RAPPORT PROJET MECANIQUE

Transcription

École Supérieure des Technologies Industrielles Avancées
Date de remise du dossier : 23/03/2012
ESTIA 2013
Alexandre HAGEN - Bastien MOULIA - Caroline SCHMITT - Guillaume TASTET – Florent VARIN
Alexandre HAGEN - Bastien MOULIA - Caroline SCHMITT - Guillaume TASTET - Florent VARIN
Sommaire
I.
Préambule ......................................................................................................................................... 3
1.
Objectif du projet ......................................................................................................................... 3
2.
Cahier des charges ....................................................................................................................... 3
II.
Analyse et hypothèses de conception ............................................................................................. 4
III.
Description du système .................................................................................................................. 5
1.
Schéma cinématique du système ................................................................................................ 5
2.
Description du système................................................................................................................ 5
IV.
Dimensionnement et études mécaniques ..................................................................................... 6
1.
Dimensionnement des engrenages : ........................................................................................... 6
2.
Dimensionnement Coussinet Arbre d'entrée : ............................................................................ 8
3.
Dimensionnement Coussinet arbre sortie : ................................................................................. 9
4.
Dimensionnement Clavette arbre central : ............................................................................... 10
5.
Dimensionnement Roulements : ............................................................................................... 10
6.
Calculs des vitesses utiles : ........................................................................................................ 11
7.
Calculs des couples utiles : ......................................................................................................... 14
V.
Choix des constructeurs................................................................................................................. 16
VI.
Mise en plan ................................................................................................................................. 18
VII.
Conclusion ................................................................................................................................... 24
2
I. Préambule
1. Objectif du projet
« Concevoir un système pour faciliter les opérations de serrage/desserrage des écrous
lors du changement d’une roue d’automobile. Ce système doit avoir un encombrement
réduit en vue de son rangement dans le coffre. »
Dans cette étude, nous ne tenons pas compte du coût dans nos choix de conception et
de matériaux.
Photo d’une roue d’une Renault Mégane
2. Cahier des charges
Choix d’un type de véhicule : Mégane de Renault
Disposition des écrous sur la roue :
70 mm
70 mm
3
Contraintes de conception :







Adaptable à un modèle de véhicule spécifique (4 écrous)
Serrage et desserrage des écrous en simultanée
Couple maximum de serrage d’un écrou de roue = 100 N.m
Système utilisable sur le réseau routier
Système stockable dans le compartiment d’un coffre ou d’une roue de secours
Utilisable par une seule personne (adulte de sexe masculin ou féminin)
Système non breveté, non existant
II. Analyse et hypothèses de conception
L’analyse du cahier des charges nous a menés aux problématiques suivantes :
 Comment desserrer/serrer les 4 écrous avec un couple de 100 Nm chacun en ayant
un couple en entrée de seulement 100 N.m ?
SOLUTION : En utilisant un couple de 100N.m en entrée, on doit fournir un couple
final de 400 N.m. En réduisant la vitesse, nous pouvons augmenter le couple en
utilisant un réducteur. Ce réducteur devra posséder un rapport de 4 minimum afin de
répondre à l’exigence précédente.
 Comment serrer de manière uniforme les 4 écrous ?
SOLUTION : En utilisant un limiteur de couple entre les douilles et le réducteur.
Ce limiteur permettra d’avoir un effort de serrage uniformément réparti entre les 4
écrous à un couple de 100 N.m
 Comment desserrer un écrou bloqué ou grippé avec le limiteur de couple ?
SOLUTION : Pour répondre à cette question on doit envisager de n’utiliser qu’un
limiteur de couple dit « unidirectionnel ». En effet, la limitation du couple ne sera
effective que pour la phase de serrage. Il permettra alors, lors des phases de
desserrage, de ne pas limiter le couple.
 Comment répondre à la contrainte d’encombrement ?
SOLUTION : L’utilisation d’un réducteur « classique » peut s’avérer fort encombrant
et ne permet pas de répondre à notre contrainte d’encombrement. C’est pourquoi,
nous avons décidé d’utiliser un réducteur de type épicycloïdal. Ce dernier nous
permet d’atteindre nos objectifs de réduction (rapport de 4) et d’encombrement.
4
 Quels sont les choix de fabrication pour les pignons ?
SOLUTION : Nous avons ici choisi des pignons arbrés sans tenir compte du coût. Si
nous l'avions fait, nous aurions plutôt opté pour un assemblage entre l'engrenage et
l'arbre par frettage.
 Comment placer les douilles du système en phase avec les écrous de la roue ?
SOLUTION : Les têtes soutenant les douilles du système doivent posséder un jeu
angulaire qui facilitera l’insertion des écrous dans les douilles.
III. Description du système
1. Schéma cinématique du système
Manivelle
Douilles
2. Description du système
Pour notre système, nous avons fait le choix d’un train épicycloïdal. Ce type de train
présente l’avantage de transmettre un fort couple tout en gardant un faible encombrement.
Notre système mécanique se décompose en deux parties. Une partie dite de
“réduction“ (train épicycloïdal) et une partie dite de “distribution” (composée de
l’engrenage central).
Le rapport de réduction est entièrement assuré par le train épicycloïdal. Après ce
traitement mécanique, l’énergie est transmise aux quatre axes de sortie par l’intermédiaire
d’un engrenage de renvoi (engrenage central).
Enfin la transmission du couple, des vis à la jante, est assurée par quatre douilles.
5
IV. Dimensionnement et études mécaniques
1. Dimensionnement des engrenages :
Le système se décompose en 2 parties :


Le train épicycloïdal
La distribution vers les 4 pignons
On souhaite que la force nécessaire pour dévisser les 4
écrous en même temps soit similaire à la force
nécessaire pour dévisser un écrou (soit 100 N.m)
On a donc un rapport de réduction de 4.

Dimensionnement train épicycloïdal
Nous allons dimensionner les engrenages à l’aide du
schéma ci-dessous :
Nous choisissons de fixer la couronne par rapport au bâtit pour respecter la fonction de
notre système.
Contact
Entrée
Sortie
Référence
A
1
2
4
B
2
3
4
Rapport de
réduction
Relation
Cahier des charges : On fixe les conditions suivantes :
-
|
|
|
|
6
Raison du train épicycloïdal :
Calcul des diamètres primitifs (planétaire + satellites + couronne) :
-
On isole l’ensemble
-
Théorème du moment statique projeté sur l’axe de rotation commun au porte satellite 4
(axe x) :
-
Le principe de la conversion d’énergie permet d’écrire :
-
Formule de Willis :
Avec
et
On à :
Donc
-
-
et
On décide de fixer le diamètre primitif du planétaire d1 =96mm
On obtient alors d3=288mm
On a donc d2 = 96mm
En se basant sur la documentation des fabricants, nous avons fixé un module de 4
m=4 or d’après la formule d =m.Z
On obtient Z1=Z2=24 et Z3=73
0
Comme l’entraxe est de 100mm, on va utiliser des engrenages de 100mm de diamètre avec
25 dents pour les 4 pignons et l’engrenage central.
7
2. Dimensionnement Coussinet Arbre d'entrée :
Estimation : On considère que
l'utilisateur tourne la manivelle à
N=120tr/min.
Calcul Vitesse circonférentielle :
avec r rayon de l'arbre r=10mm
On a choisi des coussinets tels que d=20m et L=16mm
Calcul de la pression diamétrale
or
avec C
couple en entrée C=100N.m
=> On obtient donc p << padmissible donc les coussinets choisis conviennent pour ce
montage.
Calcul du produit p.v : en fonctionnement régime onctueux :
pv =3.78 * 10-6 Watt.mm-2
=>Le p.V calculé permet de savoir que le coussinet sera capable de supporter l'énergie
engendrée par le frottement.
Calcul du couple minimum entrainant la rotation :
Coefficient de frottement Acier/Bronze : 0.10
=> On obtient un couple minimum
grâce aux coussinets.
<< C donc le système est bien entrainé en rotation
8
3. Dimensionnement Coussinet arbre sortie :
Calcul Vitesse circonférentielle :
avec r rayon de l'arbre
r=10mm
=>
On a choisi des coussinets tels que d=20m et L=16mm
Calcul de la pression diamétrale
or
avec C couple en sortie C=100N.m
=> On obtient donc p << padmissible donc les coussinets choisis conviennent pour ce
montage.
Calcul du produit p.v : en fonctionnement régime onctueux :
pv =9,42 * 10-7 Watt.mm-2
=>Le p.V calculé permet de savoir que le coussinet sera capable de supporter l'énergie
engendrée par le frottement.
Calcul du couple minimum entrainant la rotation :
Coefficient de frottement Acier/Bronze : 0.10
=> On obtient un couple minimum
grâce aux coussinets.
<< C donc le système est bien entrainé en rotation
9
4. Dimensionnement Clavette arbre central :
Calcul au matage :
Soit S la surface matée, l la longueur de la clavette et b son épaisseur :
mm2
=40N
Champ de pression uniforme sur la surface P
D'après la notice constructeur , Padmissible=50MPa
=1,25N.mm-2=1.25Mpa
=> On a bien P<< Padmissible
De plus
=0.8< l
=> Les conditions géométriques pour la clavettes sont bien vérifiées.
5. Dimensionnement Roulements :
On nous impose dans le cahier des charges du système une
durée de vie du système :
L10h = 73 000 h.
On choisit des roulements à billes.
On a: L10 =
10
 Calcule de P (effort radial équivalent)
-
Système isolé : {arbre porte-satellite 4}.
Bilan des efforts :
ZB4
R43
ZA4
O4
YB4
YA4
B
A
F
C4
O3
T43
R44 O’
R42 O2
𝑦
PR
T44
G
𝑥
T42
R41
P4
T41
O1
PF
c
b
a
a = 11,2 mm, b= 30 mm, c= 15 mm, d5 = 20mm
Sur la CAO et les mises en plan b=4 mm cependant la taille réelle pour que le système

puisse correctement fonctionner est de b=30mm. En effet si l’espace entre les

roulements n’est pas suffisant on obtient une rotule et non une pivot.
Il faut donc respecter le critère : écartement =1.5 * Darbre=30mm
 Poids du triangle de gauche: PF = Mtriangle*g = ρacier*Vtriangle*g
avec : ρacier = 7850 kg/m3
Vtriangle= 0.00054m3
PF = 42,39 N
 Poids de l’arbre: P4 = Marbre*g = ρacier*Varbre*g
Varbre= 65*π*10²=20420mm3 = 0.00020m3
P4 = 15,7 N
11
 Poids de la roue: PR = Mroue*g = ρacier*Vroue*g
Vroue= 50²* π*20 - 10²* π*20=157079 – 6283
Vroue=150796 mm3 = 0.00151m3
PR = 118,5 N
 Couple d’entrainement: C4 = 400 N.m
 Efforts d’engrènement :
T4i = 10 N
=>
T4i =
(d5 = diamètre de la roue à
droite)
R4i = 22,3 N
R4i = T4i* tan (20°) =>
-
Détermination des inconnues YA4, ZA4, YB4, ZB4:
 Equation de la résultante statique :
/ y : YA4 + YB4 + R42 – R44 + T43 – T41 = 0
/z : ZA4 + ZB4 + R41 – R43 – P4 – PR - PF + T42 – T44 = 0
 Equation du moment statique en A :
/y : - (b+c)*R41 – (b+c)*T42 + R43*(b+c) + (b+c)*T44 – b* ZB4 = 0
/z : - (b+c)*T41 + (b+c)*TR42 + T43*(b+c) - (b+c)*R44 +b*YB4 – a*PF + PR*(b+c) +
((b+c-a)/2)*P4 =0
D’où :
ZB4 = 0 N
YB4 = (1/b)*( a*PF - PR*(b+c) - ((b+c-a)/2)*P4 )
YA4 = - YB4
=>
ZA4 = P4 + PR + PF - ZB4
=>
YB4
=>= -171N
YA4 =171 N
=>
ZA4 =177 N
12
-
Calcul de PA4 et PB4: (efforts radiaux équivalents)
PB4= √
PA4 = √
PA4 = 246 N
=>

-
PB4 =171 N
=>
Détermination des roulements
Durée de vie :
N4/0 = 30 tr/min L10 =
=>
L10h = 73 000 h.
L10 = 131,4 Mtr (millions de tours)
-
Le roulement le plus chargé est le roulement A car PA4 > PB4 :
L10 =
)10 /3  Ca = P A4 * L103/10 =>
Ca =7489 N
L10 =
)10 /3  Cb = P A4 * L103/10 =>
Cb =10 774 N
Le roulement le plus chargé doit être monté en rotule c’est-à-dire avec 3 arrêts axiaux. On
voit ici que c’est le roulement A c’est-à-dire le roulement de gauche.

Dans la CAO nous avons malheureusement fait l’inverse. Pour assurer un bon

fonctionnement et une durée de vie des roulements correcte le système devra donc
respecter le critère calculé plutôt que la CAO.

Choix des roulements
Documentation SKF on choisit les roulements suivants
d (mm)
D (mm)
B (mm)
C (kN)
20
42
12
9.95
20
52
15
16.8
13
6. Calculs des vitesses utiles :
-
Calcul de w4/0 (Vitesse de rotation du porte-satellite par rapport au bâtit)

On a
Cahier des charges : On impose N1/0 =120tr/min et on a d3=288mm et d1=96mm
=>
AN:
-
Calcul de w5/0 (Vitesse de rotation de l’arbre de sortie par rapport au bâtit)
|
|
|
|
Cahier des charges : On impose d4=100mm et d5=100mm
|
|
7. Calculs des couples utiles :
-
Calcul de C0->4 (Calcul du couple sur l’engrenage central)
|
|
AN : |
-
[
] |
|
|
Calcul de C0->5 (Calcul du couple sur l’arbre de sortie)
o
o
o
On isole l’ensemble du mécanisme. On applique le théorème de l’énergie cinétique.
AN :
14
Jeu angulaire des douilles :
Pour faciliter la mise en place du système, et sa fixation sur les
écrous de la roue, nous utiliserons un support mobile supportant les
douilles. Ce support permettra d’offrir un jeu angulaire susceptible de
compenser les décalages entre l’orientation des écrous et des douilles. Ce
support plateforme sera monté sur une liaison pivot à faible
débattement. On utilisera pour fixer les douilles sur leur plateforme des
circlips.
Lubrification :
Pour garantir la lubrification de notre système, nous avons choisi l’utilisation de
graisse industrielle. Les engrenages seront, lors de l’assemblage, badigeonnés de graisse.
Ceci présente plusieurs avantages. Premièrement, une protection contre la corrosion, même
lors des phases de stockage. Deuxièmement, un système plus léger, par rapport à un
système avec bain huile. Enfin une bonne lubrification à travers le temps. Par ailleurs, ce
choix correspond parfaitement aux petites vitesses de rotation de notre système.
15
V. Choix des constructeurs
Les engrenages :
Limiteur de couple unidirectionnel :
La recherche sur internet de limiteur de couple
à 100N.m s’avère difficile. On peut donc envisager de
prendre un limiteur à friction avec accouplement
élastique. Celui-ci est utilisable pour couple jusqu’à
1800 Nm. Le réglage du couple du limiteur peut être
effectué après montage.
16
Roulements :
Ici en raison de l’absence de charges axiales et avec des charges radiales peu importantes, nous
avons choisi des roulements à billes. Ce type de roulements est le meilleur compromis entre
efficacité et encombrement, c'est le plus utilisé dans ce type de cas. De plus ils sont très silencieux.
Ci-après la notice constructeur utilisée pour le choix des roulements :
Clavette :
Nous avons choisi une clavette de type A.
Ci après la notice constructeur :
17
Coussinets :
Nous avons opté pour des coussinets en bronze massif.
Ces pièces, assurons la rotation entre les satellites et l’engrenage central.
Les coussinets SKF en bronze massif offrent de nombreux avantages et
particularités tels que:
• insensibilité aux environnements pollués
• résistance aux chocs et aux vibrations à basse vitesse
• possibilité de travailler avec un fini de surface de l’arbre de basse qualité
• bonne résistance à la corrosion
VI. Mise en plan
18
19
20
21
22
23
VII. Conclusion
Ce projet donne les grands axes pour réaliser ce produit. Il faudrait le compléter en intégrant
les limiteurs de couples, définir les matériaux utilisés, donner les procédures de réalisation
des pièces ainsi qu’optimiser le système afin de réduire le poids et le coût du système.
24

RAPPORT PROJET MECANIQUE

Transcription

Documents pareils

Promotion 2004

easyBook Cover

Otium cum libris : Quelques conseils de lecture pour les vacances

POLE SERVICES et DISPOSITIF d`ACCOMPAGNEMENT

Organigramme de l`ORRPA

Maison sur 76210 Réf : 5883

français - Alliance française de Bergen

ampb dpm st florent

Caroline Soulié - Association BNP Paribas Mixcity

Maison à vendre Althorn E

dossier de presse