Bu araştırma, üç tekerlekli araçların yüksek ağırlık merkezi, asimetrik kütle dağılımı ve üçgen tekerlek geometrisinden kaynaklanan devrilme ve yol tutuş sorunlarını incelemek amacıyla yüksek ayrıntılı bir araç dinamiği modeli geliştirmektedir. MATLAB/Simulink ve MSC ADAMS/Car ortamlarında kurulan model; boylamsal, yanal ve düşey hareketlerle birlikte roll, pitch ve yaw hareketlerini, tekerlek dinamiklerini ve doğrusal olmayan lastik–yol etkileşimini içermektedir. Araştırmacılar modeli gerçek araç pist ölçümleriyle karşılaştırmış; ardından birbirinden bağımsız iki kontrol yaklaşımı değerlendirmiştir: elektromekanik aktüatörlere dayalı aktif roll kontrolü ve sensörlerden elde edilen roll/ivme bilgisine göre ECU'nun güç talebini sınırlandırmasına dayanan, çalışmada “pasif” olarak adlandırılan yaklaşım.

ADAMS/Car ile MATLAB/Simulink arasındaki tek şerit değiştirme karşılaştırmasında yaw rate RMS değeri Simulink için 0,083, ADAMS için 0,0775 olarak bulunmuş; kaynak iki model arasında %6,7 tepe hata ve 21 ms faz farkı bildirmiştir. Gerçek pist deneylerinde yaklaşık 50,38 km/h'de tekerlek kalkmasına ilişkin işaretler görülmüştür. Buna karşılık 30 m yarıçaplı ADAMS sabit yarıçap viraj simülasyonunda yaklaşık 38 km/h'de devrilme kararsızlığı raporlanmıştır; bu iki değer farklı manevra ve deney koşullarına ait olduğundan aynı kritik hızın iki ölçümü olarak değerlendirilmemelidir.

Aktif roll kontrolü değerlendirmesinde tek şerit değiştirme sırasında kontrolsüz durumda yaklaşık 5,8 m/s² olarak verilen tepe lateral ivme, kontrol etkinleştirildiğinde yaklaşık 3,0 m/s² seviyesine düşmüştür. Kaynak ayrıca roll açısı ve yaw rate salınımlarının azaldığını, lateral hızın daha hızlı kararlı hâle geldiğini ve tekerlek düşey kuvvet dağılımının daha dengeli tutulduğunu bildirmektedir. Çalışmanın pasif olarak adlandırdığı ikinci yaklaşım ise jiroskop, ivmeölçer ve pusula verilerini ECU'ya aktararak roll eğilimi belirli eşikleri geçtiğinde gaz talebinin sınırlandırılmasını hedeflemektedir. Aktif ve pasif sistemler birlikte çalışan tek bir hibrit kontrol sistemi olarak değil, ayrı ayrı geliştirilip değerlendirilmiştir.

Türkiye açısından çalışma; üç tekerlekli elektrikli kargo araçları, hafif şehir içi ulaşım platformları ve dar iz genişliğine sahip özel araçların devrilme eğiliminin modelleme ve düşük maliyetli elektronik kontrolle azaltılabileceğini gösteren yararlı bir mühendislik çerçevesi sunmaktadır. Ancak deney aracının kaynakta benzinli TVS King olarak tanımlanması, testlerin kuru ve yüksek tutunmalı belirli bir pistte yapılması ve kritik hızların manevraya bağlı olması nedeniyle sonuçlar Türkiye'deki bütün üç tekerlekli araçlara doğrudan aktarılmamalıdır. Yerel araç geometrisi, ağırlık merkezi, lastik, yük dağılımı, yol tutunması ve gerçek kullanım senaryoları ayrıca doğrulanmalıdır.

Üç tekerlekli araçlarda devrilme neden daha kritik olabilir?

Araştırma özellikle “delta” düzenindeki, yani bir ön ve iki arka tekerleğe sahip araçlara odaklanmaktadır. Bu mimaride ön taraftaki tek tekerlek hem yönlendirme hem de önemli boylamsal kuvvetleri taşırken arka iki tekerlek yanal yük aktarımının önemli bölümünü karşılamaktadır. Dar iz genişliği ve yüksek ağırlık merkezi birleştiğinde viraj sırasında dış tekerleğe aktarılan yük artmakta, iç tekerleğin düşey yükü ise azalabilmektedir.

Kaynakta roll kararlılığının izlenmesinde özellikle iç tekerlek düşey kuvveti ile maksimum roll açısı kullanılmaktadır. İç tekerlekteki düşey kuvvet sıfıra yaklaştığında veya sıfıra ulaştığında tekerlek kalkması ve devamında devrilme riski ortaya çıkmaktadır.

Model hangi hareketleri birlikte ele alıyor?

Araştırmacılar modeli 12 serbestlik dereceli bir araç dinamiği yapısı olarak tanımlamaktadır. Araç gövdesinin temel hareketleri:

• boylamsal öteleme,
• yanal öteleme,
• düşey öteleme,
• roll,
• pitch,
• yaw

olarak modellenmiştir. Tekerleklerin düşey hareketleri ve dönmeleri de modele dahil edilmiştir. Ön tekerleğin direksiyon hareketi ayrıca kontrol girdisi/serbestlik olarak ele alınmaktadır.

Kaynak içi sayım notu: Tablo 1'de araç gövdesi için 6 DOF, üç tekerlek için ikişer DOF ve “Front Wheel Steering” için ek 1 DOF listelenmiştir. Bu tablo doğrudan toplandığında 13 sonucu çıkmaktadır; buna rağmen çalışma genelinde model 12-DOF olarak tanımlanmaktadır. Verianla bu sayım farklılığını sessizce düzeltmemektedir.

Roll hareketinin temel denklemi

Çalışmada üç tekerlekli aracın roll moment dengesi:

\[ I_{\phi}\ddot{\phi} + C_r\dot{\phi} + K_r\phi = M_{LLT} + M_{susp} + M_{tire} \]

şeklinde ifade edilmektedir. Burada \(I_{\phi}\) roll atalet momentini, \(C_r\) roll sönümünü, \(K_r\) roll rijitliğini; sağ taraftaki terimler ise sırasıyla yanal yük transferinden, süspansiyondan ve lastiklerden kaynaklanan roll momentlerini temsil etmektedir.

Yanal yük aktarımıyla ilişkili moment:

\[ M_{LLT} = m_{sprung}h_{RC}a_y \]

olarak verilmiştir. \(m_{sprung}\) yaylanmış kütle, \(h_{RC}\) roll merkezi yüksekliği ve \(a_y\) yanal ivmedir. Denklem, yanal ivme veya ağırlık merkezinin roll merkezine göre yüksekliği arttıkça roll momentinin de artacağını göstermektedir.

Süspansiyon katkısı:

\[ M_{susp} = (K_{\phi o}\phi_o-K_{\phi i}\phi_i) + (C_{\phi o}\dot{\phi}_o-C_{\phi i}\dot{\phi}_i) \]

ve lastik kuvvetlerinden doğan roll momenti:

\[ M_{tire} = (F_{y,o}-F_{y,i})t \]

olarak modellenmektedir.

İç ve dış tekerlek yükleri devrilme riskini nasıl gösteriyor?

Roll sırasında düşey tekerlek yükleri kaynakta:

\[ F_{z,o/i} = \frac{m_{sprung}g}{2} \pm \frac{m_{sprung}h_{RC}a_y}{t} \]

şeklinde verilmektedir. Dış tekerleğin yükü artarken iç tekerleğin yükü azalır. Kaynak bu ilişkiyi tekerlek kalkmasını ve devrilme eşiğini belirlemek için kullanmaktadır.

Küçük roll açıları ve yarı kararlı viraj için roll açısı:

\[ \phi = \frac{m_{sprung}h_{RC}a_y}{K_{roll}} \]

şeklinde doğrusallaştırılmaktadır. Buna göre roll rijitliği \(K_{roll}\) yükseldikçe aynı yanal ivme için gövde roll açısı azalır.

Roll, yaw ve yanal hareket neden birlikte modelleniyor?

Üç tekerlekli araçlarda viraj sırasında yalnız gövde eğimi değişmez. Yanal hız ve yaw rate değişirken tekerleklerdeki yanal kuvvetler de yeniden dağılır. Çalışma bu kuplajı:

\[ m(\dot{v}_y+ur) = F_{y,f}+F_{y,r} \]

ve:

\[ I_z\dot{r} = a_fF_{y,f}-a_rF_{y,r} \]

ilişkileriyle ifade etmektedir. \(v_y\) yanal hız, \(u\) boylamsal hız, \(r\) yaw rate, \(I_z\) yaw atalet momentidir.

Araştırmacılar özellikle yüksek ağırlık merkezi, dar iz genişliği ve arka aks ağırlık baskınlığı nedeniyle yanal yük aktarımı ile yaw davranışının birbirinden bağımsız değerlendirilmemesi gerektiğini savunmaktadır.

Lastik modeli neden kritik?

Üç tekerlekli araç devrilme sınırına yaklaşırken lastikler genellikle küçük slip açılarındaki doğrusal bölgede kalmaz. Bu nedenle kaynakta hem doğrusal lastik yaklaşımı hem de Pacejka '94 Magic Formula değerlendirilmiştir.

Doğrusal yaklaşım:

\[ F_y \approx C_{\alpha}\alpha \]

şeklindedir. Burada \(C_{\alpha}\) cornering stiffness ve \(\alpha\) slip açısıdır. Araştırmacılar bu ilişkinin küçük slip açılarında yeterli olabildiğini, ancak slip arttıkça doygunluğu temsil edemediğini belirtmektedir.

Pacejka yaklaşımı ise:

\[ F_y = D\sin \left[ C\arctan \left( B\alpha - E(B\alpha-\arctan(B\alpha)) \right) \right] \]

şeklinde kullanılmıştır. \(B\), \(C\), \(D\) ve \(E\) sırasıyla rijitlik, şekil, tepe ve eğrilik faktörlerini temsil etmektedir.

Doğrusal ve doğrusal olmayan lastik sonuçları ne kadar ayrılıyor?

Kaynak Tablo 2, doğrusal model ile Pacejka modelleri arasındaki lateral kuvvet farkının slip açısı büyüdükçe belirgin biçimde arttığını göstermektedir:

8–10. sayfalardaki grafikler de bu farkın fiziksel nedenini göstermektedir. Küçük slip açılarında kuvvet artışı yaklaşık doğrusal görünürken daha yüksek açılarda gerçekçi lastik modeli doygunluğa yaklaşmaktadır. Normal yük arttığında erişilebilir lateral kuvvet de yükselmekte, ancak artış sınırsız devam etmemektedir.

MATLAB/Simulink ve ADAMS modelleri nasıl kullanıldı?

MATLAB/Simulink modeli temel araç dinamiği denklemlerini, sürüş ve yönlendirme girdilerini, lastik modellerini ve kontrol mantığını birleştirmektedir. ADAMS/Car tarafında ise süspansiyon geometrisi, kinematik bağlantılar, uyumluluklar ve çok gövdeli mekanik yapı daha ayrıntılı temsil edilmektedir.

12. sayfadaki Şekil 8, fiziksel araç mimarisine benzeyen üç boyutlu MBD modelini göstermektedir. Arka yapı şasi, güç aktarımı, yolcu/sürücü kütlesi, süspansiyon ve arka tekerleklerden; ön yapı ise direksiyon çatalı, gidon, ön süspansiyon ve ön tekerlekten oluşmaktadır.

Step-steer simülasyonu ne gösterdi?

Step-steer testinde direksiyon açısı kısa sürede ani olarak değiştirilmiştir. Şekil 9 farklı araç hızlarında lateral acceleration, roll angle ve yaw rate tepkilerini göstermektedir. Hız arttıkça yanal ve roll tepkileri büyümekte ve yüksek hızlarda salınımlar daha belirgin hâle gelmektedir.

Bu testin amacı belirli bir sürücünün davranışını yeniden oluşturmak değil, araca aynı tanımlı direksiyon girdisini vererek sistemin doğal geçici cevabını karşılaştırmaktır.

30 metre yarıçaplı dairesel viraj simülasyonunda ne oldu?

Constant Radius Cornering (CRC) manevrasında araç 30 m yarıçaplı dairesel bir yolda ilerletilmiş ve hız kademeli olarak yükseltilmiştir. Kaynak, yaklaşık 38 km/h civarında devrilme kararsızlığının gözlendiğini belirtmektedir.

Şekil 11'de hız yaklaşık 40 km/h bölgesine çıkarken lateral ivmenin yaklaşık 0,4 g seviyesine yaklaştığı görülmektedir. Bu değerler görselden okunabildiği için kesin deneysel eşik olarak değil, grafiğin gösterdiği yaklaşık eğilim olarak değerlendirilmelidir.

ADAMS ile Simulink ne kadar uyuştu?

Tek şerit değiştirme manevrası, iki modelin yaw rate sonuçlarını doğrudan karşılaştırmak için kullanılmıştır. Kaynakta:

• MATLAB/Simulink yaw rate RMS: 0,083
• ADAMS/Car yaw rate RMS: 0,0775
• Kaynakta bildirilen tepe hata: %6,7
• Faz farkı: 21 ms; Simulink tepkisi ADAMS'ın önündedir.

Araştırmacılar küçük genlik farklarını MATLAB modelinin daha rijit matematiksel temsili ile ADAMS'ın süspansiyon kinematiği, uyumluluk ve elastik etkileri daha ayrıntılı ele almasıyla ilişkilendirmektedir.

Gerçek pist doğrulaması nasıl yapıldı?

Fiziksel testler TVS test pistinde gerçekleştirilmiştir. Kaynağın Tablo 4'ünde test aracı:

• Model: TVS King,
• Motor: benzinli, 200 cc, tek silindir,
• Şanzıman: manuel,
• Tahrik: arkadan itiş,
• Dingil mesafesi: 2018 mm,
• Arka iz genişliği: 1150 mm

olarak verilmektedir.

Bu nokta önemlidir: araştırmanın genel motivasyonu ve kontrol uygulaması elektrikli üç tekerlekli araçlara uzanmasına rağmen gerçek araç dinamiği model doğrulamasında kullanılan pist aracı kaynakta içten yanmalı TVS King olarak tanımlanmıştır.

Ölçüm sistemi ne kadar ayrıntılıydı?

17. sayfadaki Şekil 16 gerçek araç içine yerleştirilen ADMA–Genesys ataletsel ölçüm sistemi, veri kaydedici ve direksiyon sensörlerini göstermektedir.

Kaynakta verilen başlıca ölçüm özellikleri:

• CS-7008 data logger: 16-bit çözünürlük, kanal başına 10 kHz'e kadar örnekleme.
• MSW direksiyon tork/açı sensörü: ±720° açı aralığı, 0,01° çözünürlük; ±20 Nm tork aralığı, 0,01 Nm çözünürlük.
• Yüksek çözünürlüklü direksiyon sensörü: 0,001° açı çözünürlüğü ve 2 kHz örnekleme.
• ADMA–Genesys: 1000 Hz'e kadar çıkış, 1 ms'den düşük gecikme, ±2 cm konum ve ±0,05 m/s hız doğruluğu.

Bu sistem sayesinde roll, pitch, yaw, slip açısı, hız, ivme ve direksiyon girdileri aynı test sırasında zaman uyumlu olarak kaydedilmiştir.

Pistin özellikleri nelerdi?

Tek ve çift şerit değiştirme testlerinde kuru, yüksek tutunmalı asfalt pist kullanılmıştır. Kaynakta:

Kaynak, tek ve çift şerit değiştirme parkurlarını ISO 3888-2 ile ilişkilendirmekte; sabit yarıçaplı dairesel testi ise ISO 4138'e göre 30 m yarıçapta tanımlamaktadır.

Gerçek araçta tekerlek kalkması hangi hızda görüldü?

19. sayfadaki test açıklamasına göre hız 50 km/h bölgesine yaklaşırken roll açısı doğrusal olmayan biçimde büyümeye başlamıştır. 50,38 km/h hızda iç tekerleklerde kalkmaya ilişkin belirgin belirtiler kaydedilmiş; bunlar ataletsel ölçüm sistemindeki düşey ivme imzaları ve iç süspansiyonun rebound davranışıyla ilişkilendirilmiştir.

Şekil 19 ayrıca 30 m yarıçaplı sabit dairesel testte hem sol hem sağ dönüş için gerçek araçta arka tekerlek kalkmasını fotoğrafla göstermektedir.

Ancak bu 50,38 km/h değeri kaynakta transient lane-change bağlamında sunulurken ADAMS CRC simülasyonundaki yaklaşık 38 km/h farklı bir manevraya aittir. Bu nedenle “üç tekerlekli aracın devrilme hızı kesin olarak 50 km/h'dir” sonucu çalışmadan çıkarılamaz.

Aktif kontrol sistemi nasıl kurulmuştur?

Aktif kontrol stratejisi için Arduino DUE tabanlı fiziksel bir kontrol/test sistemi geliştirilmiştir. Kaynak:

• 24 V DC besleme,
• 84 MHz ARM Cortex-M3 mikrodenetleyici,
• jiroskoplar,
• lineer konum sensörleri,
• Hall etkili akım sensörleri,
• sol ve sağ DC motor sürücüleri,
• Hall geri beslemeli elektromekanik aktüatörler

kullanmaktadır.

Kontrol döngüsünün yaklaşık 100 Hz çalıştığı ve PID veya state-feedback tabanlı kontrol uygulanabildiği belirtilmektedir. Şekil 28 sensör → sinyal koşullandırma → Arduino → motor sürücü → sol/sağ aktüatör geri besleme zincirini göstermektedir.

Şekil 29'da ise aktüatörlerin yer aldığı fiziksel araç/test düzeneği görülmektedir. Sonuç bölümünde bu uygulama ayrıca Arduino DUE tabanlı HIL setup olarak tanımlanmaktadır; dolayısıyla aktif kontrol doğrulamasının tam seri araç saha kontrolüyle eş tutulmaması gerekir.

Aktif roll kontrolü ne kadar fark oluşturdu?

Kaynağın aktif kontrol bölümünde tek şerit değiştirme sırasında kontrolsüz aracın tepe lateral ivmesinin 5,8 m/s² olduğu, roll direnci kontrolü etkinleştirildiğinde bu değerin 3,0 m/s² seviyesine düştüğü bildirilmektedir.

Şekil 30'da kontrol etkin olduğunda lateral ivmenin yanı sıra roll angle ve yaw rate eğrilerinin kontrolsüz duruma göre daha düşük salınım gösterdiği görülmektedir. Şekil 31'de lateral hızın daha hızlı sınırlandırıldığı, tekerlek düşey kuvvetlerinin kontrolsüz durumda görülen tehlikeli yük boşalmasına karşı daha dengeli kaldığı ve lateral lastik kuvvetlerinin daha sınırlı seyrettiği gösterilmektedir.

“Pasif kontrol” çalışmada ne anlama geliyor?

Çalışmanın ikinci stratejisi, yapısal aktif süspansiyon aktüatörleri eklemek yerine aracın mevcut elektronik kontrol altyapısını ve düşük maliyetli sensörleri kullanmayı hedeflemektedir. Araç içine yerleştirilen sensör modülü:

• jiroskop,
• ivmeölçer,
• pusula

içermektedir.

Jiroskop roll rate'i, ivmeölçer yanal ivmeyi ve pusula araç yönelimini izlemektedir. Bu sinyaller ECU'ya aktarılır ve önceden tanımlanan roll/lateral ivme eşikleriyle karşılaştırılır.

Kaynak bu sistemi “passive roll control” olarak adlandırmaktadır; ancak ECU'nun gaz talebini değiştirmesi nedeniyle bu ifade klasik, tamamen mekanik pasif süspansiyon anlamında kullanılmamaktadır.

Pasif bölümdeki kaynak içi müdahale tutarsızlığı

Bölüm 11'in başlangıcında:

“no active intervention occurs in this passive setup”

anlamındaki ifade kullanılarak sistemin yalnız roll dinamiklerini izlediği belirtilmektedir.

Ancak hemen sonraki bölümlerde:

• eşik aşıldığında ECU'nun throttle input'u azalttığı,
• yüksek lateral acceleration tespit edilirse gücü sınırlandırdığı,
• rollover riski görülürse acceleration'ı sınırladığı veya braking başlattığı

yazılmaktadır.

Dolayısıyla kaynak içinde “pasif” stratejinin yalnız gözlem yapan bir izleme sistemi mi, yoksa güç aktarımına müdahale eden yazılımsal bir roll azaltma sistemi mi olduğu konusunda terminolojik bir gerilim bulunmaktadır. Araştırmanın sonuç bölümü ikinci yorumu desteklemekte ve “threshold-based throttle corrections” uygulandığını açıkça belirtmektedir.

Çalışmanın desteklediği sonuçlar

• MATLAB/Simulink ve ADAMS modellerinin tek şerit değiştirme yaw rate sonuçları birbirine yakın eğilim göstermiştir.
• Gerçek pist ölçümleri üç tekerlekli test aracının yüksek hızdaki manevralarda belirgin roll ve tekerlek kalkması eğilimi gösterdiğini doğrulamıştır.
• 30 m yarıçaplı ADAMS CRC simülasyonunda yaklaşık 38 km/h civarında roll kararsızlığı raporlanmıştır.
• Transient gerçek test açıklamasında 50,38 km/h civarında tekerlek kalkmasına ilişkin belirtiler kaydedilmiştir.
• Aktif roll kontrolü tek şerit değiştirme bağlamında tepe lateral ivmeyi 5,8 m/s²'den 3,0 m/s²'ye düşürmüştür.
• Aktif kontrol kaynak grafiklerinde roll ve yaw salınımlarını azaltmış, tekerlek yük dağılımını daha kararlı tutmuştur.
• Sensör–ECU tabanlı ikinci yaklaşım roll riski yükseldiğinde güç talebini sınırlandırabilecek düşük donanım maliyetli bir kontrol mimarisi olarak önerilmiştir.

Çalışmanın desteklemediği veya doğrudan kanıtlamadığı sonuçlar

• Bütün üç tekerlekli araçlar için evrensel devrilme hızının 50 km/h olduğu gösterilmemiştir.
• 38 km/h simülasyon eşiği ile 50,38 km/h gerçek/transient sonuç aynı test koşulunun tekrarları değildir.
• Model validasyon pist aracının elektrikli olduğu gösterilmemiştir; Tablo 4 araçta 200 cc benzinli motor belirtmektedir.
• Aktif ve pasif kontrolün birlikte çalışan tek bir bütünleşik mimari olarak test edildiği gösterilmemiştir.
• Pasif stratejinin bütün manevralar için nicel performans kazanımları ayrı bir kapsamlı sonuç tablosuyla verilmemiştir.
• Gerçek dünyadaki bütün yol yüzeyleri, yağmur, düşük tutunma, farklı lastikler veya farklı yükleme geometrileri kapsamlı biçimde doğrulanmamıştır.
• Araştırma bir seri üretim fonksiyonel güvenlik, homologasyon veya ticari araç güvenlik garantisi değildir.
• Arduino DUE tabanlı aktif kontrol düzeneğinin uzun dönem otomotiv dayanıklılığı veya seri üretim güvenilirliği gösterilmemiştir.

Çalışmanın Yöntemi ve Bulguları

Araştırmanın deney ve modelleme zinciri

Gerçek test aracının temel özellikleri

Bu tablo, araştırmanın elektrikli üç tekerlekli araçlara ilişkin kontrol hedefi ile fiziksel araç model-validasyon platformunun aynı şey olmadığını açıkça göstermektedir.

Yükleme koşulları neden önemli?

Kaynakta araç; kerb, yalnız sürücü ve GVW durumlarında ayrı kütle dağılımlarıyla incelenmiştir. Üç tekerlekli araçlarda yolcu veya yükün konumu ağırlık merkezi yüksekliğini ve ön/arka aks yük dağılımını değiştirebildiği için roll davranışı yükleme durumuna duyarlıdır.

Tek şerit değiştirme Tablo 5–6 sonuçları 30, 40, 45 ve 50 km/h hızların farklı laden/unladen koşullarındaki direksiyon, lateral acceleration, slip, roll ve yaw değerlerini vermektedir. Kaynak tablo içinde bazı sayısal yazım/format sorunları bulunduğundan şüpheli hücreler Verianla tarafından tahmin edilerek yeniden oluşturulmamıştır.

Testler nasıl tekrarlandı?

Fiziksel test metodolojisinde iki hız bölgesi tanımlanmıştır:

• Faz I — ≤28 km/h: doğrusal araç davranışını yakalamak için küçük hız artışları.
• Faz II — >28 km/h: roll doygunluğu ve stabilite sınırlarını incelemek için daha yüksek hızlar.

Her manevranın güvenilirlik amacıyla üç kez tekrarlandığı belirtilmektedir.

Tek ve çift şerit değiştirme testleri

18. sayfadaki Şekil 17 ve 18, gerçek test pistine kurulan tek ve çift şerit değiştirme rotalarını hem ölçülendirilmiş şema hem fotoğraf olarak göstermektedir. Araç bu parkurlarda transient steering, yaw rate, lateral acceleration ve lateral load transfer açısından ölçülmüştür.

20–22. sayfalardaki grafiklerde farklı tekrarların lateral acceleration, roll angle, steering angle ve yaw rate eğrilerinin benzer genel şekiller izlediği görülmektedir. Bu tekrarlar, testin tek bir sürüş kaydına dayanmadığını göstermektedir.

Simülasyon–deney karşılaştırması

Şekil 22 ve 23, 30 km/h yüklü tek şerit değiştirme koşulunda ADAMS sonuçları ile ölçülen steering angle ve yaw rate sinyallerini üst üste göstermektedir. Eğriler temel tepe ve işaret değişimlerini benzer zaman bölgelerinde yakalamaktadır; ancak özellikle yaw response'da genlik ve faz farklılıkları vardır.

Araştırmacılar bu genel korelasyonu modelin gerçek araç davranışını uygun seviyede temsil ettiğinin kanıtı olarak değerlendirmektedir. Bununla birlikte grafiklerin tamamen üst üste gelmemesi, modelin fiziksel sistemin her ayrıntısını bire bir yeniden üretmediğini göstermektedir.

Aktif kontrol mimarisi

Aktif sistemde sensör verileri önce sinyal koşullandırma devresine, ardından Arduino DUE mikrodenetleyicisine aktarılmaktadır. Mikrodenetleyici sol ve sağ motor sürücü devrelerine komut vererek ilgili elektromekanik aktüatörleri hareket ettirmektedir.

Hall sensörleri aktüatör konum/hız geri beslemesini, akım sensörleri ise elektriksel yükü izlemektedir. Kaynak bu geri besleme yapısının:

• aktif suspension prototipleme,
• roll stabilization,
• lateral stability enhancement,
• adaptive current control

amaçları için kullanılabildiğini belirtmektedir.

Aktif kontrolde gözlenen dinamik değişiklikler

Kaynağın Şekil 30–31 karşılaştırmasına göre kontrol etkin olduğunda:

• tepe lateral acceleration azalır,
• roll angle salınımları sınırlanır,
• yaw rate aşımı ve salınımları azalır,
• lateral velocity daha düşük seviyede tutulur,
• vertical wheel forces daha dengeli kalır,
• tekerleklerden birinin yükünün tehlikeli biçimde boşalması sınırlandırılır,
• lateral tire forces traction sınırları içinde tutulmaya çalışılır.

En açık nicel sonuç, tepe lateral ivmenin 5,8 m/s²'den 3,0 m/s²'ye düşmesidir.

Pasif kontrolün sensör–ECU mimarisi

Şekil 32, çalışma için tasarlanan sensör arayüz kartını göstermektedir. Kart üzerinde ECU/CAN iletişimine uygun bir arayüz yapısı bulunmaktadır. Şekil 33'te algoritma:

1. yol eğimi, araç hızı, ivme, throttle ve sensör yönelimini toplar,
2. roll durumunu hesaplar,
3. roll eşiğinin aşılıp aşılmadığını kontrol eder,
4. risk varsa araç acceleration'ını sınırlamaya yönelik komutu powertrain controller'a gönderir.

Şekil 34'te yeni sensör birimi mevcut ECU, powertrain controller, body controller/BMS ve telematics ECU ile bağlantılı gösterilmektedir.

Eşik yönetiminin mantığı

Pasif stratejide ECU, gerçek zamanlı lateral acceleration ve roll davranışını önceden belirlenen sınırlarla karşılaştırmaktadır. Kaynağın Şekil 35'i düşük risk bölgesinde düzeltme uygulanmadığını, eşik aşıldığında torque modulation ve daha yüksek riskte regenerative braking alanına geçilebileceğini göstermektedir.

Bu şekil kaynak içindeki “pasif sistemde aktif müdahale yoktur” cümlesiyle tam uyumlu değildir; grafik ve sonraki metin açık biçimde tahrik gücüne müdahale öngörmektedir.

Aktif ve pasif sistemlerin birbirinden ayrılması neden önemli?

Çalışmanın sonuç bölümündeki en önemli metodolojik açıklamalardan biri, iki stratejinin birlikte çalışan tek bir kontrol mimarisi olmadığıdır. Aktif controller fiziksel aktüatörlerle roll/yaw dinamiğine müdahale ederken ikinci strateji sensör ve ECU tabanlı güç sınırlamasına dayanmaktadır.

Dolayısıyla “aktif + pasif kontrol birlikte uygulandığında 5,8 m/s² → 3,0 m/s² oldu” demek doğru değildir. 5,8 → 3,0 m/s² sonucu aktif roll-resistance sistemi bağlamındadır.

Araştırmanın güçlü yönleri

• Matematiksel araç modeli, çok gövdeli ADAMS modeli ve gerçek pist verisini aynı araştırmada birleştirmektedir.
• Yüksek slip koşulları için doğrusal olmayan Pacejka lastik modeli kullanmaktadır.
• Model validasyonunda tek bir ölçüt yerine steering, yaw, roll, lateral acceleration ve tekerlek yükleri incelenmektedir.
• Gerçek araç testleri tek ve çift şerit değişimi ile sabit yarıçaplı viraj gibi farklı manevraları kapsamaktadır.
• Aktif kontrol yalnız yazılım blok diyagramıyla bırakılmamış, Arduino DUE tabanlı fiziksel kontrol düzeneğine taşınmıştır.
• Daha düşük maliyetli sensör–ECU tabanlı ayrı bir kontrol yaklaşımı da araştırılmıştır.
• Aktif ve pasif stratejilerin birbirinden bağımsız olduğu sonuç bölümünde açıkça belirtilmiştir.

Temel yöntemsel ve kaynak içi sınırlılıklar

12-DOF sayım belirsizliği: Tablo 1'deki listelenen hareketler ile çalışmanın “12-DOF” tanımı arasında görünür bir sayım belirsizliği bulunmaktadır.

Tekerlek adlandırma belirsizliği: Çalışma delta mimarisini bir ön–iki arka tekerlek olarak tanımlarken Tablo 1'de “Front Left, Front Right, Rear Wheel” ifadeleri kullanılmaktadır.

Elektrikli araç–test aracı ayrımı: Araştırmanın uygulama bağlamı elektrikli üç tekerlekli araçlar olsa da model validasyonunda verilen araç TVS King 200 cc benzinli modeldir.

Kritik hızın manevraya bağımlılığı: 30 m CRC simülasyonundaki yaklaşık 38 km/h ile transient gerçek testteki 50,38 km/h tek bir ortak devrilme eşiği olarak yorumlanmamalıdır.

Pasif kontrol terminolojisi: Kaynağın pasif sistem bölümünde önce müdahale olmadığı söylenmekte, daha sonra ECU'nun throttle/power ve gerekirse frenleme müdahalesi yaptığı açıklanmaktadır.

Genelleme sınırı: Testler belirli bir araç geometrisi, lastik, yükleme ve kuru yüksek tutunmalı pist koşullarında gerçekleştirilmiştir. Devrilme eşiği bu parametrelerin değişmesiyle değişebilir.

Kaynak ve Yöntem Notu

Tam özgün çalışma adı: Active and Passive Control Strategies for Ride Stability and Handling Enhancement in Three-Wheelers

Yazarlar ve sıraları: Dumpala Gangi Reddy; Ramarathnam Krishna Kumar.

Eş katkı/eş birinci yazar: Kaynakta belirtilmemiştir.

Sorumlu yazarlar: Dumpala Gangi Reddy ve Ramarathnam Krishna Kumar.

Kurumlar:
1. TVS Motor Company Ltd., Hosur 635 109, Tamil Nadu, India.
2. Department of Engineering Design, IIT Madras, Chennai 600 036, India.

Kaynak türü: Hakemli araştırma makalesi. Çalışma matematiksel modelleme, çok gövdeli simülasyon, gerçek pist validasyonu, aktif kontrol prototipi/HIL ve sensör–ECU tabanlı ayrı bir kontrol yaklaşımını birleştirmektedir.

Dergi: Vehicles.

Yayınevi: MDPI.

Cilt / sayı / makale numarası: 7 / 4 / 126.

DOI: 10.3390/vehicles7040126

Gönderim tarihi: 21 Ağustos 2025.

Revizyon tarihi: 19 Ekim 2025.

Kabul tarihi: 23 Ekim 2025.

Yayın tarihi: 30 Ekim 2025.

Resmî yayın bağlantısı: https://www.mdpi.com/2624-8921/7/4/126

DOI bağlantısı: https://doi.org/10.3390/vehicles7040126

Lisans: Creative Commons Attribution 4.0 International (CC BY 4.0).

Finansman: Araştırmacılar çalışmanın dış finansman almadığını bildirmiştir.

Veri erişilebilirliği: Çalışmanın özgün katkılarının makalenin içinde bulunduğu, ek soruların sorumlu yazarlara yöneltilebileceği belirtilmiştir.

Çıkar çatışması: Dumpala Gangi Reddy'nin TVS Motor Company'de çalıştığı bildirilmiştir. Diğer yazar, araştırmanın ticari veya finansal çıkar çatışması oluşturabilecek bir ilişki olmadan gerçekleştirildiğini beyan etmiştir.

Yazar katkıları: Yöntem ve doğrulama Dumpala Gangi Reddy; araştırma Dumpala Gangi Reddy ve Ramarathnam Krishna Kumar; ilk taslak Dumpala Gangi Reddy tarafından gerçekleştirilmiştir. Her iki yazar nihai metni okuyup onaylamıştır.

Bilimsel içerik sınırı: Bu Verianla makalesindeki araç dinamiği denklemleri, Pacejka karşılaştırmaları, Simulink–ADAMS değerleri, test pisti koşulları, 38 km/h ve 50,38 km/h sonuçları, 5,8 ve 3,0 m/s² lateral ivme değerleri, aktif/pasif kontrol yapıları ve yöntemsel sınırlılıklar yalnız incelenen kaynak çalışmaya dayanmaktadır. Dış kaynaklar yalnız bibliyografik kimlik ve yayın durumunun doğrulanması için kullanılmıştır.

12-DOF kaynak notu: Çalışma modeli 12-DOF olarak tanımlamaktadır. Ancak Tablo 1'de gövde için 6 DOF, üç tekerlek için toplam 6 DOF ve ayrıca ön direksiyon için 1 DOF listelenmektedir. Verianla bu görünür sayım farklılığını tahmin yoluyla düzeltmemiştir.

Araç mimarisi kaynak notu: Kaynak delta üç tekerlekli aracı bir ön ve iki arka tekerlekli yapı olarak açıklamaktadır; buna karşın Tablo 1'de “Front Left Wheel”, “Front Right Wheel” ve “Rear Wheel” adlandırması bulunur. İfade kaynakta bu biçimdedir.

Elektrikli araç doğrulama sınırı: Makalenin genel kapsamı ve kontrol hedefi elektrikli üç tekerlekli araçları içermekle birlikte, gerçek araç validasyonundaki Tablo 4 TVS King test aracını 200 cc tek silindirli benzinli araç olarak tanımlamaktadır. Bu nedenle fiziksel model validasyonu elektrikli test aracı deneyine dönüştürülerek anlatılmamalıdır.

Kritik hız kaynak notu: 30 m sabit yarıçaplı ADAMS CRC simülasyonu yaklaşık 38 km/h'de roll kararsızlığı bildirirken transient gerçek test açıklaması 50,38 km/h'de tekerlek kalkması belirtmektedir. Kaynağın sonuç bölümündeki yaklaşık 50 km/h ifadesi bu iki farklı manevranın aynı koşul olduğu anlamında kullanılmamalıdır.

Pasif kontrol kaynak notu: Bölüm 11'in ilk açıklamasında pasif sistemde aktif müdahale olmadığı belirtilirken sonraki bölümlerde ECU'nun eşik aşıldığında throttle'ı azalttığı, ivmeyi sınırladığı veya fren başlatabildiği yazılmaktadır. Bu terminolojik tutarsızlık sessizce giderilmemiştir.

Aktif/pasif ayrımı: Çalışmanın sonuç bölümüne göre aktif ve pasif stratejiler birbirinden bağımsız geliştirilmiş ve test edilmiştir; birleşik bir aktif+pasif kontrol mimarisi olarak değerlendirilmemelidir.