Bu araştırma, bir aracın viraj sırasında doğuştan önden kayma veya arkadan kayma eğilimi göstermeden nötr yol tutuşa yaklaşabilmesi için ön ve arka roll merkezi (roll center) yüksekliklerinin nasıl birlikte seçilebileceğini incelemektedir. Yöntem; aks düzeyindeki yanal kuvvet dengesi, roll merkezi ve aks roll rijitliğine bağlı dinamik yük transferi ile deneysel AVON 6.2/20.0-13 lastik kuvvet verilerini aynı iteratif hesap içinde birleştirmektedir. Formula Student tipi örnek araç için 1,2·g hedef yanal ivmede yapılan grafik-analitik iterasyonda başlangıçtaki 150 mm ön ve 100 mm arka roll merkezi değerleri, ön ve arka aksların denge kayma açılarını eşitlememiştir. İterasyon sonunda ön roll merkezi 180 mm ve arka roll merkezi 50 mm seçildiğinde iki aksın denge noktası yaklaşık 4° kayma açısında örtüşmüştür. Bununla birlikte araştırmanın temel sonucu bu sayıların evrensel veya tek optimum çözüm olduğu değildir; çalışma, nötr yol tutuşu sağlayabilen ön–arka roll merkezi çiftlerinin birbirine bağlı bir çözüm uzayı oluşturduğunu göstermektedir.

Yöntem, klasik süspansiyon geliştirme sürecindeki çok gövdeli dinamik (Multi-Body Dynamics, MBD) analizlerinin yerine geçmek üzere tasarlanmamıştır. Amaç; mafsal noktaları, salıncak geometrisi ve diğer süspansiyon ayrıntıları kesinleştirilmeden önce, tasarımcının ulaşması gereken ön ve arka roll merkezi hedeflerini belirlemesine yardımcı olmaktır. Böylece daha sonra oluşturulacak gerçek süspansiyon geometrisinin hangi dinamik hedefleri karşılaması gerektiği önceden daraltılabilmektedir.

Çalışmanın örnek hesabındaki lastik verileri 0° kamber koşulunda elde edilmiştir; gerçek süspansiyonda ise gövde roll hareketi ve süspansiyon kinematiği kamber açısını, roll merkezi konumunu ve etkin iz genişliğini değiştirebilir. Yakınsama ayrıca grafiksel olarak değerlendirilmiştir. Bu nedenle 180 mm ön / 50 mm arka roll merkezi sonucu gerçek araç için doğrulanmış nihai süspansiyon spesifikasyonu veya tüm sürüş koşullarında geçerli nötr yol tutuş garantisi olarak yorumlanmamalıdır.

Türkiye açısından: Yöntem, Türkiye'deki Formula Student ekipleri veya yarış aracı ve özel araç süspansiyon geliştirme projelerinde ön tasarım yaklaşımı olarak kullanılabilecek niteliktedir; ancak kaynak çalışmada Türkiye'ye özgü araç, lastik veya pist verisi bulunmamaktadır. Gerçek bir Türkiye uygulamasında aracın kendi kütle dağılımı, süspansiyon geometrisi, kullanılan lastiğin deneysel kuvvet karakteristikleri, kamber değişimi ve hedef yanal ivmesi yeniden tanımlanmalıdır. Kaynaktaki 180/50 mm değerlerinin başka bir araca doğrudan aktarılması bilimsel olarak desteklenmemektedir.

Roll merkezi neden yol tutuşu etkiliyor?

Bir araç düz giderken bir aks üzerindeki düşey yük yaklaşık olarak iki tekerlek arasında paylaşılır. Viraj sırasında ise yanal ivmenin oluşturduğu roll momenti nedeniyle dış tekerlek daha fazla, iç tekerlek daha az düşey yük taşımaya başlar. Bu değişim dinamik yük transferi olarak adlandırılır.

Roll merkezi, süspansiyon geometrisinden türetilen sanal bir noktadır. Kaynak çalışmanın Şekil 1'inde çift salıncaklı (double-wishbone) bir süspansiyon üzerinden roll merkezinin geometrik olarak nasıl elde edildiği gösterilmektedir. Sol ve sağ taraftaki üst ve alt salıncak doğrultularının oluşturduğu anlık merkezler belirlenmekte, lastik temas noktalarından bu merkezlere çizilen doğruların kesişimi aksın roll merkezini oluşturmaktadır.

Roll merkezi ile aracın ilgili kütle merkezinin arasındaki mesafe değiştiğinde gövde üzerindeki roll momenti ve bunun süspansiyon üzerinden tekerleklere aktardığı yük dağılımı da değişir. Lastiğin üretebildiği yanal kuvvet düşey yükle doğrusal olmadığı için, dış lastiğe eklenen yük ile iç lastikten kaybedilen yük birbirini yanal tutunma açısından bire bir telafi etmez. Sonuç olarak roll merkezi yüksekliği yalnız gövdenin ne kadar yatacağını değil, ön ve arka aksların viraj limitindeki göreli yanal kuvvet kapasitesini de etkileyebilir.

Yanal kuvvet dengesinin temel koşulu

Kararlı durumdaki bir virajda ilgili aksın kütlesinden kaynaklanan merkezkaç kuvveti, iç ve dış tekerleklerin toplam yanal lastik kuvvetiyle dengelenmelidir:

\[ F_{cf}=Y_i+Y_e \]

Burada \(F_{cf}\) aksa karşılık gelen merkezkaç kuvvetini, \(Y_i\) iç tekerleğin ve \(Y_e\) dış tekerleğin ürettiği yanal kuvveti göstermektedir.

Bu denge tek başına ön ve arka roll merkezi yüksekliklerinin nasıl seçileceğini belirlemez. Çünkü farklı yük transferi seviyelerinde de lastikler farklı kayma açılarına çıkarak gerekli toplam yanal kuvveti oluşturabilir. Araştırmacılar bu nedenle ikinci koşul olarak nötr yol tutuşu kullanmıştır.

Nötr yol tutuş nasıl tanımlanmıştır?

Düşük hızdaki geometrik viraj davranışında direksiyon açısı yaklaşık Ackermann geometrisi tarafından belirlenir ve çalışmada kinematik direksiyon açısı \(\theta_0\) ile gösterilir. Yüksek hızda ise lastiklerin yanal kuvvet oluşturabilmesi için kayma açısına ihtiyaç vardır ve gerçek dinamik direksiyon açısı \(\theta\) farklılaşabilir.

Çalışmada önden/arkadan kayma karakteri şu ilişki üzerinden ifade edilmektedir:

\[ \theta-\theta_0=\delta_a-\delta_p \]

Burada \(\delta_a\) ön aksın, \(\delta_p\) arka aksın kayma açısıdır.

• \(\theta-\theta_0>0\): önden kayma/az yönlenme (understeer) eğilimi,
• \(\theta-\theta_0<0\): arkadan kayma/aşırı yönlenme (oversteer) eğilimi,
• \(\theta-\theta_0=0\): nötr yol tutuş.

Dolayısıyla çalışmanın nötrlük koşulu:

\[ \delta_a=\delta_p \]

şeklindedir. Araştırmacıların yöntemi üç koşulun aynı anda sağlanmasını aramaktadır:

\[ F_{cfa}=Y_{ia}+Y_{ea} \]

\[ F_{cfp}=Y_{ip}+Y_{ep} \]

\[ \delta_a=\delta_p \]

İlk iki eşitlik ön ve arka aksların yanal kuvvet dengesini, üçüncü eşitlik ise aracın nötr davranış koşulunu temsil eder.

Deneysel lastik verileri neden kritik?

Kaynak çalışma idealize edilmiş sabit sürtünme katsayısı kullanan basit bir lastik modeli yerine gerçek deneysel lastik karakteristiklerini hesap zincirine dahil etmektedir. Gösterim aracında AVON 6.2/20.0-13 lastikler kullanılmış ve veriler 1,45 bar basınç ile 0° kamber koşuluna dayandırılmıştır.

Şekil 3, farklı düşey yükler altında yanal kuvvetin kayma açısıyla değişimini göstermektedir. Deneysel eğriler tam simetrik değildir; araştırmacılar bunu ham deney verisinin kullanılmasına, ölçüm koşullarına, deneysel saçılmaya, lastik yapısına ve test geometrisine bağlamaktadır.

İteratif hesapta düşey tekerlek yükü sürekli değiştiği için Şekil 3'teki veri yapısı yeniden düzenlenmiş ve Şekil 4'te yanal kuvvet, düşey yükün fonksiyonu olacak şekilde gösterilmiştir. Kayma açısı burada parametre durumundadır. Kaynakta 1° ile 8° arasındaki kayma açıları 0,5° aralıklarla ele alınmış ve her eğri dördüncü dereceden polinomla interpolasyon yapılmıştır.

Örneğin nötrlük çözümünün yaklaşık olarak bulunduğu 4° kayma açısı için kaynakta verilen interpolasyon:

\[ Y(4)= -0.000000000032Z^4 +0.000000289616Z^3 -0.001057233630Z^2 +2.070320888894Z +0.000000000553 \]

şeklindedir. Buradaki \(Z\) tekerleğin düşey yükünü, \(Y\) ise bu koşullarda interpolasyonla elde edilen yanal lastik kuvvetini ifade eder. Kaynakta aynı yapı 1°–8° aralığındaki diğer kayma açıları için de ayrı katsayılarla verilmiştir.

Gösterim aracının temel parametreleri

Kaynak gösterim notu: Parametre listesinin yayımlanmış biçiminde hem ön hem de arka iz genişliği \(E_a\) sembolüyle verilmiştir; buna karşılık yük transferi denklemlerinde ön için \(E_a\), arka için \(E_p\) kullanılmaktadır. Burada sayısal değerler değiştirilmemiş, yalnız kaynak içindeki sembol farkı görünür biçimde belirtilmiştir.

Aks kütleleri ve hedef merkezkaç kuvvetleri nasıl belirleniyor?

Araç kütlesinin ön ve arka aksa dağılımı dingil mesafesi ile ağırlık merkezinin konumundan hesaplanmaktadır:

\[ m_a=m\frac{b}{L} \qquad;\qquad m_p=m\frac{a}{L} \]

Yaylandırılmış kütle için aynı dağılım:

\[ m_{susa}=m_{sus}\frac{b}{L} \qquad;\qquad m_{susp}=m_{sus}\frac{a}{L} \]

olarak kurulmuştur. Hedef yanal ivme \(a_l\) belirlendikten sonra ön ve arka aksın karşılaması gereken merkezkaç kuvvetleri:

\[ F_{cfa}=m_a a_l \]

\[ F_{cfp}=m_p a_l \]

ile hesaplanmaktadır.

Roll merkezi yük transferine nasıl giriyor?

Kaynakta ön ve arka aks dinamik yük transferleri şu biçimde modellenmiştir:

\[ \frac{\Delta Z_a}{a_l} = \frac{M g}{E_a} \left[ H\frac{K_{\phi a}}{K_{\phi a}+K_{\phi p}} + \frac{b}{L}h_{ra} \right] \]

\[ \frac{\Delta Z_p}{a_l} = \frac{M g}{E_p} \left[ H\frac{K_{\phi p}}{K_{\phi a}+K_{\phi p}} + \frac{a}{L}h_{rp} \right] \]

Burada \(\Delta Z_a\) ve \(\Delta Z_p\) ön ve arka akstaki yük transferini, \(E_a\) ve \(E_p\) iz genişliklerini, \(h_{ra}\) ve \(h_{rp}\) ön ve arka roll merkezi yüksekliklerini, \(K_{\phi a}\) ve \(K_{\phi p}\) aks roll rijitliklerini, \(H\) ağırlık merkezi ile roll ekseni arasındaki mesafeyi temsil etmektedir.

Roll rijitliklerinin ilk değerleri, hedef virajda gövde roll açısının 1,7° ile sınırlandırılması üzerinden:

\[ K_{\phi a}=\frac{m_a a_l h_g}{\alpha_s} \]

\[ K_{\phi p}=\frac{m_p a_l h_g}{\alpha_s} \]

şeklinde belirlenmiştir.

İç ve dış lastik yükleri

Yük transferi hesaplandıktan sonra her aks üzerindeki statik yükün yarısından yük transferi çıkarılarak iç lastik, eklenerek dış lastik yükü elde edilir:

\[ Z_{ae}=\frac{Z_a}{2}+\Delta Z_a \qquad Z_{ai}=\frac{Z_a}{2}-\Delta Z_a \]

\[ Z_{pe}=\frac{Z_p}{2}+\Delta Z_p \qquad Z_{pi}=\frac{Z_p}{2}-\Delta Z_p \]

Bu dört düşey yük, deneysel lastik interpolasyonlarına girilerek her kayma açısı için dört lastiğin yanal kuvvetleri hesaplanmaktadır:

\[ Y_{ea}(\delta)=f_\delta(Z_{ae}), \qquad Y_{ia}(\delta)=f_\delta(Z_{ai}) \]

\[ Y_{ep}(\delta)=f_\delta(Z_{pe}), \qquad Y_{ip}(\delta)=f_\delta(Z_{pi}) \]

Ön ve arka aks toplam yanal kuvvetleri:

\[ Y_a(\delta)=Y_{ea}(\delta)+Y_{ia}(\delta) \]

\[ Y_p(\delta)=Y_{ep}(\delta)+Y_{ip}(\delta) \]

olarak bulunur. Son adımda aksın ihtiyaç duyduğu merkezkaç kuvveti ile lastiklerin ürettiği kuvvet arasındaki fark hesaplanır:

\[ \Delta Y_a(\delta)=F_{cfa}-Y_a(\delta) \]

\[ \Delta Y_p(\delta)=F_{cfp}-Y_p(\delta) \]

Bu farkın sıfır olduğu kayma açısı, ilgili aksın söz konusu viraj koşulunda kuvvet dengesini sağladığı noktadır.

İlk iterasyon neden nötr değildi?

Başlangıç tasarımında ön roll merkezi \(h_{ra}=150\) mm ve arka roll merkezi \(h_{rp}=100\) mm seçilmiştir. Şekil 6'da bu geometri için ağırlık merkezi ile roll ekseni arasındaki mesafe \(H=240\) mm olarak belirlenmiştir.

Şekil 7'de ön aksın yanal kuvvet dengesi yaklaşık 3,65° kayma açısında, arka aksın dengesi ise yaklaşık 4,25° kayma açısında oluşmaktadır.

Dolayısıyla:

\[ \delta_a-\delta_p \approx 3.65^\circ-4.25^\circ <0 \]

olduğundan bu başlangıç konfigürasyonu kaynak çalışmanın tanımına göre oversteer, yani arkadan kayma/aşırı yönlenme eğilimi taşımaktadır.

İterasyon nasıl düzeltilmiştir?

Araştırmacılar bu farkı azaltmak için takip eden iterasyonda ön roll merkezini yükseltmiş, arka roll merkezini ise düşürmüştür. Bütün yük transferi, lastik kuvveti ve denge hesabı yeni roll merkezi çiftiyle tekrar yapılmıştır.

Şekil 8'de iki aksın kuvvet farkı eğrilerinin sıfır geçişleri yaklaşık aynı kayma açısında buluşmaktadır. Bu örnek yakınsamanın roll merkezi yükseklikleri:

Bu tablo çalışmanın en önemli yorum sınırını da göstermektedir: ikinci satır “tek optimum süspansiyon geometrisi” değildir. Araştırmacılar aynı nötrlük koşulunun farklı ön–arka roll merkezi çiftleriyle de sağlanabileceğini özellikle vurgulamaktadır.

Neden tek bir doğru roll merkezi çifti yok?

Roll merkezi yükseklikleri birbirinden bağımsız değildir; ön ve arka aks arasındaki yük transferi dağılımıyla birlikte çalışırlar. Ayrıca aks roll rijitliklerinin dağılımı değiştirildiğinde aynı gövde roll açısı farklı süspansiyon yayları veya viraj denge çubuklarıyla elde edilebilir. Bu değişiklik de nötr yol tutuş için gerekli roll merkezi çiftini değiştirebilir.

Bu nedenle yöntem tasarımcıya tek sayı vermek yerine bir tasarım çözüm uzayı sağlamayı amaçlamaktadır. Geometrik olarak üretilemeyen veya süspansiyon parçalarının yerleşimi açısından sorunlu bir çözüm çıktığında, tasarımcı aynı nötrlük koşulunu sağlayan başka bir ön–arka roll merkezi kombinasyonuna yönelebilir.

Çalışmanın desteklediği sonuçlar

Çalışma, tanımlanan Formula Student gösterim aracında ve kullanılan deneysel lastik verileri altında ön ve arka roll merkezi yüksekliklerinin birbirleriyle ilişkili olarak seçilebileceğini; aks kuvvet dengesi ile eşit kayma açısı koşulunun birlikte kullanılmasıyla nötr davranışa yakın bir ön tasarım çifti bulunabileceğini desteklemektedir.

Ayrıca kaynakta kullanılan örnekte 150/100 mm başlangıç çiftinin farklı ön ve arka denge kayma açıları oluşturduğu, 180/50 mm çiftinin ise yaklaşık 4° civarında iki aksın denge noktasını örtüştürdüğü gösterilmektedir.

Çalışmanın desteklemediği sonuçlar

Çalışma 180 mm ön ve 50 mm arka roll merkezi yüksekliğinin bütün yarış araçları için optimum olduğunu göstermemektedir. Gerçek bir aracın bu geometriyle pistte nötr davranacağı deneysel olarak kanıtlanmamıştır. Geçici rejimler, tam süspansiyon kinematiği, burç ve şasi esnekliği, dinamik kamber değişimi ve gerçek zamanlı roll merkezi hareketi mevcut modelde bütünüyle çözülmemiştir.

Dolayısıyla çalışma MBD, FEA veya gerçek araç doğrulamasının yerine geçmez; bunlardan önce kullanılabilecek hedef belirleme yaklaşımı sunmaktadır.

Çalışmanın Yöntemi ve Bulguları

Yöntemin bilimsel yapısı

Araştırma klasik bir yol testi veya tam araç simülasyonu değildir. Yöntem; deneysel lastik verisini, kararlı durum araç dinamiği denklemlerini ve ardışık grafiksel düzeltmeyi birleştiren iteratif grafik-analitik ön tasarım yöntemidir.

İşlem sırası şu mantığa dayanır: önce hedef yanal ivme ve araç parametreleri belirlenir; ardından uygulanabilir bir ön ve arka roll merkezi çifti seçilir. Bu değerlerle roll ekseni, roll rijitlikleri ve aks yük transferleri hesaplanır. Dört tekerleğin dinamik düşey yükleri deneysel lastik interpolasyonlarına uygulanır. Ön ve arka aksların kuvvet dengesi sağladığı kayma açıları bulunur. Kayma açıları eşit değilse roll merkezleri değiştirilir ve hesap tekrarlanır.

Lastik test koşullarının yönteme etkisi

AVON 6.2/20.0-13 lastik karakteristikleri yöntemin kritik girdisidir. Lastik kuvvetinin düşey yüke doğrusal bağlı olmadığı gerçeği, roll merkezi değişiminin nötr yol tutuş üzerindeki etkisinin oluşmasını sağlayan temel unsurlardan biridir.

Ancak kaynak örneğindeki veriler 0° kamber koşuluna aittir. Gerçek çift salıncaklı süspansiyonda viraj sırasında tekerlek kamberi değişebilir. Araştırmacılar bu nedenle mevcut çözümü nihai süspansiyon spesifikasyonu olarak değil, kamber etkileri dahil edilmeden önceki ön tasarım sonucu olarak değerlendirmektedir.

Sayısal olarak öne çıkan noktalar

Şekiller ne gösteriyor?

Şekil 1, çift salıncaklı bir aks üzerinde anlık merkezlerden hareketle roll merkezinin geometrik olarak nasıl oluşturulduğunu gösterir. Araştırmacılar şeklin yalnız geometrik/kinematik açıklama için olduğunu ve bütün araç dinamiğini temsil etmediğini özellikle belirtmektedir.

Şekil 3, AVON 6.2/20.0-13 lastiğinin 0° kamber koşulunda farklı düşey yüklerde yanal kuvvet–kayma açısı ilişkisini gösterir. Aynı kayma açısında düşey yük arttıkça yanal kuvvet artmakta, ancak ilişki doğrusal ilerlememektedir.

Şekil 4, aynı deneysel verilerin hesapta kullanılabilmesi için yanal kuvvet–düşey yük biçimine dönüştürülmesini ve farklı kayma açıları için oluşturulan interpolasyon eğrilerini gösterir.

Şekil 7, 150 mm ön ve 100 mm arka roll merkeziyle yapılan ilk iterasyonda ön ve arka aksın kuvvet farklarının sıfırı farklı kayma açılarında kestiğini açıkça gösterir.

Şekil 8 ise roll merkezleri 180 mm ön ve 50 mm arka olarak değiştirildiğinde iki sıfır geçişinin yaklaşık 4° civarında hizalanmasını göstermektedir. Çalışmadaki “nötr” yakınsama kararı bu grafiksel eşleşmeye dayanmaktadır.

Yöntemin güçlü yönü

Yöntemin temel avantajı, süspansiyon hardpoint geometrisi bütünüyle oluşturulmadan önce dinamik açıdan anlamlı roll merkezi hedefleri tanımlayabilmesidir. Tasarımcı böylece önce araç dinamiğinin gerektirdiği hedef bölgeyi belirleyip daha sonra salıncak uzunlukları, mafsal konumları ve taşıyıcı geometrisini bu hedefe göre geliştirebilir.

Bir aksın roll merkezi süspansiyon tipi veya paketleme kısıtları nedeniyle büyük ölçüde sabitse, yöntem diğer aksın gerekli roll merkezi bölgesini aramak için de kullanılabilir.

Temel sınırlılıklar

• Analiz kararlı durum viraj koşuluna yöneliktir; geçici manevraları tam olarak çözmez.
• Lastik verileri 0° kamberde elde edilmiştir.
• Roll merkezi konumları analiz sırasında sabit tasarım parametreleri kabul edilmiştir.
• İz genişliği sabit kabul edilmiştir.
• Süspansiyon kinematiği ve elastik uyumluluğun roll merkezi hareketine etkisi modellenmemiştir.
• Yakınsama resmi bir sayısal optimizasyon yerine grafiksel ardışık düzeltmeyle yapılmıştır.
• Gerçek araç testi veya tam MBD doğrulaması mevcut çalışmanın sonucu değildir.

Araştırmacılar sonraki aşamalarda kamber etkilerinin eklenmesini, gerçek/nümerik doğrulamayı, roll rijitliği dağılımının duyarlılık analizini, süspansiyon ve şasi uyumluluğunu, yapısal FEA çalışmalarını ve grafiksel yöntemin MATLAB veya Python ile otomatik bir sayısal çözücüye dönüştürülmesini önermektedir.

Kaynak ve Yöntem Notu

Tam özgün çalışma adı: Investigating the Correlation Between Front and Rear Roll Center Heights to Achieve Neutral Handling: An Iterative Design Approach Based on Experimental Tire Data

Yazarlar ve sıralama: Mădălina Boțu; Gabriel George Ursescu; Ciprian Dumitru Ciofu; Edward Rakosi.

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

Sorumlu yazarlar: Gabriel George Ursescu ve Ciprian Dumitru Ciofu.

Kurumlar: VEA MFG SRL, Sat Brătuleni, Iasi, Romanya; Faculty of Mechanical Engineering, “Gheorghe Asachi” Technical University of Iasi, Iasi, Romanya.

Dergi: Vehicles.

Yayınevi: MDPI, Basel, Switzerland.

Cilt / sayı / makale: Vehicles 2026, Cilt 8, Sayı 4, Makale 92.

DOI: 10.3390/vehicles8040092

Alınma / revizyon / kabul / yayın: 23 Mart 2026 / 7 Nisan 2026 / 12 Nisan 2026 / 17 Nisan 2026.

Kaynak türü ve hakemlik: Hakemli araştırma makalesi; deneysel lastik verileri kullanan grafik-analitik araç dinamiği ve ön süspansiyon tasarım yöntemi çalışmasıdır.

Resmî yayın bağlantısı:MDPI resmî makale sayfası

DOI bağlantısı:https://doi.org/10.3390/vehicles8040092

Lisans: Creative Commons Attribution (CC BY).

Finansman: Araştırma, “VEAINOV3D—Development of VEA MFG’s advanced innovation and production capacity in the customized medical prosthetics and automotive sector using 3D High-Tech” projesinin bir parçasıdır; SMIS kodu 338485'tir. Proje, Avrupa Birliği tarafından Romanya North-East Regional Program 2021–2027 kapsamında ve European Regional Development Fund üzerinden ortak finanse edilmektedir.

Veri erişilebilirliği: Araştırmanın özgün katkılarının çalışma içinde yer aldığı, ek soruların sorumlu yazarlara yöneltilebileceği belirtilmiştir.

Çıkar çatışması: Yazarlar çıkar çatışması bulunmadığını beyan etmiştir. Fon sağlayıcıların araştırmanın tasarımı, veri toplama/analiz/yorumlama, makalenin yazılması veya yayın kararında rol almadığı belirtilmiştir.

Yazar katkıları: Kavramsallaştırma M.B. ve G.G.U.; yöntem M.B. ve C.D.C.; yazılım G.G.U.; doğrulama E.R. ve G.G.U.; biçimsel analiz ve araştırma C.D.C.; veri düzenleme G.G.U.; ilk taslak M.B.; gözden geçirme ve düzenleme M.B. ve G.G.U.; süpervizyon E.R.; proje yönetimi M.B.; finansman edinimi G.G.U.

Yapay zekâ kullanım beyanı: Yazarlar, çalışma hazırlanırken Mart 2024 sürümü Google Gemini'nin Romenceden İngilizceye teknik çeviri ve dilsel iyileştirme amacıyla kullanıldığını; üretilen içeriğin yazarlar tarafından gözden geçirilip düzenlendiğini ve içerikten yazarların sorumlu olduğunu açıklamıştır.

Bilimsel içerik kapsamı: Bu Verianla makalesindeki teknik açıklamalar, denklemler, araç parametreleri, lastik koşulları ve sonuçlar yalnızca incelenen çalışmaya dayanmaktadır. Dış doğrulama yalnız bibliyografik yayın kimliği için kullanılmış, dış kaynaklardan yeni deneysel veya sayısal bilimsel bulgu eklenmemiştir.

Temel yorum sınırı: Çalışma bir ön tasarım yöntemidir. Deneysel veri lastik karakteristiklerine aittir; 180 mm ön ve 50 mm arka roll merkezi çiftinin gerçek Formula Student aracında pist üzerinde nötr yol tutuş sağladığı deneysel olarak doğrulanmamıştır. Lastik verileri 0° kamber koşulundadır ve mevcut yaklaşım sabit iz genişliği ile sabit roll merkezi varsaymaktadır. Sonraki MBD, FEA ve gerçek araç doğrulaması gereklidir.

Kaynak içi gösterim notları: Araç parametreleri listesinde ön ve arka iz genişliği aynı \(E_a\) sembolüyle yazılmıştır; sonraki denklemlerde arka aks için \(E_p\) kullanılmaktadır. Ayrıca sonuç bölümünde yaklaşık ortak kayma açısı bir yerde “d = 4°” biçiminde basılmışken çalışma boyunca kayma açısı \(\delta\) sembolüyle tanımlanmıştır. Bu farklar sessizce kaynak metinden silinmemiştir.