçadır. Изилдөөчүлөр айланып кетүүdle сынууsının tekerleğin kайbına yol açabмененceğini belirterek оптималдаштырууu бардык арткы ок yerine айрыкча bu komponent üzerinde yoğunlaştırmıştır.

Бул жердеki оптималдаштыруу жүк durumunun, önceki болжол менен 1 kN'lık чыдамкайлык стендı жүкüyle karıştırılmaması керек.

Spindle үчүн кошумча максимум izin маалыматlebilir wheel-bearing жүкünü temsil eden:

• bir подшипник bölgesinde 2500 N,
• diğer подшипник bölgesinde 3500 N

күч колдонулган.

Hangi геометриялык өзгөрмөler optimize edildi?

Response сууrface натыйжалары ne gösterdi?

Geometrik өтүүin blend uzunluğu P1 жана fillet radyüsü P2 büyüdükçe максимум эквиваленттүү чыңалууnin düştüğü görülmüştür.

Merkezi çap P3 болсо чыңалуу, деформация жана масса üzerinde daha күчтүү etki көрсөтөт:

• P3 büyüdükçe чыңалуу azalır,
• toplam деформация azalır,
• айланып кетүүdle массаsi artar.

Ошондуктан оптимум дизайн гана эң чоң çapı же эң төмөн массаyi seçmek yerine коопсуздук жана масса арасында bir uzlaşma пробlemi түзгөн.

MOGA оптималдаштырууu

Response-сууrface оптималдаштырууunun son баскычsında Multi-Objectiжана Genetic Algorithm (MOGA) колдонулган.

İki ana максат:

• айланып кетүүdle массаsini азайтуу,
• максимум eşмаани von Mболсоs чыңалуусуsini азайтуу

катары аныкталган.

Algoritma üç non-dominated талапкер чечим üretmiştir.

Neden Candidate Point 1 seçildi?

Candidate Point 2 эң төмөн массаye sahiptir бирок максимум эквиваленттүү чыңалууsi 265,38 MPa менен diğer iki adайdan belirgin biçimde жогоркуtir.

Candidate Point 1 болсо 184,92 MPa менен эң төмөн response-сууrface чыңалууsini sтармакlamaktadır. Массаsi 0,5887 kg'dır.

Tekerlek piminin коопсуздук açжылуулукndan критикалык olması эмне үчүнiyle изилдөөчүлөр küçük масса cezasından çok чыңалууnin azaltılmasına öncelik жанаrmiş жана Candidate Point 1'i seçmiştir.

Seçмененn айланып кетүүdle геометрияsi

Nihai FE тастыктооsında эмне үчүн 220 MPa görülüyor?

Response-сууrface таблицасууnda Candidate Point 1 үчүн P7 = 184,92 MPa маалыматlmesine rтармакmen булак Şekil 20'nin өзүнчөntılı акыркы FE çözümünde global максимум чыңалуу болжол менен 220 MPa'dır.

Bu iki sайı ошол эле физикалык жайгашууu temsil etmemektedir.

Yaklaşık 220 MPa'lık global максимум, монтаж фланециndaki bir болт тешиги кырında meydana gelmektedir.

Güжанаnlik açжылуулукndan оптималдаштырууun фокусlandığı flange–айланып кетүүdle өтүүindeki fillet bölgesinde болсо чыңалууler болжол менен:

\[ 180\text{–}185\ \mathrm{MPa} \]

деңгээлinde kalmaktadır.

Изилдөөчүлөр bu sonucu баштапкы айланып кетүүdle геометрияsine göre критикалык өтүү чыңалууsinde belirgin жакшыруу катары баалооktedir.

Изилдөөнүн күчтүү жактары

• Gerçek физикалык арткы ок текшерилген.
• Özel чыдамдуулук сыноо стенди geliştirilmiştir.
• Multibody модельde арткы ок жана stabilizatör ийкемдүү дене катары ele alınmıştır.
• Dokuz noktada чыныгы strain-gauge өлчөөü түзүмlmıştır.
• FE натыйжалары эксперименттик чыңалуу маанилерiyle түздөн-түз салыштырылган.
• FE модельi гана өлчөө noktalarını değil бардык aks бетindeki критикалык bölgeleri ortайa çıkarmıştır.
• Doğrulanmış сандык модель айланып кетүүdle оптималдаштырууunun башталгыч чекит катары колдонулган.
• Optimizasyon масса, чыңалуу, катуулук жана өндүрүлө ала турганliği бирге баалооktedir.

Изилдөөnın колдогон негизги натыйжалар

• Test станоктунın болжол менен 2,47 Hz изилдөө koşulunda tekrarlanabilir периоддук жүктөө oluşturabildiği көрсөтүлгөн.
• Tekerlek pimi tarafındaki ADAMS реакцияlarının салмакlı катары тик yönde жана болжол менен ±800–1000 N seviyesinde болгону bulunmuştur.
• Gerçek strain-gauge жазуулары üç туруктуу цикл boyunca жогорку кайталануучулук көрсөткөн.
• Orta ачыкlıktaki маанилүү bir өлчөө чекитиnda 50,74 MPa эксперименттик чыңалууye karşı 54,78 MPa FE божомолу алынган.
• Arka aksın en критикалык bölgesinin yan пластина–yan kol–айланып кетүүdle байланышsı болгону жана болжол менен 104 MPa максимум von Mболсоs чыңалуусуsine ulaştığı bulunmuştur.
• Spindle геометрияsinde өтүү uzunluğu, fillet radyüsü жана merkezi çapın чыңалуу üzerinde anlamlı etkisi болгону көрсөтүлгөн.
• MOGA Candidate Point 1, incelenen üç non-dominated çözüm арасында эң төмөн response-сууrface максимум чыңалууsini sтармакlamıştır.
• Nihai айланып кетүүdle-filleti чыңалууleri максимум подшипник жүкleri астында болжол менен 180–185 MPa деңгээлinde kalmıştır.

Изилдөө али далилдебеген натыйжалар

• Arka aksın бардык чыныгы yol жүкleri астында чарчоо өмүрү belirlenmemiştir.
• Frenleme жана бурулуш alma булакlı birlчек каптал–узунунан жүкler тажрыйба станоктунda mevcut изилдөөдө uygulanmamıştır.
• Malzeme davranışı түз ийкемдүү kabul edilmiştir.
• Булак dikişi геометрияleri жана булак aмайı өзүнчөntıları idealize edilmiştir.
• Burç жана байланыш модельleri чыныгы системанын бардык түз olачыткыn davranışlarını içermemektedir.
• Tam S–N же ε–N негизгиli сандык иш мөөнөтү болжолдоосу чыныгыleştirilmemiştir.
• Сынооsel kampanya tek bir temsilî арткы ок үлгүsi üzerinde түзүмlmıştır; өндүрүш жана материал saçılımının статистикалык etkisi өлчөнгөн эмес.
• Optimize edilmiş айланып кетүүdle геометрияsinin физикалык прототипi üzerinde чыныгы чарчоо тестi берилген эмес.
• Tam эксперименттик модалдык анализ жана жыштык жооп функциясы тастыктооsı mevcut изилдөөнүн parçası эмес.
• Başlıktaki туруктуулук ifadesine rтармакmen изилдөө жашоо цикли талдоосу, көмүртек бут izi же сандык айлана-чөйрөлүк etki hesabı yapmamaktadır.

Келечектеги иш

Изилдөөчүлөр sonraki баскычlarda daha фазаla жүк сценарийиnun, өзүнчөntılı булак жана байланыш модельlerinin, түздөн-түз чарчоо өмүрү kriterlerinin жана ыктымалдуу баалооlerin оптималдаштырууa eklenmesini теоремаktedir.

Мындан тышкары daha фазаla арткы ок үлгүsi üzerinde тажрыйба түзүмlması жана эксперименттик модалдык анализle FE модельinin динамикалык жыштык davranışının тастыкталышы planlanmaktadır.

Булак жана метод эскертүүсү

Толук оригиналдуу изилдөө аталышы: Dynamic Finite Element and Experimental Strain Analysis of a Passenger-Car Rear Axle for Durable and Sustainable Suspension Design

Авторлор: Ionut Daniel Geonea; Ilie Dumitru; Laurentiu Racila; Cristian Copilusi.

Авторлордун тартиби: Булак изилдөөдөгү sıra айnen сакталган.

Eş katkı/eş birinci автор: Булакта eş birinci авторlık же eş katkı билдирмеi жок.

Жооптуу автор: Ionut Daniel Geonea.

Мекемелер:

1. Department of Applied Mechanics and Civil Engineering, Faculty of Mechanics, Uniжанаrsity of Craiova, Craiova, Romania.
2. Department of Automotiжана, Transportation and Industrial Engineering, Faculty of Mechanics, Uniжанаrsity of Craiova, Craiova, Romania.

Журнал: Vehicles.

Басма: MDPI, Basel, Switzerland.

Bibliyoграф жазуу: Vehicles 2026, 8, 9.

DOI: 10.3390/жанаhicles8010009

Жөнөтүлгөн күнү: 4 Aralık 2025.

Ревизия күнү: 26 Aralık 2025.

Кабыл алынган күнү: 1 Ocak 2026.

Жарыяланган күнү: 3 Ocak 2026.

Булак түрү жана рецензияланганk: Hakemli изилдөө макалаsi. Изилдөө чыныгы сыноо стенди жана strain-gauge тажрыйбаleriyle doğrulanan көп денелүү динамикалык модель, explicit dynamic FE талдоосу жана response-сууrface/MOGA оптималдаштырууunu birleştirmektedir.

Preprint durumu: Булак изилдөөдө кошумча bir preprint sürüm bilgisi belirtilmemektedir; Verianla баалоосуnde yайımlanmış рецензияланган sürüm esas alınmıştır.

Расмий жарыя шилтемеси:https://www.mdpi.com/2624-8921/8/1/9

DOI шилтемеси:https://doi.org/10.3390/жанаhicles8010009

Лицензия: Creatiжана Commons Attribution 4.0 International (CC BY 4.0). Изилдөө ачык жеткиликтүүlidir.

Каржылоо: Изилдөө dış каржылоо almamıştır.

Маалымат жеткиликтүүлүгү: Изилдөө жанаrалдыгаnin makul talep üzerine sorumlu авторdan temin edмененbмененceği белгиленген.

Кызыкчылыктар кагылышы: Авторлор кызыкчылыктар кагылышы bulunmadığını beyan etmektedir.

Ek materyaller: Изилдөөda esnek көп денелүү арткы ок симуляцияu, эксперименттик стенд тестi жана эксперименттик маалымат toplama sürecine ilişkin üç destekleyici video жарыяланган.

Авторлордун салымдары: Kavramsallaştırma I.D.G. жана I.D.; метод I.D.G. жана I.D.; yazılım I.D.G.; тастыктоо L.R. жана C.C.; biçimsel талдоо жана изилдөө I.D.G.; булакlar I.D.; маалымат düzenleme C.C.; ilk taslak I.D.G.; текшерүү жана düzenleme I.D.G.; визуалдаштыруу L.R.; gкыскачаim, proje башкарууi жана каржылоо edinimi I.D. tarafından ишке ашырылган.

Bilimsel тастыктоо деңгээлi: Arka aks FE модельinin чыңалуу dтармакılımı чыныгы strain-gauge өлчөөлөрiyle салыштырылган. Spindle оптималдаштырууunun акыркы геометрияsi болсо чектүү элемент анализиyle мааниlendirilmiş fakat физикалык айланып кетүүdle прототипi üzerinde yeni bir чарчоо тажрыйбаi чыныгыleştirilmemiştir.

Булак ичиндегиndeki маанилүү техникалык жана editoryal noktalar

• Bölüm 3.1'de кривошип кыймылi \( \phi(t)=\phi_0+\Delta\phi\sin(2\pi ft) \) biçiminde гармоника бурчтук жайгашуу yasasıyla tarif edilmektedir. Buna karşılık Bölüm 3.3 жана 3.4'te симуляция жана тажрыйба үчүн кривошипın туруктуу \(15,5\ \mathrm{rad/s}\) бурчтук ылдамдыкla döndüğü белгиленет. Bu iki жүрүү диагнозmı matematiksel катары ошол эле эмес.
• Kiнымдуулукatik диагнозmlarda E жана F rocker менен тик kollar арасындаki сфералык муунler, G жана H болсо wheel-айланып кетүүdle tarafındaki цилиндрлик байланыштарdır. Şekil 3 ачыкlaması E eklemini wheel-айланып кетүүdle tarafındaki цилиндрлик байланыш катары диагнозmladığı үчүн булак үчүнde eklem этикалыкeti/ачыкlaması uyuşmazlığı бар.
• Булак metin FE–тажрыйба катаlarının жалпыlikle болжол менен %10–15'in астында болгонуnu билдирет. Бирок Tablo 2'de Nokta 1 үчүн %21,8 жана Nokta 4 үчүн %16,2 маанилерi бар. Özellikle Nokta 1'in mutlak чыңалууsi çok küçük болгону үчүн küçük mutlak айырма жогорку göreli yüzde oluşturmaktadır.
• Arka aksın 104 MPa критикалык чыңалуу sonucu болжол менен 1 kN mertebesindeki чыдамкайлык-стендı eşмаани жүкüyle elde edilmektedir. Spindle оптималдаштырууundaki 180–185 MPa натыйжалары болсо өзүнчө жана daha тармакır bir максимум wheel-bearing жүк сценарийиnda 2500 N жана 3500 N күчler kullanılarak алынган. Bu iki чыңалуу sonucu ошол эле жүк durumu эмес.
• Response-сууrface оптималдаштыруу таблицасууnda Candidate Point 1 үчүн максимум эквиваленттүү чыңалуу 184,92 MPa'dır. Nihai өзүнчөntılı FE çözümünde global максимум болжол менен 220 MPa менен фланец болт тешиги кырında görülürken оптималдаштырууun esas aldığı flange–айланып кетүүdle fillet bölgesi болжол менен 180–185 MPa'da kalmaktadır.
• Булакта номиналдуу S–N ilişkisi kullanılarak bir чарчоо коопсуздук коэффициенти haritası түзүлгөн; бирок авторлор tөсүшma bölümünde tam bir чарчоо өмүрү болжолдоосуnin henüz түзүмlmadığını ачыкça билдирет. Демек изилдөө белгилүү bir kilometre же цикл ömrü sonucu жанаrmemektedir.

Илимий мазмун эскертүүсү: Bu Verianla макалаsindeki тест маанилерi, түзмөк bilgалдыга, ADAMS параметрleri, strain-gauge натыйжалары, FE чыңалууleri, ката катышları, айланып кетүүdle геометриялык параметрleri жана оптималдаштыруу натыйжалары гана incelenen булак изилдөөya dайanmaktadır. Dış булакlar bilimsel табылга eklemek үчүн değil, гана bibliyoграф идентификация жана жарыялануу durumunu тастыктооk amacıyla колдонулган.

Verianla Liжана notu: Процесс bмененşeni булак изилдөөnın Bölüm 2–6 арасындаki эксперименттик–сандык тастыктоо zincirinden түзүлгөн. Candidate Point салыштырууsındaki 184,92, 265,38 жана 187,72 MPa маанилерi булак Tablo 4'ten айnen alınmıştır. Булакта bulunачыткыn эксперименттик маалымат, interpolasyon же оптималдаштыруу sonucu üretilmemiştir.