Bu araştırma, bir binek otomobilin bağımlı arka aksının dayanıklılığını değerlendirmek ve güvenlik açısından kritik tekerlek pimi geometrisini iyileştirmek için gerçek deney, esnek çok-cisimli dinamik simülasyon, dinamik sonlu eleman analizi ve geometrik optimizasyonu tek bir mühendislik iş akışında birleştiriyor.

Araştırmacılar önce arka aksı gerçek çalışma koşullarına benzer tekrarlı düşey yüklere maruz bırakabilen özel bir süspansiyon dayanıklılık test tezgâhı geliştirmiştir. Krank–bağlantı kolu–rocker mekanizması aracılığıyla oluşturulan yaklaşık periyodik hareket, arka aks ve stabilizatör çubuğunda eğilme ve burulma davranışı meydana getirmektedir.

Tezgâhın dinamik davranışı MSC ADAMS 2023 içinde modellenmiştir. Arka aks ve stabilizatör çubuğu tamamen rijit kabul edilmemiş; esnek gövdeler olarak tanımlanmıştır. Simülasyonda çalışma frekansı yaklaşık 2,47 Hz'dir ve tekerlek pimi bağlantısındaki baskın düşey reaksiyon yaklaşık ±800–1000 N seviyesine ulaşmaktadır. Bu sonuçlardan yaklaşık 1 kN mertebesindeki yük, sonraki arka aks sonlu eleman analizinde tezgâh koşullarını temsil eden eşdeğer tasarım yükü olarak kullanılmıştır.

Sayısal model gerçek deneyle doğrulanmıştır. Arka aksın dokuz farklı bölgesine strain gauge yerleştirilmiş ve yük çevrimleri sırasında meydana gelen gerinimler ölçülerek mekanik gerilmelere dönüştürülmüştür. Orta açıklıktaki en belirgin deneysel gerilme kanallarından birinde yaklaşık 50,74 MPa tepe gerilmesi ölçülürken aynı bölgenin FE tahmini 54,78 MPa olmuştur; bu iki değer arasındaki kaynakta hesaplanan göreli fark %7,4'tür.

ANSYS Explicit Dynamics modeli bütün arka aks üzerindeki gerilme alanını gösterdiğinde en kritik bölgenin orta kiriş değil, sağ tarafta bükülmüş yan plakanın yan kola ve spindle braketine bağlandığı geometrik geçiş olduğu belirlenmiştir. Burada maksimum von Mises eşdeğer gerilmesi yaklaşık 104 MPa'dır.

Bu doğrulanmış modelden hareketle güvenlik açısından kritik tekerlek pimi ayrıca parametrik hale getirilmiştir. Beş geometrik parametre kullanılarak Design of Experiments, response surface ve MOGA optimizasyonu uygulanmıştır. Seçilen Candidate Point 1 için response-surface sonucunda maksimum eşdeğer gerilme 184,92 MPa ve spindle kütlesi 0,5887 kg olarak raporlanmıştır. Nihai statik doğrulamada global maksimum yaklaşık 220 MPa ile montaj flanşındaki bir cıvata deliği kenarında görülürken güvenlik açısından esas alınan flange–spindle geçiş radyüsünde gerilmeler yaklaşık 180–185 MPa seviyesinde kalmıştır.

Türkiye açısından anlamı: Çalışma Romanya'da belirli bir binek otomobil arka aksı ve özel bir laboratuvar test tezgâhı üzerinde gerçekleştirilmiştir. Bu nedenle raporlanan 104 MPa, 1 kN, 180–185 MPa veya optimizasyon parametreleri Türkiye'deki herhangi bir araç aksına doğrudan tasarım değeri olarak aktarılamaz. Buna karşılık gerçek komponent testi, strain-gauge doğrulaması, çok-cisimli simülasyon ve FE optimizasyonunun aynı geliştirme zincirine bağlanması; Türkiye'deki otomotiv yan sanayi, süspansiyon ve şasi bileşeni geliştirme çalışmalarında uygulanabilecek güçlü bir yöntem örneğidir. Gerçek uygulamada ilgili aks geometrisi, malzeme, kaynak detayları, burç karakteristikleri, yol yük spektrumu, frenleme ve viraj yükleri ile yorulma ömrünün ayrıca doğrulanması gerekir.

Araştırmanın temel problemi nedir?

Bir binek otomobilin arka aksı, yalnız aracın statik ağırlığını taşımakla kalmaz; yol yüzeyindeki düzensizlikler nedeniyle sürekli değişen dinamik yükler altında çalışır. Özellikle kaynaklı sac yapılarda geometrik geçişler, kol–kiriş birleşimleri ve tekerlek pimi gibi yük yolunun keskin biçimde değiştiği bölgeler yorulma açısından kritik hale gelebilir.

Bu tür komponentleri yalnız statik bir FE modelinde tahmini bir kuvvetle analiz etmek, gerçek sistemin burçlarını, yaylarını, stabilizatör çubuğunu ve test düzeneğinin rijitliğini yeterince temsil etmeyebilir.

Araştırmanın temel yaklaşımı bu nedenle şu soruyu soruyor: Gerçek bir dayanıklılık tezgâhında ortaya çıkan hareket ve kuvvetler önce dinamik olarak modellenip, gerçek strain-gauge ölçümleriyle doğrulanan bir FE modeline aktarılırsa, arka aksın gerçek kritik bölgeleri ve güvenlik açısından önemli spindle geometrisi daha güvenilir biçimde optimize edilebilir mi?

Test tezgâhı nasıl çalışıyor?

Kaynak çalışmanın Şekil 1'i hem mekanizmanın kinematik şemasını hem de SolidWorks 2024 ile oluşturulan gerçek tezgâh CAD modelini gösteriyor.

Elektrik motorunun dönme hareketi bir krank, ayarlanabilir bağlantı kolu ve rocker kolu üzerinden arka aksın tekerlek pimi bölgelerine aktarılan periyodik düşey harekete dönüştürülmektedir.

Tezgâhta:

• arka aksın trailing arm bağlantıları gövde bağlantılarını temsil eden rijit desteklere bağlanır,
• helezon yaylar gerçek aks yay yuvaları ile üst tezgâh destekleri arasında çalışır,
• stabilizatör çubuğu operasyonel konumunda bulunur,
• rocker ve bağlantı kolları üzerinden aksa tekrarlı düşey hareket uygulanır.

Mekanizmanın strok, bağlantı kolu uzunluğu ve krank eksantrikliği değiştirilerek farklı yük seviyelerinin oluşturulabilmesi amaçlanmıştır.

Tezgâh gerçek yolun tamamını mı temsil ediyor?

Hayır. Bu araştırmada test düzeneği esas olarak düşey çevrimsel yüklemeyi yeniden üretmektedir.

Araştırmacılar frenleme ve viraj alma sırasında ortaya çıkan belirgin boylamsal ve yanal yük bileşenlerinin mevcut deney kampanyasında oluşturulmadığını açıkça belirtmektedir.

Seçilen yük seviyesi bozuk veya düzensiz yol yüzeyindeki ciddi düşey eğilme durumunu temsil etmektedir; mutlak en kötü tekerlek darbesi olarak tanımlanmamıştır.

MSC ADAMS modeli neden gerekli?

Gerçek tezgâhtaki kinematik hareketin hangi kuvveti oluşturduğunu yalnız geometriden doğrudan çıkarmak yeterli değildir. Yayların, aksın, stabilizatör çubuğunun ve bağlantı elemanlarının rijitlikleri sistemde oluşan reaksiyon kuvvetlerini değiştirir.

Bu nedenle SolidWorks modeli Parasolid biçiminde MSC ADAMS/View ortamına aktarılmıştır.

Tezgâhın ana çerçevesi rijit gövde, arka aks ve stabilizatör çubuğu ise esnek gövde olarak modellenmiştir.

Arka aks ve stabilizatör neden esnek gövde olarak ele alındı?

Bir aks tamamen rijit kabul edilirse kinematik hareket elde edilebilir ancak parçanın eğilmesi, burulması ve bu deformasyonların bağlantı reaksiyonlarına etkisi kaybolur.

Kaynak çalışmada arka aks–stabilizatör montajının FE modeli oluşturulmuş, daha sonra modal indirgeme ile Modal Neutral File (MNF) biçimine dönüştürülmüş ve ADAMS/Flex içinde esnek gövde olarak kullanılmıştır.

Böylece simülasyon:

• global rijit gövde hareketini,
• yerel elastik deformasyonu,
• burulma hareketini,
• bağlantı reaksiyon kuvvetlerini

aynı dinamik model içinde değerlendirebilmiştir.

Kinematik eklemler nasıl tanımlandı?

Dinamik çalışma frekansı nedir?

Kaynak çalışmada test ve ana dinamik simülasyon sonuçları için krank açısal hızı:

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

olarak verilmiştir.

Bu değer yaklaşık:

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

uyarım frekansına karşılık gelmektedir.

Simülasyonun ilk kısa geçici rejiminden sonra kuvvet, deplasman ve deformasyon cevapları düzenli periyodik davranışa ulaşmaktadır.

Bağlantı reaksiyon kuvvetleri ne gösterdi?

ADAMS sonuçlarında tekerlek pimi tarafındaki bağlantılarda düşey \(F_Z\) kuvvet bileşeni açık biçimde baskındır.

Kaynakta bu bileşenin yaklaşık:

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

tepe aralığına ulaştığı; \(F_X\) ve \(F_Y\) bileşenlerinin ise yaklaşık ±60–70 N'nin altında kaldığı bildirilmektedir.

Bu sonuç, tezgâhın hedeflenen şekilde ağırlıklı olarak düşey eğilme yüklemesi oluşturduğunu ve büyük istenmeyen yanal/boylamsal kuvvetler üretmediğini göstermektedir.

Yaklaşık 1 kN neyi ifade ediyor?

Çalışmadaki yaklaşık 1 kN değeri, aracın gerçek kullanımındaki mutlak maksimum tekerlek yükü değildir.

Bu değer, test tezgâhının verdiği belirli deplasman altında arka aks ve süspansiyon rijitliğinin oluşturduğu eşdeğer dinamik reaksiyondur.

Araştırmacılar daha sonra bu değeri arka aksın Explicit Dynamics analizindeki eşdeğer tasarım yükünün belirlenmesinde kullanmıştır.

Stabilizatör çubuğunun hareketi

ADAMS/Flex modeli stabilizatör çubuğunun hem toplam hareketini hem de yalnız elastik deformasyonunu ayrı ayrı verebilmektedir.

Kaynak Şekil 5'te toplam konum değişimi, Şekil 6'da elastik translasyon ve Şekil 7'de elastik açısal deformasyonlar gösterilmektedir.

Elastik translasyonların özellikle Y ve Z yönlerinde yaklaşık milimetre mertebesinde olduğu, X yönündeki deformasyonun ise çok küçük kaldığı raporlanmıştır.

Dönme sonuçlarında en büyük elastik dönme çubuğun boyuna X ekseni etrafında gerçekleşmekte, bu da tezgâh uyarımı sırasında stabilizatörün belirgin bir burulmaya maruz kaldığını göstermektedir.

Deneysel doğrulama nasıl yapıldı?

Arka aks üzerinde toplam dokuz gerinim ölçüm noktası kullanılmıştır.

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

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

Bunlara ek olarak aksın sol ve sağ baş bölgelerinde dört tek strain gauge ile sol ve sağ trailing arm üzerinde iki strain gauge kullanılmıştır.

Hangi ölçüm donanımları kullanıldı?

Çalışmanın deney zincirinde HBM MGCplus ve CANHEAD sistemleri, HBM LY6-10/350 strain gauge'lar, S9M-50 kN ve U2B-50 kN kuvvet transdüserleri ile Catman 5.6.4 veri işleme yazılımı kullanılmıştır.

LY6-10/350 strain gauge'ların nominal direnci 350 Ω, gauge factor değeri \(k=2\) olarak verilmiştir.

Malzeme için:

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

kabul edilmiştir.

Tek yönlü strain-gauge kanallarındaki ölçüm:

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

ilişkisiyle gerilmeye dönüştürülmüştür.

Deney tekrarlanabilir miydi?

Kararlı rejimde üçüncü, dördüncü ve beşinci yük çevrimleri ayrı ayrı değerlendirilmiştir.

Her kanal için ortalama, RMS, maksimum, minimum ve peak-to-peak genlik hesaplanmıştır. Üç çevrim arasındaki standart sapmaların çok küçük olması, test düzeneğinin yük çevrimini yüksek tekrarlanabilirlikle ürettiğini göstermektedir.

Deneyde ölçülen başlıca gerilmeler

Orta açıklıkta Sigma 3 kanalının yaklaşık 50–51 MPa'a ulaşması, eğilme ve burulmanın bu gauge doğrultusunda belirgin olduğunu göstermektedir.

ANSYS modeli nasıl kuruldu?

Sonlu eleman modeli ANSYS Workbench 19.2 içinde hazırlanmıştır.

Gerçek yapıda kaynaklanan parçalar sayısal modelde sürekli katı gövdeler halinde birleştirilmiş; küçük ve global rijitliği etkilemediği kabul edilen fillet ve pahlar sadeleştirilmiştir.

Arka aks:

• ana torsion beam,
• trailing arm'lar,
• wheel-spindle bölgeleri,
• yay ve stabilizatör bağlantı braketleri

ile birlikte 3B solid elemanlarla modellenmiştir.

Gerilme gradyanlarının yüksek olması beklenen geometrik geçişlerde ve strain-gauge noktalarında daha ince ağ kullanılmıştır.

Neden Explicit Dynamics kullanıldı?

Araştırmacılar arka aksı quasi-static tek yük adımıyla çözmek yerine ANSYS Explicit Dynamics içinde gerçek bir zamana bağlı yük çevrimi olarak analiz etmiştir.

Bu nedenle kaynak Şekil 14'te gösterilen von Mises haritası statik bir çözüm değil, geçici rejim sona erdikten sonra maksimum reaksiyon kuvvetine karşılık gelen belirli bir zaman anındaki dinamik gerilme alanıdır.

Arka aksın en kritik bölgesi neresi?

FE analizinde en yüksek von Mises eşdeğer gerilme, uyarımın uygulandığı tarafta bükülmüş yan plaka ile yan kolun birleştiği köşe bölgesinde görülmüştür:

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

Bu bölge aynı zamanda düşük yorulma güvenlik faktörü ve elverişsiz gerilme oranının görüldüğü bölgedir.

Orta açıklıktaki U biçimli kirişte maksimum yaklaşık 54,6 MPa, komşu bölgelerde ise yaklaşık 41 MPa gerilme hesaplanmıştır.

Deney ile FE modeli ne kadar uyuştu?

Kaynak çalışmada mutlak hata:

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

ve FE sonucuna göre tanımlanan göreli hata:

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

ile hesaplanmıştır.

Özellikle Sigma 3 noktasındaki 50,74 MPa deneysel değer ile 54,78 MPa FE sonucu arasındaki fark %7,4'tür. Bu bölge, arka aks orta açıklığındaki önemli yük taşıma davranışının FE modeli tarafından başarılı biçimde yeniden üretildiğini göstermektedir.

Bununla birlikte bütün noktaların hatası %10'un altında değildir. Kaynak Tablo 2'de Nokta 1 için %21,8 ve Nokta 4 için %16,2 hata bulunmaktadır. Nokta 1'de mutlak gerilme çok küçük olduğundan yalnız yüzde hata üzerinden model kalitesini yorumlamak yanıltıcı olabilir.

Yöntem ve Bulgular

Spindle neden ayrıca optimize edildi?

Tekerlek pimi, wheel hub ve rulmanların doğrudan bağlandığı güvenlik açısından kritik parçadır. Araştırmacılar spindle kırılmasının tekerleğin kaybına yol açabileceğini belirterek optimizasyonu bütün arka aks yerine özellikle bu komponent üzerinde yoğunlaştırmıştır.

Buradaki optimizasyon yük durumunun, önceki yaklaşık 1 kN'lık dayanıklılık tezgâhı yüküyle karıştırılmaması gerekir.

Spindle için ayrıca maksimum izin verilebilir wheel-bearing yükünü temsil eden:

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

kuvvet uygulanmıştır.

Hangi geometrik değişkenler optimize edildi?

Response surface sonuçları ne gösterdi?

Geometrik geçişin blend uzunluğu P1 ve fillet radyüsü P2 büyüdükçe maksimum eşdeğer gerilmenin düştüğü görülmüştür.

Merkezi çap P3 ise gerilme, deformasyon ve kütle üzerinde daha güçlü etki göstermektedir:

• P3 büyüdükçe gerilme azalır,
• toplam deformasyon azalır,
• spindle kütlesi artar.

Bu nedenle optimum tasarım yalnız en büyük çapı veya en düşük kütleyi seçmek yerine güvenlik ve kütle arasında bir uzlaşma problemi oluşturmuştur.

MOGA optimizasyonu

Response-surface optimizasyonunun son aşamasında Multi-Objective Genetic Algorithm (MOGA) kullanılmıştır.

İki ana amaç:

• spindle kütlesini azaltmak,
• maksimum eşdeğer von Mises gerilmesini azaltmak

olarak tanımlanmıştır.

Algoritma üç non-dominated aday çözüm üretmiştir.

Neden Candidate Point 1 seçildi?

Candidate Point 2 en düşük kütleye sahiptir ancak maksimum eşdeğer gerilmesi 265,38 MPa ile diğer iki adaydan belirgin biçimde yüksektir.

Candidate Point 1 ise 184,92 MPa ile en düşük response-surface gerilmesini sağlamaktadır. Kütlesi 0,5887 kg'dır.

Tekerlek piminin güvenlik açısından kritik olması nedeniyle araştırmacılar küçük kütle cezasından çok gerilmenin azaltılmasına öncelik vermiş ve Candidate Point 1'i seçmiştir.

Seçilen spindle geometrisi

Nihai FE doğrulamasında neden 220 MPa görülüyor?

Response-surface tablosunda Candidate Point 1 için P7 = 184,92 MPa verilmesine rağmen kaynak Şekil 20'nin ayrıntılı nihai FE çözümünde global maksimum gerilme yaklaşık 220 MPa'dır.

Bu iki sayı aynı fiziksel konumu temsil etmemektedir.

Yaklaşık 220 MPa'lık global maksimum, montaj flanşındaki bir cıvata deliği kenarında meydana gelmektedir.

Güvenlik açısından optimizasyonun odaklandığı flange–spindle geçişindeki fillet bölgesinde ise gerilmeler yaklaşık:

\[ 180\text{–}185\ \mathrm{MPa} \]

düzeyinde kalmaktadır.

Araştırmacılar bu sonucu başlangıç spindle geometrisine göre kritik geçiş gerilmesinde belirgin iyileşme olarak değerlendirmektedir.

Çalışmanın güçlü yönleri

• Gerçek fiziksel arka aks test edilmiştir.
• Özel dayanıklılık test tezgâhı geliştirilmiştir.
• Multibody modelde arka aks ve stabilizatör esnek gövde olarak ele alınmıştır.
• Dokuz noktada gerçek strain-gauge ölçümü yapılmıştır.
• FE sonuçları deneysel gerilme değerleriyle doğrudan karşılaştırılmıştır.
• FE modeli yalnız ölçüm noktalarını değil bütün aks yüzeyindeki kritik bölgeleri ortaya çıkarmıştır.
• Doğrulanmış sayısal model spindle optimizasyonunun başlangıç noktası olarak kullanılmıştır.
• Optimizasyon kütle, gerilme, rijitlik ve üretilebilirliği birlikte değerlendirmektedir.

Çalışmanın desteklediği başlıca sonuçlar

• Test tezgâhının yaklaşık 2,47 Hz çalışma koşulunda tekrarlanabilir periyodik yükleme oluşturabildiği gösterilmiştir.
• Tekerlek pimi tarafındaki ADAMS reaksiyonlarının ağırlıklı olarak düşey yönde ve yaklaşık ±800–1000 N seviyesinde olduğu bulunmuştur.
• Gerçek strain-gauge kayıtları üç kararlı çevrim boyunca yüksek tekrarlanabilirlik göstermiştir.
• Orta açıklıktaki önemli bir ölçüm noktasında 50,74 MPa deneysel gerilmeye karşı 54,78 MPa FE tahmini elde edilmiştir.
• Arka aksın en kritik bölgesinin yan plaka–yan kol–spindle bağlantısı olduğu ve yaklaşık 104 MPa maksimum von Mises gerilmesine ulaştığı bulunmuştur.
• Spindle geometrisinde geçiş uzunluğu, fillet radyüsü ve merkezi çapın gerilme üzerinde anlamlı etkisi olduğu gösterilmiştir.
• MOGA Candidate Point 1, incelenen üç non-dominated çözüm arasında en düşük response-surface maksimum gerilmesini sağlamıştır.
• Nihai spindle-filleti gerilmeleri maksimum yatak yükleri altında yaklaşık 180–185 MPa düzeyinde kalmıştır.

Çalışmanın henüz kanıtlamadığı sonuçlar

• Arka aksın bütün gerçek yol yükleri altında yorulma ömrü belirlenmemiştir.
• Frenleme ve viraj alma kaynaklı birleşik yanal–boylamsal yükler deney tezgâhında mevcut çalışmada uygulanmamıştır.
• Malzeme davranışı doğrusal elastik kabul edilmiştir.
• Kaynak dikişi geometrileri ve kaynak ayağı ayrıntıları idealize edilmiştir.
• Burç ve bağlantı modelleri gerçek sistemin bütün doğrusal olmayan davranışlarını içermemektedir.
• Tam S–N veya ε–N temelli sayısal ömür tahmini gerçekleştirilmemiştir.
• Deneysel kampanya tek bir temsilî arka aks numunesi üzerinde yapılmıştır; üretim ve malzeme saçılımının istatistiksel etkisi ölçülmemiştir.
• Optimize edilmiş spindle geometrisinin fiziksel prototipi üzerinde gerçek yorulma testi sunulmamıştır.
• Tam deneysel modal analiz ve frekans cevap fonksiyonu doğrulaması mevcut çalışmanın parçası değildir.
• Başlıktaki sürdürülebilirlik ifadesine rağmen çalışma yaşam döngüsü analizi, karbon ayak izi veya nicel çevresel etki hesabı yapmamaktadır.

Gelecek çalışma

Araştırmacılar sonraki aşamalarda daha fazla yük senaryosunun, ayrıntılı kaynak ve bağlantı modellerinin, doğrudan yorulma ömrü kriterlerinin ve olasılıksal değerlendirmelerin optimizasyona eklenmesini önermektedir.

Ayrıca daha fazla arka aks numunesi üzerinde deney yapılması ve deneysel modal analizle FE modelinin dinamik frekans davranışının doğrulanması planlanmaktadır.

Kaynak ve Yöntem Notu

Tam özgün çalışma adı: Dynamic Finite Element and Experimental Strain Analysis of a Passenger-Car Rear Axle for Durable and Sustainable Suspension Design

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

Yazar sırası: Kaynak çalışmadaki sıra aynen korunmuştur.

Eş katkı/eş birinci yazar: Kaynakta eş birinci yazarlık veya eş katkı bildirimi bulunmamaktadır.

Sorumlu yazar: Ionut Daniel Geonea.

Kurumlar:

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

Dergi: Vehicles.

Yayınevi: MDPI, Basel, Switzerland.

Bibliyografik kayıt: Vehicles 2026, 8, 9.

DOI: 10.3390/vehicles8010009

Gönderim tarihi: 4 Aralık 2025.

Revizyon tarihi: 26 Aralık 2025.

Kabul tarihi: 1 Ocak 2026.

Yayın tarihi: 3 Ocak 2026.

Kaynak türü ve hakemlik: Hakemli araştırma makalesi. Çalışma gerçek test tezgâhı ve strain-gauge deneyleriyle doğrulanan çok-cisimli dinamik model, explicit dynamic FE analizi ve response-surface/MOGA optimizasyonunu birleştirmektedir.

Preprint durumu: Kaynak çalışmada ayrıca bir preprint sürüm bilgisi belirtilmemektedir; Verianla değerlendirmesinde yayımlanmış hakemli sürüm esas alınmıştır.

Resmî yayın bağlantısı:https://www.mdpi.com/2624-8921/8/1/9

DOI bağlantısı:https://doi.org/10.3390/vehicles8010009

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

Finansman: Araştırma dış finansman almamıştır.

Veri erişilebilirliği: Araştırma verilerinin makul talep üzerine sorumlu yazardan temin edilebileceği belirtilmiştir.

Çıkar çatışması: Yazarlar çıkar çatışması bulunmadığını beyan etmektedir.

Ek materyaller: Çalışmada esnek multibody arka aks simülasyonu, deneysel tezgâh testi ve deneysel veri toplama sürecine ilişkin üç destekleyici video yayımlanmıştır.

Yazar katkıları: Kavramsallaştırma I.D.G. ve I.D.; yöntem I.D.G. ve I.D.; yazılım I.D.G.; doğrulama L.R. ve C.C.; biçimsel analiz ve araştırma I.D.G.; kaynaklar I.D.; veri düzenleme C.C.; ilk taslak I.D.G.; inceleme ve düzenleme I.D.G.; görselleştirme L.R.; gözetim, proje yönetimi ve finansman edinimi I.D. tarafından gerçekleştirilmiştir.

Bilimsel doğrulama düzeyi: Arka aks FE modelinin gerilme dağılımı gerçek strain-gauge ölçümleriyle karşılaştırılmıştır. Spindle optimizasyonunun nihai geometrisi ise sonlu eleman analiziyle değerlendirilmiş fakat fiziksel spindle prototipi üzerinde yeni bir yorulma deneyi gerçekleştirilmemiştir.

Kaynak içindeki önemli teknik ve editoryal noktalar

• Bölüm 3.1'de krank hareketi \( \phi(t)=\phi_0+\Delta\phi\sin(2\pi ft) \) biçiminde harmonik açısal konum yasasıyla tarif edilmektedir. Buna karşılık Bölüm 3.3 ve 3.4'te simülasyon ve deney için krankın sabit \(15,5\ \mathrm{rad/s}\) açısal hızla döndüğü belirtilmektedir. Bu iki sürüş tanımı matematiksel olarak aynı değildir.
• Kinematik tanımlarda E ve F rocker ile düşey kollar arasındaki küresel eklemler, G ve H ise wheel-spindle tarafındaki silindirik bağlantılardır. Şekil 3 açıklaması E eklemini wheel-spindle tarafındaki silindirik bağlantı olarak tanımladığı için kaynak içinde eklem etiketi/açıklaması uyuşmazlığı bulunmaktadır.
• Kaynak metin FE–deney hatalarının genellikle yaklaşık %10–15'in altında olduğunu belirtmektedir. Ancak Tablo 2'de Nokta 1 için %21,8 ve Nokta 4 için %16,2 değerleri bulunmaktadır. Özellikle Nokta 1'in mutlak gerilmesi çok küçük olduğu için küçük mutlak fark yüksek göreli yüzde oluşturmaktadır.
• Arka aksın 104 MPa kritik gerilme sonucu yaklaşık 1 kN mertebesindeki dayanıklılık-tezgâhı eşdeğer yüküyle elde edilmektedir. Spindle optimizasyonundaki 180–185 MPa sonuçları ise ayrı ve daha ağır bir maksimum wheel-bearing yük senaryosunda 2500 N ve 3500 N kuvvetler kullanılarak elde edilmiştir. Bu iki gerilme sonucu aynı yük durumu değildir.
• Response-surface optimizasyon tablosunda Candidate Point 1 için maksimum eşdeğer gerilme 184,92 MPa'dır. Nihai ayrıntılı FE çözümünde global maksimum yaklaşık 220 MPa ile flanş cıvata deliği kenarında görülürken optimizasyonun esas aldığı flange–spindle fillet bölgesi yaklaşık 180–185 MPa'da kalmaktadır.
• Kaynakta nominal S–N ilişkisi kullanılarak bir yorulma güvenlik faktörü haritası oluşturulmuştur; ancak yazarlar tartışma bölümünde tam bir yorulma ömrü tahmininin henüz yapılmadığını açıkça belirtmektedir. Dolayısıyla çalışma belirli bir kilometre veya çevrim ömrü sonucu vermemektedir.

Bilimsel içerik notu: Bu Verianla makalesindeki test değerleri, cihaz bilgileri, ADAMS parametreleri, strain-gauge sonuçları, FE gerilmeleri, hata oranları, spindle geometrik parametreleri ve optimizasyon sonuçları yalnız incelenen kaynak çalışmaya dayanmaktadır. Dış kaynaklar bilimsel bulgu eklemek için değil, yalnız bibliyografik kimlik ve yayın durumunu doğrulamak amacıyla kullanılmıştır.

Verianla Live notu: Süreç bileşeni kaynak çalışmanın Bölüm 2–6 arasındaki deneysel–sayısal doğrulama zincirinden oluşturulmuştur. Candidate Point karşılaştırmasındaki 184,92, 265,38 ve 187,72 MPa değerleri kaynak Tablo 4'ten aynen alınmıştır. Kaynakta bulunmayan deneysel veri, interpolasyon veya optimizasyon sonucu üretilmemiştir.