M18 Démontag montag syst mécaniq-TH3-GE-MMO

Résumé de Théorie et Guide de travaux pratiques

Module 18 : Démontage et montage des systèmes

mécaniques

OFPPT / DRIF / CDC Génie Electrique 103

3. TRANSMISSION DE PUISSANCE SANS TRANSFORMATION DE

MOUVEMENT

Dans les mécanismes mécaniques on distingue d’une façon générale une partie

motrice qui fournie l’énergie et une partie réceptrice qui utilise cette énergie. Les

organes qui lient la partie motrice à la partie réceptrice sont nombreux. Ils sont

choisis en fonction de la disposition des deux parties et des efforts ainsi que les

vitesses à transmettre.

Dans des cas les arbres sont en prolongement l’un de l’autre mais dans de

nombreux cas ces arbres ne sont pas en prolongement (par exemple, dans les

machines-outils, véhicules automobiles, appareils de levage, etc.).

3.1. Accouplements et embrayages

Les accouplements sont utilisés pour transmettre la vitesse et le couple, ou la

puissance, entre deux arbres en prolongement l’un de l’autre comportant

éventuellement des défauts d’alignement (fig. 3-1).

Fig.3-1



mécaniques


3.1.1. Puissance et couple transmissibles par les a ccouplements

La puissance et le couple transmissibles par les accouplements sont liés par la

formule :

30

...

NCCP

πω≈= , où : P : puissance en watts

C : couple transmis en N.m

ω : vitesse de rotation en rad/s

N : vitesse de rotation en tr/min

A couple constant, si la vitesse augmente, la puissance transmise augmente da,s les

mêmes proportions.

Il existe trois types d’accouplement :

- Accouplement permanent : il est dit permanent lorsque l’accouplement de

deux arbres est permanent dans le temps. Le désaccouplement n’est possible

que par démontage du dispositif.

- Accouplement temporaire : il est dit temporaire lorsque l’accouplement ou le

désaccouplement peuvent être obtenus à n’importe quel moment, sans

démontage du dispositif, suite à une commande extérieure (intervention

humaine ou commande automatisée).

- Accouplement ou joint homocinétique : un accouplement est dit homocinétique

lorsque la vitesse de rotation d’arbre d’entrée (N1) est rigoureusement

identique à celle de l’arbre de sortie (N2). N1 = N2 à tout instant.

3.1.2. Défauts d’alignement des accouplements

Le choix d’un type d’accouplement dépend d’abord des défauts d’alignement

pouvant exister entre les deux arbres : désalignement radial, axial, angulaire et écart

en torsion (fig. 3-2).



mécaniques


Fig. 3-2

Selon les défauts d’alignement on peut utiliser les accouplements comme suit dans

le tableau :

Principaux types d’accouplement

Accouplements permanents Accouplements temporaires

Accouple- ments rigides

Accouplements élastiques ou

flexibles

Cardans et assimilés

Pas de désalignement

Aucun désalignement

possible

Non flexible en

torsion

Flexible en

torsion

Désalignement

angulaire

Embrayages

Freins

Divers

- à plateaux - à manchon

goupille - à douille

biconique

- joint d’ Oldham

- à denture bombée

- à soufflet

- à ressort

- à membrane souple - à blocs

élas- tiques

- joint de cardan

- joint tripode - joint à 4 billes

- à disques - coniques - centrifuges

- à tambour

- à disque - à bande

- limiteurs de couple

- roues libres

- coupleurs - convertis- seurs

3.1.3. Accouplements permanents

- Accouplements rigides

Ils doivent être utilisés lorsque les arbres sont correctement alignés (ou parfaitement

coaxiaux). Leur emploi exige des précautions et une étude rigoureuse de l’ensemble

monté, car un mauvais alignement des arbres amène un écrasement des portées,

des ruptures par fatigue et des destructions prématurées du système de fixation.



mécaniques


a) Accouplement à plateaux : Très utilisés, précis, résistants, assez légers,

encombrants radialement, ils sont souvent frettés ou montés à la presse. La

transmission du couple est en général obtenue par une série de boulons

ajustés (fig. 3-3). En cas de surcharge, le cisaillement des boulons offre une

certaine sécurité.

Fig. 3-3

Calcul des boulons au cisaillement

Données : C : couple à transmettre (N.m)

nb : nombre de boulons (valeur empirique : nb = 0,02d +3)

d : diamètre du boulon (mm)

D : diamètre de répartition des boulons (mm)

Fc : force de cisaillement des boulons (N)

Sc : aire cisaillée des boulons (mm²)

Rpg : résistance pratique au cisaillement du matériau des boulons

(N/mm²) (Rpg = Re / 2 avec Re limite élastique du

matériau)

D

CFc

.2=

²..

.4

dn

F

S

FR

b

c

c

cpg π

=≥ 2/1

²..

.8

≥

dn

Cd

b π



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b) Manchons à goupilles : Dans le cas des petits accouplements, c’est le plus

simple (fig. 3-4). Les deux goupilles travaillent au cisaillement et offrent une

certaine sécurité en cas de surcharge. Le principe de calcul est le même que

le précédent.

Fig. 3-4

Variantes : goupilles remplacées par des clavettes ou des cannelures. L’arrêt en

translation du manchon peut être réalisé par une vis de pression agissant sur la

clavette, par une goupille passant entre les deux extrémités des deux arbres, par un

circlips, etc.

c) Manchon à douille biconique : Ce sont les plus récents. Ils présentent une

grande facilité de montage et de démontage et permettent l’utilisation

d’arbres lisses sans rainures de clavette (fig. 3-5). La transmission du couple

est obtenue par adhérence après serrage des vis. Il existe de nombreuses

variantes. Il est possible de coupler les arbres de diamètres différents.

Fig. 3-5



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- Accouplements élastiques ou flexibles

Souvent utilisés, ils tolèrent plus ou moins, suivant le type de construction, des

défauts d’alignement limités entre les deux arbres. Cette flexibilité fait que le

mouvement des différents composants de l’accouplement s’effectue sans résistance

et sans efforts antagonistes significatifs. Défauts d’alignement typiques : dα = ± 3° ;

dR < 1 mm ; dA ≥ 1 mm.

a) Accouplements non flexibles en torsion : Composés de pièces rigides, ils

peuvent corriger un ou plusieurs défauts d’alignement particuliers, mais

transmettent le couple intégralement sans amortissement des irrégularités et

des chocs de transmission (ni écart, ni jeu en torsion : dα = 0). Les couples

transmis peuvent être très élevés.

Principaux cas

Joint d’Oldham : il supporte uniquement des désalignements radiaux (dR) et permet

la transmission entre deux arbres parallèles présentant un léger décalage (fig. 3-6).

Le joint est construit autour de deux glissières à 90°. Il existe plusieurs variantes.

Fig. 3-6

Au cours de la rotation (fig. 3-7a), le centre I du plateau intermédiaire (2) décrit un

cercle de diamètre O1O3 (l’angle 31 OIO)

étant constamment égal à 90°). Le joint est

parfaitement homocinétique (fig. 3-7b) : les angles de rotation 'ˆ1IOI et '3IIO sont

constamment identiques (interceptent tous deux l’arc II’).



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a) b)

Fig. 3-7

Accouplement à denture bombée : il supporte uniquement des désalignements

angulaires (dα) modérés (fig. 3-8a) (obtenu grâce à la forme bombée de la denture

(fig. 3-8b).

a) b)

Fig. 3-8

b) Accouplements élastiques en torsion : En plus de pièces rigides, ils sont

composés de parties totalement élastiques, ressorts ou blocs élastomères,

permettant la flexibilité en torsion (fig. 3-9a). Ils sont conçus pour transmettre

le couple en douceur (réduisent et amortissent les chocs et les irrégularités de

transmission) tout en corrigeant plus ou moins les différents défauts

d’alignement : élasticité en flexion dα et en torsion dϑ (fig. 3-9b et c), élasticité

radiale dR, axiale dA et en torsion dϑ (fig.3-9d), élasticité axiale dA, grande



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angle de flexion dα, et élasticité en torsion dϑ (fig. 3-9e), désalignement dϑ et

dR (fig. 3-9f), désalignement dϑ et dA (fig. 3-9g), désalignement dα et dR

(fig. 3-9h).

a) b)

c) d) e)

f) g) h)

Fig. 3-9



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Les réalisations utilisant des éléments en élastomère (membrane, blocs,…)

supportent en même temps et à degrés divers tous les types de désalignements.

- Joint de cardan et assimilés

Ils assurent la transmission entre des arbres concourants. Les accouplements

élastiques supportent des défauts angulaires (dα) inférieurs à 3° environ. Pour des

désalignements supérieurs, il faut utiliser les joints de cardans et assimilés (dα ou α

jusqu’à 45°). Non flexibles en torsion ( dϑ = 0), ils peuvent transmettre des couples

très élevés.

a) Joint de cardan : Encore appelé joint universel ou joint de Hooke, son

invention remonte au XVIe siècle (Jérôme Cardan). Le mouvement se

transmet par l’intermédiaire d’un croisillon libre en rotation par rapport aux

deux arbres (deux liaisons pivots d’axes perpendiculaires et concourants). Les

cardans peuvent transmettre de couples faibles (fig. 3-10a) et élevés

(fig. 3-10b).

a)

b)

Fig. 3-10



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Angles ( αααα) possibles entre les deux arbres

Vitesses maximales admissibles

Très lentes 10 tr/min > 600 tr/min

Angles α possibles 45° 30° 15 à 20°

Inconvénients : c’est un joint non homocinétique (fig. 3-11a) ; bien que le nombre de

tours parcourus par les deux arbres soit le même, la vitesse de rotation de l’arbre

d’entrée (N1) n’est pas égale à chaque instant à celle de l’arbre de sortie (N2). Il

existe des fluctuations (fig. 3-11b), fonctions de l’angle α des deux arbres. Sur un

même tour, l’arbre 2 prend successivement de l’avance puis du retard par rapport à

l’arbre 1 pour finir tous deux sur la même « ligne ».

a) b)

Fig. 3-11

Ce phénomène est générateur de vibrations importantes d’autant plus élevées que α

et N1 sont grands.

Fluctuation de la vitesse d’un cardan en fonction d e l’angle des deux arbres

α 10° 20° 30° 40° 50°

1

2

N

N 0,98 à 1,08 0,94 à 1,06 0,87 à 1,15 0,76 à 1,30 0,64 à 1,55

Correction pour avoir homocinétisme, joints en séri e : l’utilisation de deux joints

de cardan en série avec trois arbres dont les angles sont identiques permet de



mécaniques


corriger le défaut précédent (fig. 3-12). Bien que la rotation de l’arbre intermédiaire

(N2) soit irrégulière, celle de l’arbre de sortie (N3) est rigoureusement identique à

celle de l’arbre d’entrée (N3 = N1 à tout instant). Les fluctuations de l’un sont

compensées par celles de l’autre.

Fig. 3-12

b) Joints homocinétiques : pour couvrir les besoins des industries

(automobile...) d’autres types de joints ont été développés et certains sont

parfaitement homocinétiques par construction (N2 = N1 à tout instant).

Joint tripode : il est basé sur trois sphères articulées à 120°) pouvant coulisser dans

trois cylindres coaxiaux parallèles à l’un des arbres.(Fig. 3-13). Particularité : il

permet une liberté en translation supplémentaire.

Fig. 3-13



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Joint à quatre billes (type Rzeppa) : il

est basé sur quatre billes à 90° pouvant

rouler dans des chemins (analogie avec

les roulements) de forme torique

(fig. 3-14)

Fig. 3-14

3.1.4. Accouplement temporaires

- Embrayages

Basés sur les propriétés du

frottement, les embrayages

réalisent l’accouplement, ou le

désaccouplement, de deux arbres

au gré d’un utilisateur ou d’un

automatisme, après avoir amenés à

la même vitesse de rotation

(fig. 3-15).

Fig. 3-15

Ils ne supportent pas ou très peu les défauts d’alignement et peuvent être classés à

partir de la forme des surfaces frottantes (disque, cylindrique, conique) et de l’énergie

du système de commande (mécanique, hydraulique, électromagnétique,

pneumatique).

a) Embrayages à disques : Ces embrayages sont les plus utilisés ; le nombre

de disques est variable (fig. 3-16) et dépend de l’encombrement ou de la

place disponible pour loger l’embrayage.



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Fig. 3-16

A couple transmise identique, un

mono disque (fig. 3-17) sera

plus encombrant radialement

(plus grand diamètre) et moins

axialement (moins large) qu’un

multidisque.

Fig. 3-17

b) Couple transmissible (C f) : Cas où la pression p est supposée uniforme sur

toute la surface frottante.

admissibleimalepressionPdD

qF

S

Fp a max(

)(

..422≤

−==π



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Données (fig. 3-18) :

Cf : couple transmissible par adhérence

(N.m)

F : effort presseur ou force axiale (N)

f : coefficient de frottement

D : diamètre extérieur de la surface

frottante

d : diamètre intérieur de la surface

frottante (valeurs usuelles :

0,45D < d < 0,8D ;

valeur optimale : d = 0,58D))

Fig. 3-18

Pour faire les calculs, il faut choisir l’élément de surface dS dont l’aire (annuaire) est

limitée par les rayons r et r + dr : dS = circonférence x rayon = 2.π.r.dr ; Force de

frottement exercée sur dS : f.p.dS = f.p.2.π. r.dr



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3.2. Transmission par courroies et par chaînes

Ce sont des transmissions utilisées en manutentions ou en transmission de

puissance. Elles sont assez faciles à concevoir et souples d’emploi. Elles donnent

une grande liberté pour positionner les organes, moteur et récepteur.

3.2.1. Transmission par poulies et courroies

Silencieuses, elles sont surtout utilisées aux vitesses élevées avec de grands

entraxes possibles entre poulies (fig. 3-19a). Ces systèmes peuvent inverser le sens

de mouvement (fig. 3-19b).

a) b)

Fig. 3-19

La tension initiale des courroies est indispensable pour garantir l’adhérence et

assurer la transmission du mouvement. Un système à entraxe réglable ou un

dispositif annexe de tension (galet enrouleur, etc.) est souvent nécessaire pour régler

la tension initiale et compenser l’allongement des courroies au cours du temps.

A l’exception des courroies crantées, en fonctionnement normal, il existe un léger

glissement de la courroie sur les poulies amenant une imprécision du rapport de

transmission ; celui-ci n’est pas exactement égal au rapport des diamètres des deux

poulies.



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Règle : quand une courroie quitte une poulie elle doit se trouver dans le plan médian

de la poulie réceptrice (fig. 3-20).

Fig. 3-20

- Courroies rondes

Elles sont surtout utilisées dans les petits mécanismes où les forces et les couples

sont moins importants (fig. 3-21).

Fig. 3-21

- Courroies plates

Très silencieuses, elles permettent de grands rapports de réduction et sont surtout

utilisées aux grandes vitesses sous de faibles couples (fig. 3-22).

Fig. 3-22

Elles absorbent bien les vibrations torsionnelles, ce qui autorise les grands entraxes

et les grandes longueurs. Elles ont un très bon rendement (≈ 98%, comparable aux



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engrenages). Le bombé des poulies permet un meilleur guidage et une meilleure

stabilité de la courroie et compense dans une certaine mesure un désalignement

initial.

a) Rapport de transmission (fig. 3-23)

Fig. 3-23

D

d

d

D

d

D

C

C

D

d

N

N===

ωω

,où : Nd : vitesse de la petite poulie en tr/min

ND : vitesse de la grande poulie en tr/min

ωd et ωD : vitesses en rad/s

d : diamètre d’enroulement de la petite poulie

D : diamètre d’enroulement de la grande poulie

Cd : couple sur la petite poulie en N.m

CD : couple sur la grande poulie en N.m



mécaniques


b) Etude dynamique

Cette étude peut être généralisée aux autres courroies.

Données (fig. 3-24) :

T : tension du brin tendu (en N)

t : tension du brin mou t < T (en N)

T0 : tension initiale de la courroie (en N)

F : coefficient de frottement entre poulie et courroie

P : puissance transmissible (en W)

V : vitesse (linéaire) de la courroie (en m/s)

m : masse de 1 m de courroie (kg/m)

ϑ = ϑd : arc d’enroulement sur la petite poulie (en rad).

Hypothèse : les forces de frottement entre poulie et courroie sont supposées

uniformes sur toute la longueur de l’arc d’enroulement.

Fig. 3-24

Rapport entre les tension T et t

Cas 1 : effets négligés de la force centrifuge sur la courroie

Après une étude statique on obtient :

θ.fet

T= (avec ϑ en rad)

Cas 2 : En tenant compte de la force centrifuge (Fc) sur la courroie



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θ.f

c

c eFt

FT=

−−

(avec Fc = m.V²)

Couples transmis

Sur la grande poulie : Sur la petite poulie :

2/).( DtTCD −= 2/).( dtTCd −=

Tension maximale admissible (T max)

Si T0 est la tension initiale appliquée au moment de l’installation (fig. 3-25) lorsque la

courroie tourne à vide (T ≈ t ≈ T0), en fonctionnement sous charge on a :

T = T0 + δF (pour le brin tendu)

t = T0 - δF (pour le brin mou)

Après l’addition des deux : T0 = ½ (T + t)

T est maximale lorsque t est minimale (t = 0) : Tmax = 2. T0

Fig. 3-25

Puissances admissibles

En fonctionnement normal : P = (T – t).V

Puissance maximale transmissible (cas où Tmax = 2. T0)

P = (Tmax – tmin).V = (2. T0 – 0) = 2. T0 .V

En pratique on pose :

s

Vp

K

VTKKP

....2 0= où : P en W

T0 en N

V en m/s



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Kp : coefficient correcteur en fonction du diamètre de la poulie

KV : coefficient correcteur en fonction de la vitesse (V) de la courroie

Ks : coefficient correcteur en fonction des conditions de service

Valeur du coefficient de service K s

Service léger 0 à 6 h/jour

Service normal 6 à 16 h/jour

Service dur 16 à 24 h/jour

Service très dur en continu

Transmission uniforme sans

à-coup

1,0

1,2

1,4

1,6

Transmission avec légers à-coups et chocs

modérés

1,1

1,3

1,5

1,8

Transmission avec à-coups et

chocs élevés

1,2

1,4

1,6

2,0

On peut poser Pb = 2.Kp.KV.T0.V = puissance de base de la courroie avec la

condition [P.Ks ≤ Pb].

- Courroies trapézoïdales

Les courroies trapézoïdales (fig. 3-26) sont les plus utilisées ; à tension égale elles

transmettent une puissance plus élevée que les courroies plates (conséquence de la

forme en V augmentant la pression de contact et par là l’effort transmissible).



mécaniques


Fig. 3-26

Si une puissance élevée doit être transmise on peut utiliser plusieurs courroies en

parallèle sur la même poulie (avec 1, 2, 3…, 10 gorges) (fig. 3-27). Le montage

nécessite un bon alignement des poulies et un réglage de l’entraxe pour le montage

et le démontage.

Fig. 3-27

Remarques :

- Pour obtenir de bons résultats et une bonne transmission, la courroie doit aller

suffisamment vite (environ 20 m/s). Les problèmes apparaissent au-dessus de

25 m/s et au dessous de 5 m/s (schématiquement 4000 tr/min est une bonne

vitesse ; les problèmes au-dessus de 5000 tr/min et au-dessous de 1000

tr/min).

- Contrairement aux courroies plates, les grands entraxes sont à éviter car les

vibrations excessives du brin mou diminue la durée de vie et la précision de la

transmission [indications : a < 3(D + d)].



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a) b)

Fig. 3-28

La série étroite (SPZ, SPA…) (fig. 3-28a) permet des transmissions plus compactes

que la série classique (Z, A, B…) ; les courroies sont plus flexibles et les calculs

identiques. Un crantage intérieur augmente la flexibilité et la capacité à dissiper la

chaleur aux hautes vitesses.

Les courroies striées ont une action coinçante moins marquée et leur fonctionnement

se rapproche plus de celui des courroies plates.



mécaniques


a) Etude générale

Fig. 3-29

Elle est identique à celle des courroies plates sauf que d et D sont remplacés par dp

et Dp, diamètres primitifs des poulies, et que l’angle β intervient aux calculs

(fig. 3-29).

)2/sin(/. βθf

c

c eFt

FT=

−

− avec Fc = m.V²

Indication : 3 ≤ T/t ≤ 5, plus souvent T = 5t.

b) Calcul des courroies trapézoïdales (fig. 3-30)

Fig. 3-30

Le principe des calculs est résumé par l’organigramme sur la fig. 3-31 avec les

données sur les graphiques 1 (fig. 3-32a), 2 (fig. 3-32b) et 3 (fig. 3-32c).

Données :

Nd : vitesse de la petite poulie (tr/min)



mécaniques


ND : vitesse de la grande poulie (tr/min)

dp : diamètre primitif de la petite poulie

Dp : diamètre primitif de la grande poulie

Lp : longueur primitive de la courroie

lp : largeur primitive de la section de la courroie

V : vitesse linéaire de la courroie (m/s)

P : puissance réelle à transmettre (W)

Ps : puissance de service ou puissance corrigée

Pb : puissance de base de la courroie

Pa : puissance admissible par la courroie

KL : coefficient correcteur fonction de la longueur primitive Lp

Ks : coefficient correcteur lié aux conditions de service de la transmission

Kθ : coefficient correcteur fonction de l’angle d’enroulement θ

θ = θd : angle d’enroulement sur la petite poulie

Fig. 3-31



mécaniques


c) Exemple de calcul

Déterminer les caractéristiques des courroies transmettant une puissance de 10 kW

entre un moteur électrique (1500 tr/min) et une machine de production (600 tr/min)

travaillant de 6 à 15 h/jour.

A partir du tableau on adopte un Ks = 1,3 pour l’installation.

Ps = P . Ks = 10 . 1,3 = 13 kW

A partir du graphique 1 (fig. 3-32a) on sélectionne les courroies de type B. Le même

graphique impose le diamètre primitif normalisé pour la petite poulie : dp = 140 mm.

a)

b)



mécaniques


c)

Fig. 3-32

Pour la grande poulie :

4,01500

600===

p

p

d

D

D

d

N

N , d’où : Dp = mm

dp 3504,0=

Vitesse linéaire de la courroie :

smsmmxdN

V d /11/109952

140.

30

1500

2.

30

.≈===

ππ

Entraxe a :

Avec Dp / dp = 2,5 on prend a ≥ ½ (Dp + dp/) + dp = 385 mm = amin

Limite supérieure : a < 3 (Dp + dp/) = 1470 = amax

Pour des raisons d’encombrement et compte tenu du tableau des longueurs primitifs,

on retient a = 437 mm

Longueur primitive de la courroie :

Lp = 2 x 437 + 1,57 (350 + 140) + (350 – 140)² / (4 x 437) = 1668 mm

Puissance de base de la courroie :

Avec dp = 140 mm et V = 11 m/s on obtient par interpolation, à partir des données

dans le tableau, Pb = 4,16 kW.

Puissance admissible de la courroie choisie : P a = Pb . KL . Kϑϑϑϑ

ϑ = 180° - 2 sin -1 °=

−−°=

− − 19,1524372

140350sin2180

21

xa

dD pp

KL ≈ 0,94 (graphique 3, fig. 3-32c, avec Lp = 1668 mm) ; Kϑ ≈ 0,93 (graphique 2, fig.

3-32b, avec ϑ = 152,19°) ⇒ Pa = 4,16 . 0,94 . 0,93 = 3,64 kW

Nombre nécessaire de courroies :

nc = 13 / 3,64 = 3,57 ≈ 4 courroies



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mécaniques


- Courroies crantées (ou synchrones)

On peut les considérer comme des courroies plates avec des dents. Elles

fonctionnent par engrènement, sans glissement, comme le ferait une chaîne mais

avec plus de souplesse (fig. 3-33a). Contrairement aux autres courroies, elles

supportent bien les basses vitesses et exigent une tension initiale plus faible. Les

caractéristiques des courroies crantées (fig. 3-33b) sont présentées dans les

tableaux.

Remarque : Les valeurs de la puissance de service et du coefficient de service Ks, présentés

dans les tableaux au début, sont valables pour tous les types de courroies.



mécaniques


a) b)

Fig. 3-33

Nombre de dents des poulies (Z d et Zp) pour chaque largeur de courroie (diamètre primitif de la poulie d p = p.Zd)

XL 10 à 72 dents (sauf 23, 25, 31, 33, 37, 50, 51, 53, 54, 55, 61 à 67)

L 10 à 57 dents (sauf 31, 37, 38, 39, 43, 46, 51, 53, 54, 55) et 60, 65, 66, 72,

84, 90, 96, 120

H 14 à 52 dents (sauf 31, 37, 39, 41, 42, 43, 46, 47, 51) et 58, 60, 70, 72, 82,

84, 94, 96, 106, 116, 118, 120, 150

XH 18 à 34 dents (sauf 23, 29, 31, 33) et 38, 40, 46, 48, 58, 60, 70, 72, 78, 80,

82, 84, 94, 96, 118, 120

XXH 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 27, 30, 34, 40, 48, 60, 72, 90



mécaniques


Calcule des courroies crantées

Il est analogique à celui des autres courroies.

Rapport de transmission :

D

d

D

d

p

p

d

D

C

C

Z

Z

D

d

N

N=== ,où : Zd : nombre de dents de la petite poulie

ZD : nombre de dents de la grande poulie

Puissance de service : Ps = P . Ks

On détermine le type de courroie (ou le pas) à partie du graphique (fig. 3-34a) par

l’intermédiaire de la puissance de service Ps et la vitesse de la petite poulie Nd.

a) b)

Fig. 3-34



mécaniques


Vitesse linéaire V de la courroie : V = Nd . p . Zd / 60 (avec p . Zd = π .dp =

circonférence primitive de la petite poulie).

On détermine la puissance de base Pb de la courroie à partie du graphique

(fig. 3-34b) ; les valeurs indiquées de la puissance de base Pb sont pour une largeur

de référence de 5 mm.

Le choix de la largeur de la courroie est effectué sachant que Pb . Kb ≥ Ps. Le

coefficient correcteur Kb est en fonction de la largeur des courroies.

Remarque : Si l’on a moins de 6 dents en prise (Zpr < 6) sur la petite poulie, il faut utiliser le

coefficient correcteur supplémentaire Kz (Pb.Kb.Kz ≥ Ps).

3.2.2. Transmission par roues et chaînes

Les chaînes sont utilisées en transmission de puissance mais aussi en manutention

et convoyage et dans de nombreuses réalisations.

- Principales caractéristiques

Les transmissions de puissances par roues et chaînes se caractérisent par :

- Rapport de transmission constant (pas de glissement) ;

- Longue durée de vie ;



mécaniques


- Aptitude à entraîner plusieurs arbres récepteurs en même temps à partir

d’une même source ;

- Utilisation essentielle aux « basses » vitesse (moins de 13 m/s pour les

chaînes à rouleaux, moins de 20 m/s pour les chaînes silencieuses) ;

- Montage et entretien plus simples que celui des engrenages au prix de

revient moins élevé.

- Comparaison avec les courroies

- Sont plus bruyantes ;

- Présentent des durées de vie plus élevées ;

- Supportent des forces de tension plus élevées ;

- « Tournent » moins vite ;

- Supportent des conditions de travail plus rudes (températures plus

élevées) ;

- Nécessitent une lubrification.

- Chaînes à rouleaux

Les chaînes à rouleaux (fig. 3-35a) sont les plus utilisées en transmission de

puissance. Elles ont des vitesses limites de 12 à 15 m/s. Leurs rapports limites de

transmission vont de 6 à 9.

a) b) c)

Fig. 3-35

Elles sont constituées de plaque extérieure, plaque intérieure, axe et rouleau

(fig. 3-35b). Les transmissions peuvent être simple, double et triple, selon la



mécaniques


puissance et respectivement les chaînes (fig. 3-36) et les roues (les pignons)

(fig. 3-35c) doivent être simple, double et triple.

Fig. 3-36

La configuration usuelle est une chaîne à rouleaux et la roue dans un même plan

vertical (dans un plan horizontal la chaîne « saute ») (fig. 3-37).

Les principales caractéristiques des chaînes à rouleaux sont présentées dans le

tableau suivant.



mécaniques


Fig. 3-37

a) Inconvénient, l’effet de corde : il se fait sentir aux vitesses élevées avec des

roues ayant un faible nombre de dents. Suivant l’angle de rotation, la distance

entre la chaîne et le centre de la roue varie (fig. 3-38), ce qui provoque des

irrégularités de transmission et de vibrations (fig. 3-39). Compromis : à partir

et au-dessus de 17, 19 ou 21 dents les résultats (durée de vie, bruits, etc.)

sont convenables.

Fig. 3-38

b) Calcule des chaînes à rouleaux : Il est analogue à celui des courroies

crantées.

Rapport de transmission :

D

d

D

d

p

pD

C

C

Z

Z

D

d

Nd

N=== , où : Zd : nombre de dents de la petite roue (pignon)

ZD : nombre de dents de la grande roue (≥ 120)



mécaniques


Fig. 3-39 Fig. 3-40

Diamètre primitif d’une roue de Z dents : )/180(sin)2/(sin Z

PPd

°==

α

Angle d’enroulement : °≥

−−°== − 120

2sin2180 1

a

dD ppdϑϑ

Puissance de service ou puissance corrigée :

Ps = P.Ks (voir Ks dans le tableau précédent). On détermine le type (le pas) de la

chaîne à l’aide du graphique de la puissance transmissible des chaînes à rouleaux A

(fig. 3-40).

Vitesse linéaire de la chaîne :

60

.. dp ZpNV = , où π.dp = p.Zd = circonférence primitive de la petite roue

Nombre de dents et diamètre primitif du pignon à partir de la puissance de base

Pb (tableau précédent) sachant que Pb.KR ≥ Ps

KR = coefficient tenant compte du nombre de rangées (tableau ci-dessous)

Pb tient compte du type de lubrification (voir tableau ci-dessous).



mécaniques




mécaniques


Longueur primitive de la chaîne : 2

2

²

2

)(2

−+

++=

πdDDd

p

ZZ

a

pZZpaL

Longueur primitive exprimée en nombre de maillons :

)/(4

)(

2

22

2

pa

ZZZZ

p

aL dDDd

m π−

+−

+=

4. TRANSMISSION PAR ENGRENAGES

4.1. Engrainage

Un engrenage est un mécanisme composé de deux roues dentées mobiles autour

d'axes de position fixe et dont l'une entraîne l'autre par l'action de dents

successivement en contact : on dit que les deux roues sont conjuguées.

La plus petite roue est appelée le pignon; et la plus grande, la roue (une roue de

rayon infini est une crémaillère).

Il existe 4 types d'engrenages différents :

- Engrenage droit à denture droite (fig. 4-1a) ;

- Engrenage droit à denture hélicoïdale (fig. 4-1b) ;

- Engrenage conique à denture droite (fig. 4-1c) ;

- Engrenage roue et vis sans fin (fig. 4-1d).

Ils font partie des systèmes de transmissions de mouvement et de puissance les plus

utilisés, résistants et durables ; éléments normalisés, facilement interchangeables et

permettant des processus de fabrication relativement économique.



mécaniques


a)

b)

c)

d)

Fig. 4-1



mécaniques


Les engrenages cylindriques sont les plus courants. Les engrenages coniques

assurent la transmission entre arbres concourants. Les engrenages roue et vis sans

fin permettent l'irréversibilité et offre une grande réduction de vitesse.

Les dentures droites sont utilisées pour les petits appareils et les engrenages

intérieurs. Les dentures hélicoïdales, plus silencieuses, sont utilisées lorsqu'il s'agit

de transmettre de la puissance.

Les trains d'engrenages sont utilisés dans une grande majorité de machines et

mécanismes. En général, les trains sont employés en réducteur (réduction de la

vitesse et augmentation du couple).

Le sens de rotation d'un train d'engrenages extérieur est facilement déterminé en

comptant le nombre de roues en contact. Si ce nombre est pair, la roue menée

tourne dans le même sens que la roue menante. Si ce nombre est impair, la roue

menée tourne dans le sens inverse que la roue menante.

Dans le cas de trains d'engrenages intérieurs, cette méthode est à inverser. C'est à

dire que si le nombre de roues en contact est pair, la roue menée tourne en sens

inverse de la roue menante. Cette méthode vaut quel que soit le nombre de roues du

train d'engrenages.

La raison (le rapport de réduction) d'un train d'engrenages est le rapport du produit

du nombre de dents des roues menantes et du produit du nombre de dents des

roues menées.

4.1.1. Engrenages droits à denture droite

Les plus simples et les plus économiques, ils sont utilisés pour transmettre le

mouvement et la puissance entre deux arbres parallèles. Les dents des deux roues

de l’engrenage sont parallèles à l’axe de rotation des arbres.



mécaniques


Du fait de leur relative simplicité, ils sont souvent utilisés pour introduire les relations

de cinématique et les définitions normalisées concernant la géométrie des

engrenages.

Les engrenages typiques sont pignon / roue, pignon / couronne et pignon /

crémaillère (fig. 4-2).

Fig. 4-2

Le pignon est la plus petite des deux roues ; c’est souvent la roue menante. La forme

des roues varie avec les dimensions (fig. 4-3).

Fig. 4-3

a) Définitions, terminologie et symboles normalisés ISO

La forme de la denture est définie à l’aide des symboles normalisés (fig. 4-4a) qui

portent les indices normalisés (fig. 4-4b) :



mécaniques


a)

b)

Fig. 4-4

- Circonférence (cercle) primitif : de périmètre ππππ.d, elle doit impérativement

comporter un nombre entier de dents (Z) toutes placées à intervalles

successifs égaux au pas primitif (p). Il en résulte que :

ππππ.d = p . Z = périmètre circonférence primitive

En posant : m = p / ππππ. = module , l’expression se simplifie et devient :

d = m . Z

- Pas primitif (p) : le rapport entre la longueur de la circonférence primitive et le

nombre de dents :

mmZ

mZ

Z

d

dentsdenombre

primitivencecirconférep .14159,3.

).(.===== π

ππ



mécaniques


- Module (m) : quel que soit le nombre de dents, toutes les roues de même

module et de même angle de pression (α) peuvent être fabriquées à partir de

même outil. Pour limiter le nombre des outils et des systèmes de mesure, une

série de modules a été normalisée (fig. 4-5a et b).

a)

b)

Fig. 4-5

L’épaisseur de la dent et sa résistance dépendent du choix du module. Ce choix ne

doit pas être improvisé mais étudié et calculé à partir des efforts sur la denture.



mécaniques


Exemple :

Pour l’engrenage dessiné (fig. 4-6) Z1 = 17 dents, Z2 = 20 dents, module m = 4 mm,

déterminer les principales caractéristiques.

Fig. 4-6

Pas primitif : p = π.m = π . 4 = 12,56 mm

Diamètres primitifs : d1 = m.Z1 = 4 . 17 = 68 mm et d2 = m.Z2 =4 . 20 = 80 mm

Entraxe : a = ½ (d1 + d2) = 74 mm

Hauteur de saillie : h. a1 = h. a2 = m = 4 mm

Hauteur de creux : h. f1 = h. f2 = 1,25 . m = 5 mm

Hauteur de dent : h1 = h2 = h. a + h. f = 9 mm

Largeur des dents : 7.m ≤ b ≤ 12.m ou 28 mm ≤ b ≤ 48 mm



mécaniques


b) Etude cinématique

Lorsque la roue 1 engrène avec la roue 2 (fig. 4-7b), les cercles primitifs des deux

roues roulent l’un sur l’autre sans glisser au point I (pas de patinage, analogiquement

aux deux roues de friction roulant l’une sur l’autre sans glisser (fig. 4-7a).

Si V1 est la vitesse linéaire des points du cercle primitif 1 et V2 celle des points du

cercle primitif 2, le non glissement en I, point de contact des deux cercles, se traduit

par V1 = V2 = VI.

a) b)

Fig. 4-7

Exemple :

On veut construire un réducteur de façon à ce que la vitesse d’entrée de 1500 tr/min

soit réduite à 500 tr/min. Si Z1 = 18, quelle est la valeur de Z2? Si m = 3, quelle est la

valeur de d2 ?

Rapport de transmission : n2 / n1 = 500 / 1500 = 1/3

Rapport de nombres de dents : Z2 / Z1 = n2 / n1 = 3/1 = 3



mécaniques


Z2 = 3. Z1 = 54 dents ; d2 = m. Z2 = 3.54 = 162 mm

Remarque : d1 = m. Z1 = 3.18 = 54 mm ; d2 / d1 = 162 / 54 = 3 = n1 / n2

Fig. 4-8



mécaniques


4.1.2. Engrenages droits à denture hélicoïdale

Ils transmettent le mouvement entre deux arbres parallèles de même que les

précédents. Les dents des roues sont inclinées par rapport à l’axe de rotation des

deux arbres. L'angle d'inclinaison de la denture, l'angle d'hélice, est le même pour les

deux roues, mais en sens inverse (fig. 4-9).

Fig. 4-9

A taille égale, ils sont plus performants que les précédents pour transmettre la

puissance et le couple. Du fait d’une meilleure progressivité et continuité de

l’engrènement ils sont aussi plus silencieux.

L’inclinaison de la denture engendre des efforts axiaux, suivant l’axe de l’arbre, qui

doivent être supportés par des piliers et des couples supplémentaires qui accentuent

le fléchissement des arbres.

Ils sont parfois utilisés pour transmettre le mouvement entre des arbres non

parallèles et sont appelés engrenages gauches.

a) Comparaison entre dentures droites et dentures hélicoïdales

Avantage de la denture hélicoïdale : transmission plus souple, plus progressive et

moins bruyante ; conduite plus grande : 2, 3 ou 4 couples de dents toujours en prise ;



mécaniques


transmission d’efforts importants à vitesse élevées ; réalisation facile d’un entraxe

imposé en faisant varier l’angle d’hélice.

Inconvénients : efforts supplémentaires dus à l’angle d’hélice (force axiale sur les

paliers et augmentation des couples de flexion) et rendement un peu moins bon.

L’utilisation est impossible sous forme de baladeur ; ces engrenages doivent toujours

rester en prise.

b) Définitions et caractéristiques

- Angle d’hélice ββββ : il mesure l’inclinaison de la denture, ou d’hélice, par

rapport à l’axe de la roue (fig. 4-10) ; les valeurs usuelles se situent entre 15°

et 30°. De grande valeur de ββββ amènent plus de douceur et de progressivité

mais aussi des efforts axiaux plus grands. Un engrenage droit est un

engrenage hélicoïdal avec ββββ = 0°.

Fig. 4-10

- Grandeurs réelles (ou normales) : pn, mn et αn (= 20°). Elles sont

normalisées perpendiculairement à l’hélice (fig. 4-11).



mécaniques


- Grandeurs apparentes (ou tangentielles) : pt, mt et αt ne sont pas

normalisées et dépendent de la valeur de ββββ. Elles sont mesurées dans le plan

de rotation de la roue (analogie avec une denture droite).

Fig. 4-11



mécaniques


- Entraxe a : il dépend de l’angle ββββ. En faisant varier ββββ on peut obtenir n’importe

quel entraxe désiré, ce qui est particulièrement intéressant pour les trains

d’engrenages.

- Largeur b : pour des raisons de continuité et de progressivité la largeur b de

la roue doit être supérieure au pas axial px (b ≥ 1,2. px est nécessaire, valeurs

usuelles : b ≥ 1,2. px).

Exemple :

Pour l’engrenage suivant : Z1 = 33, Z2 = 44 et mn = 2 mm :

- Quel doit être l’angle d’hélice nécessaire pour réaliser un entraxe a = 80 mm ?

mmZZm

a n 80cos

77)4433(

cos2

2)(

cos2 21 ==+=+=βββ

9265,080

77cos ==β ⇒ β = 15,74°

- Quelles sont les valeurs possibles pour l’entraxe, si β varie entre 0° et 40° ?

A partir de la formule précédente on obtient :

β (°) 0 5 10 15 20 25 30 35 40

a (mm) 77 77,3 78,2 79,7 81,9 85 88,9 94 100,5

Les valeurs possibles sont donc comprises entre77 mm et 100,5 mm.

- Si β = 35° et αn = 20°, quelles sont les valeurs de m t, pn, pt, px, d1, d2 et αt

(fig. 4-12)?

mmm

m nt 442,2

35cos

2

cos=°

==β

pt = π. mt = π.2,442 = 7,67 mm

pn = π. mn = π.2 = 6,283 mm

px = pt / tan β = 7,67 / tan 35° = 10, 95 mm

d1 = mt . Z1 = 2,442 . 33 = 80, 57 mm

d2 = mt . Z2 = 2,442 . 44 = 107,43 mm

a = ½ (d1 + d2) = ½ (80,57 +107,43) = 94 mm

tan αn = tan αt . cosβ = tan20° / cos35° = 0,444

αt = 23,96°

Fig. 4-12



mécaniques


c) Nombre fictif ou virtuel de dents

Ce nombre est utilisé dans certains calculs de résistance de la dent.

- Ellipse primitive : elle est obtenue en coupant le cylindre primitif par un plan

perpendiculaire à une hélice (fig. 4-13). La denture se comporte comme s’il

existait un cercle primitif de diamètre de = d / cos²β.

Fig. 4-13

- Nombre fictif de dents Z e : nombre de dents correspondant au diamètre fictif

précédent (de).

de = mn . Ze = mt . Z / cos² β = mn . Z / (cos β)3 et 3)(cosβ

ZZe =

4.1.3. Engrenages coniques ou à axes concourants

Leurs dents sont taillées dans des surfaces coniques. Ils sont utilisés pour

transmettre le mouvement entre des arbres concourants, perpendiculaires ou non. La

denture peut être droite mais aussi hélicoïdale, ou spirale.

C’est un groupe important utilisé pour transmettre le mouvement entre deux arbres

non parallèles dont les axes sont concourants ; les axes à 90° sont les plus courants.



mécaniques


Les surfaces primitives ne sont plus des cylindres mais des cônes (cônes primitifs).

Les cônes sont tangents sur une ligne de contact MM’ et leur sommet commun est le

point S, c’est aussi le point d’intersection des axes de rotation des deux roues.

a) Principaux types

- Engrenages coniques à denture droite : ce sont les plus simples

(fig. 4-14a). La direction des génératrices du profil de la denture passe par le

sommet S. Aux vitesses élevées en retrouve les mêmes inconvénients que les

engrenages droits à dentures droites (bruits de fonctionnement, fortes

pressions sur les dents…).

a) b) c)

Fig. 4-14

- Engrenages coniques à denture hélicoïdale ou spiral e : ils sont conçus sur

le même principe que les engrenages droits (fig. 4-14b). Pour diminuer les

bruits aux grandes vitesses et assurer une plus grande progressivité de la

transmission, la denture droite est remplacée par une denture spirale (angle

de pression usuel αn = 20° ou 14°30’, angle de spirale 35°).

- Engrenages hypoïdes : variante complexe des précédents, avec les mêmes

qualités générales, ils sont à mi-chemin entre les engrenages coniques et les

engrenages roue et vis (fig. 4-14c). Les axes des roues sont orthogonaux

mais non concourants, les surfaces primitives ne sont plus des cônes mais

des hyperboloïdes (forme d’hyperbole). Le glissement ou le frottement entre

les dents est élevé.



mécaniques


b) Caractéristiques des engrenages coniques à denture droite

La taille et la forme de la dent (module m, pas p, d, da, df, h, ha, hf) (fig. 4-15) sont

définies à partir du plus grand cercle ou sur l’extrémité la plus large de la denture (fig.

5-16, cas d’arbres perpendiculaires).

Fig. 4-15

Fig. 4-16

Les caractéristiques principales des engrenages coniques à denture droite sont

normalisées ou peuvent être calculées à partir des formules (fig. 4-17).



mécaniques


Cône complémentaire : cône de sommet S’ (fig. 4-16) dont les génératrices

(S’2N …), tracées à partir de l’extrémité la plus large de la denture, sont

perpendiculaires à celles du cône primitif.

L’étude géométrique d’un engrenage conique (continuité d’engrènement,

interférences, glissement…) se ramène à l’étude de l’engrenage droit

complémentaire (approximation de Trédgold) de rayons primitifs r’2 et r’1 et de

nombre de dents Z’ = 2π.r’ / p.

Fig. 4-17

4.1.4. Engrenage roue et vis sans fin

L’une des roues ressemble à une vis et l’autre à une roue hélicoïdale. Le sens de

rotation de la roue dépend de celui de la vis mais aussi de l’inclinaison de la denture,

filet à droite ou à gauche.



mécaniques


La transmission de mouvement est effectuée entre deux arbres orthogonaux. Ces

engrenages permettent de grand rapport de réduction (jusqu’à 1/200) et offrent des

possibilités d’irréversibilité.

Ils donnent l’engrènement le plus doux de tous les engrenages, silencieux et sans

chocs. Contrepartie : un glissement et un frottement important provoquent un

rendement médiocre. De ce fait, une bonne lubrification est indispensable ainsi que

des couples de matériaux à faible frottement (exemple : vis acier avec roue en

bronze).

Les principales familles des engrenages sont :

- Vis sans fin avec roue cylindrique (fig. 4-18a) ;

- Vis sans fin tangente avec roue creuse (fig. 4-18b) ;

- Vis globique avec roue creuse (fig. 4-18c).

a) b) c)

Fig. 4-18

Remarque : Une roue creuse est une roue cylindrique légèrement creusée, ce qui

accroît la surface de contact entre les dents et permet d’augmenter les efforts

transmissibles. Le principe est le même avec la vis globique (assemblage plus

difficile).



mécaniques


a) Caractéristiques cinématiques et géométriques

Particularité : le rapport des nombres de dents est différent du rapport des

diamètres primitifs comme pour les engrenages hypoïdes. Les caractéristiques de la

roue sont celles d’une roue droite à denture hélicoïdale (fig. 4-19). Zv représente le

nombre de filets de la vis (de 1 à 8 filets et parfois plus).

Fig. 4-19

Le pas axial px mesure la distance (suivant l’axe) entre deux filets consécutifs de la

vis. Le pas de l’hélice pz représente le pas du filet, ou d’un des filets, de la vis

(pz = Zv . px et tan βv = pz / π. dv).

La vis et la roue ont le même pas normal pn. Le pas axial de la vis est égal au pas

apparent de la roue (px = p t . R).



mécaniques


Fig. 4-20



mécaniques


Les caractéristiques principales des engrenages roue et vis sont normalisées ou

peuvent être calculées à partir des formules (fig. 4-20).

b) Irréversibilité du système roue et vis

Si la vis peut toujours entraîner la roue, par contre l’inverse n’est pas toujours

possible. Lorsque l’angle d’inclinaison de l’hélice βR est suffisamment petit (moins de

6° à 10°) le système devient irréversible et la rou e ne peut pas entraîner la vis, il y a

blocage en position. Cette propriété est intéressante pour des dispositifs exigeant un

non retour.

Ce phénomène est comparable à l’irréversibilité du système vis – écrou. Les

engrenages roue et vis sont les seuls à posséder cette propriété.

4.2. Détériorations des engrainages

Il existe trois principales catégories de détériorations des surfaces de denture :

- Altérations dû aux particules de métal qui se détachent des dents (écaillage et

piqûres).

- Soudure d'aspérités des surfaces de contact (grippage, rides et stries).

- Usure abrasive.

Les détériorations des deux premières catégories sont engendrées par des charges

ou des températures excessives et influencées par la lubrification.

4.2.1. Piqûres

Elles prennent naissance en surface (fig. 4-21a). Les principales causes de leurs

apparitions sont :

- Phénomène de fatigue du métal ;

- Laminage du métal provoqué par le glissement des dents ;

- Contrainte de cisaillement en surface provoquant des fissures s'agrandissant

peu à peu.



mécaniques


4.2.2. Ecaillage

Il apparaît sur les dentures cémentées ou trempées, à l'intérieur du métal, entre la

partie traitée et non traitée (fig. 4-21b). Causes possible :

- Epaisseur insuffisante de la couche traitée ;

- Transition trop brusque de la dureté entre couche traitée et non traitée.

a) b)

c) d)

e) f)

Fig. 4-21



mécaniques


4.2.3. Grippage

Le grippage résulte de la rupture du film de lubrifiant dans la zone d'engrènement

(fig. 4-21c). Il se produit lorsque les charges et les vitesses de glissement sont

élevées ou lorsque la lubrification est mal choisi.

4.2.4. Rides

Elles apparaissent aux faibles vitesses de glissement dans le cas d'une lubrification

insuffisante ou inefficace (fig. 4-21d).

4.2.5. Usure par abrasion

Elle est provoquée par la présence de matières abrasives dans l'huile (fig. 4-21e).

4.2.6. Rupture des dents

Elle résulte généralement d'une fatigue des dents causée par les efforts

continuellement répétés après un temps de fonctionnement plus ou moins long (fig.

4-21f). La rupture peut aussi être causé par un fragment de métal introduit

accidentellement dans la zone d'engrènement ou elle peut résulter d'une trempe

défectueuse, d'une mauvaise répartition des charges,

5. TRANSMISSION DE PUISSANCE AVEC TRANSFORMATION DE

MOUVEMENT

Dans certaines machines, l’organe récepteur doit être animé d’un mouvement

rectiligne, alternatif ou continu, ce qui impose l’utilisation des mécanismes

permettant la transformation d’un mouvement circulaire en un mouvement rectiligne

ou l’inverse.



mécaniques


5.1. Système vis - écrou

Pour donner à une pièce un

mouvement hélicoïdal, par

rapport à une autre, on munit

les 2 pièces de 2 filetages

complémentaires : l’un forme

la vis, l’autre forme l’écrou (fig.

5-1). L’écrou possède un

mouvement hélicoïdal, il

tourne autour de l’axe de la vis

et se déplace en même temps

parallèlement à cet axe.

Fig. 5-1

Comme exemple on peut voir

l’utilisation de ce système dans

les poupées mobiles des

machines-outils (fig. 5-2a) et

dans les criques (fig.5-2b).

Pour exercer l’un des quatre

mouvements pour obtenir un

second, il faut empêcher les

deux autres.

Le système n’est réversible

que si le filetage est à

plusieurs filets.

a)

b)

Fig. 5-2



mécaniques


5.2. Système bielle - manivelle

Ce système permet de transformer un mouvement circulaire continu en un

mouvement rectiligne alternatif. La transformation inverse est possible sous certaines

conditions.

Le système est composé des éléments suivants (fig. 5-3a) : manivelle (1), bielle (2)

coulisseau (3) et glissière (4).

a) b

Fig. 5-3

Les points D, E, F et G (fig. 5-3b) sont appelés points morts. Dans un moteur à

explosion ou un compresseur D et F sont les points morts bas (PMB), E et G sont les

points morts hauts (PMH). La longueur C du déplacement (course) en translation du

coulisseau est égale à deux fois le rayon de la manivelle : C = 2 R. En conséquence,

la variation du rayon R provoque la variation de la course C.

5.3. Bielles et manivelles à coulisse

L’analyse du mécanisme de la fig. 5-4a, dans lequel une manivelle M tournant autour

de l’axe O doit entraîner une tige T sur laquelle elle est articulée en A, et qui est

guidée en translation, montre que le mouvement est impossible car le point A,

considéré comme lié à la manivelle, aura une trajectoire circulaire tandis que,

considéré comme lié à T, il doit avoir une trajectoire rectiligne.



mécaniques


Parmi les solutions possibles, dont le mécanisme utilisant une bielle intermédiaire

entre M et T (fig. 5-4b), l’une des plus utilisée consiste à munir la manivelle d’une

coulisse dans laquelle peut glisser un maneton fixé sur la tige (fig. 5-4c). Il y a alors

une transformation du mouvement rectiligne alternatif de la tige.

D’une façon générale, les bielles et les manivelles à coulisse sont utilisées pour

réunir deux pièces par une articulation dont l’axe et la pièce qui tourne autour de lui

ont des trajectoires différentes.

a) b)

c)

Fig. 5-4

5.3.1. Manivelle à coulisse



mécaniques


a) b)

Fig. 5-5

L’action oblique de la coulisse par rapport à l’axe de la tige, d’où effort moteur réduit

et frottements importants entre la tige et ses guides impose une course faible pour

réduire cette obliquité, donc l’angle αααα. Si non, il peut y avoir l’arc-boutement de la tige

(fig. 5-5a). La transformation inverse n’est également possible que si la course est

faible par rapport à r (fig. 5-5b).

On emploie la manivelle à coulisse dans la commande de baladeurs de boîte de

vitesse, de plateau mobile d’embrayage, d’inverseur de marche ; etc. La coulisse est

souvent ouverte à sa partie supérieure (fig. 5-5b).

5.3.2. Tige guidée à coulisse

Le maneton de la manivelle OA est engagé dans une coulisse solidaire d’une tige

guidée (fig. 5-6a), d’où une transformation du mouvement circulaire continu de la

manivelle en un mouvement rectiligne alternatif de la tige.



mécaniques


a) b)

Fig. 5-6

On peut démontrer que le mouvement de la tige est un mouvement sinusoïdal

(fig. 5-6b). Si OA = R, le rayon de la manivelle, ωωωω la vitesse angulaire de la manivelle,

supposée constante, à l’instant t l’angle αααα décrit par OA est égal à ωωωωt. L’espace

décrit par la coulisse est OB = R.sin ωωωωt.

La course totale A1A2 est égale à 2R, la longueur de la coulisse doit être au moins

égale à 2R.

La transformation inverse est impossible, car le moment moteur est nul aux points

morts. Ce mécanisme est donc irréversible.

5.3.3. Bielle à coulisse à retour rapide

Le maneton de la manivelle OB est engagé dans la coulisse d’une bielle (ou

balancier) AC (fig. 5-7a). Cette bielle est articulée en A. Le mouvement circulaire

continu de la manivelle est transformé en un mouvement angulaire alternatif de la

bielle, d’où son nom de balancier. L’extrémité supérieure de la bielle décrit un arc de

cercle de rayon AC (fig. 5-7b).

Or la bielle commande généralement un coulisseau dont la trajectoire est rectiligne,

d’où la nécessité de munir la partie supérieure de la bielle d’une coulisse (fig. 5-7a),

ou de relier la bielle au coulisseau par une biellette CD (fig. 5-7b), ou de prévoir une



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biellette AE à la partie inférieure de la bielle (fig. 5-7c), ou encore de prévoir une

fourche à la partie inférieure de la bielle (fig. 5-7d).

a) b)

c) d) e)

Fig. 5-7

Dans les deux derniers montages la bielle glisse sur le maneton pendant le

mouvement et son mouvement est plus complexe. Mais dans tous les cas, le

mouvement circulaire continu de la manivelle est transformé en un mouvement

rectiligne alternatif du coulisseau (fig. 5-7e).

5.4. Cames

Leur fonction est de transformer un mouvement circulaire continu en un mouvement

rectiligne alternatif. Ce système n’est pas réversible.



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a) b) c)

d) e)

Fig. 5-8

Les principales cames utilisées sont :

- cames disques ;

- cames à rainures ;

- cames à tambour (appelé aussi came cloche).

Les cames disques sont montées sur l’axe à l’aide d’une vis de fixation avec

possibilité de réglage (fig. 5-8a). Le mouvement circulaire continu peut être transmis

par un piston mobile (fig. 5-8b), une roue (fig. 5-8c et d) ou un cadre (fig. 5-8e).

5.4.1. Cames disques

La tige (1) guidée en translation s’appuie sur le partour d’une came (2) (fig. 5-9a). La

rotation d’une fraction de tour de la came transmet à la tige, soit un mouvement de

montée, soit un mouvement de descente, soit aucun mouvement (période de repos).



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a) b)

c)

Fig. 5-9

5.4.2. Cames à rainures

La partie active est une rainure creusée sur la surface latérale d’un cylindre

(fig. 5-8b).

5.4.3. Cames à tambours

La partie active est le rebord de la base du cylindre creux (fig. 5-8c).

6. GÉNÉRALITÉS DE LA MAINTENANCE



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6.1. Définition générale

La maintenance est définie comme étant « l'ensemble des actions permettant de

maintenir ou de rétablir un bien dans un état spécifié ou en mesure d'assurer un

service déterminé". Maintenir c'est donc effectuer des opérations qui permettent de

conserver le potentiel du matériel pour assurer la continuité et la qualité de la

production (fig. 6-1).

Fig. 6-1

6.2. Différentes formes de maintenance

6.2.1. Maintenance préventive



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a) Maintenance systématique

La maintenance systématique est une maintenance préventive effectuée selon un

échéancier établi en fonction du temps ou du nombre d'unités d'usage.

b) Maintenance conditionnelle

La maintenance conditionnelle est une maintenance préventive subordonnée à un

type d'évènement prédéterminé révélateur de l'état de dégradation d'un bien.

6.2.2. Maintenance corrective

Il s'agit d'une « maintenance effectuée après défaillance ». C'est une politique de

maintenance qui correspond à une attitude de réaction à des évènements plus ou

moins aléatoires et qui s'applique après la panne.

7. NIVEAUX DE MAINTENANCE

Ils sont au nombre de 5 et leur utilisation pratique n'est concevable qu'entre des

parties qui sont convenues de leur définition précise, selon le type de bien à

maintenir.

7.1. Niveau 1

- Réglages simples prévus par le constructeur au moyen d'organes

accessibles sans aucun démontage ou ouverture de l'équipement ;

- Échanges d'éléments consommables accessibles en toute sécurité, tels

que voyants, huiles, filtres ;

- Type d'intervention effectuée par l'exploitant sans outillage et à l'aide des

instructions d'utilisation.

7.2. Niveau 2



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- Dépannages par échange standard des éléments prévus à cet effet ;

- Opérations mineures de maintenance préventive ;

- Type d'intervention effectuée par un technicien habilité de qualification

moyenne ;

- Outillage portable défini par les instructions de maintenance ;

- Pièces de rechange transportables sans délai et à proximité du lieu

d'exploitation.

7.3. Niveau 3

- Identification et diagnostic des pannes ;

- Echanges de constituants ;

- Réparations mécaniques mineures ;

- Réglage et ré étalonnage des mesureurs.

7.4. Niveau 4

- Travaux importants de maintenance corrective ou préventive ;

- Démontage, réparation, remontage, réglage d'un système ;

- Révision générale d'un équipement (exemple: compresseur) ;

- Remplacement d'un coffret d'équipement électrique.

7.5. Niveau 5

- Travaux de rénovation, de reconstruction ou de réparation importante ;

- Révision générale d'un équipement (chaufferie d'une usine) ;

- Rénovation d'une ligne de production en vue d'une amélioration ;

- Réparation d'un équipement suite à accident grave (exemple : dégât des

eaux).

8. PREPARATION DU POSTE DE TRAVAI



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8.1. Constitution d’un poste de travail

Le poste est constitué :

- en groupant et en disposant convenablement, sur les lieux de l'opération,

l'outillage et au besoin le matériel de levage, de manutention ainsi que le

matériel annexe ;

- en consignant le système ;

- en effectuant un rapide nettoyage des pièces et des abords du chantier,

afin d'assurer la sécurité.

8.2. Ordre ou plan de démontage

C'est la succession, logique et méthodique, des opérations à accomplir pour séparer

les organes et les pièces du système.

- Utiliser et suivre le plan de démontage (lorsqu'il existe) ;

- Etablir, lorsqu'il n'est pas évident, le plan de démontage (mentalement ou

par écrit) après consultation des dessins et / ou observations des

mécanismes.

9. EXECUTION DU DEMONTAGE

9.1. Règles générales

- Opérer avec soin, méthode et au moyen d'outils appropriés ;

- Eviter de forcer aveuglément sur les pièces, chercher plutôt les causes de

difficultés de désassemblage ;

- Eviter de frapper directement sur les parties fragiles, les portées rectifiées,

les extrémités d'arbres. Lorsque l'action de choc est justifié, employer des

massettes ou les jets en métal tendre interposés ;

- Utiliser les extracteurs appropriés pour les bagues, roulements, poulies,

axes,.....

- Utiliser du pétrole ou liquides « dégrippants » pour faciliter le démontage

des pièces oxydées ;



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- Remettre provisoirement en place les éléments d'arrêt ou de fixation aprés

séparation des organes ou des pièces.

9.2. Repérage des pièces

- Les repères sont indispensables pour redonner aux pièces identiques ou

symétriques, leur position initiale, lorsqu'on les remonte.

- Vérifier la présence de vos repères avant la dépose des pièces.

- Les repères sont à placer sur des surfaces trés visibles, mais autres que

les surfaces de contact ou de frottement.

9.3. Nettoyage des pièces

- Utiliser un chiffon sec et non pelucheux pour les pièces peu grasses et peu

souillées.

- Pour les autres, employer des produits dégraissants, nettoyant ou du

pétrole, puis essuyer au chiffon ou à l'air comprimé

9.4. Méthode générale de démontage et de montage

Pour la remise en état des mécanismes, on procède au démontage partiel ou total,

sur place ou dans des ateliers spécialisés. Quand on ne possède pas de dessin

d'ensemble, il est parfois utile d'établir une nomenclature et de noter, sur croquis

cotés, la position de certaines pièces. Au préalable de tout démontage, il faut :

- couper le courant électrique ;

- fermer les vannes des canalisations d'eau, d'air, d'huile, de gaz,...

- vidanger les réservoirs, les bacs, les tuyauteries (observer les liquides et

boues recueillis). Les corps étrangers et leurs états permet de renseigner

sur certains défauts).

- retirer les courroies et les chaînes de commande ;

- éviter de démonter l'équipement électrique.

En général il faut suivre le plan suivant :



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- Rassembler autour de la machine le matériel de manutention, le matériel

d'assemblage, ainsi que des boites ou caisses pour recevoir la visserie et

les pièces démontées.

- Etudier le dessin d'ensemble et observer le mécanisme pour établir (par

écrit ou mentalement) une gamme de démontage.

- Nettoyer, essuyer sommairement la machine. Déshabiller le bâti en

déposant les carters, les pièces isolées, puis les sous-ensembles. Au fur et

à mesure, enlever les bavures qui résultent du matage et qui rendent

certains démontages difficiles.

9.5. Particularités de démontage

9.5.1. Pièces emmanchées ou non à force

L'une d'elles peut être déposée en frappant au marteau avec interposition d'un jet de

métal tendre (aluminium) ou à la presse ou avec un système vis - écrou ou avec un

extracteur spécial. La dilatation de la pièce extérieure par chauffage au chalumeau

facilite la dépose.

9.5.2. Pièces frettées

La séparation est obtenue à la presse ou à l'aide d'un extracteur robuste. Lorsque la

séparation est impossible, la frette sera réduite en copeaux par usinage.

9.5.3. Pièces soudées à basse température

Les séparer en chauffant à une température supérieure à celle de fusion de la

soudure.

9.5.4. Pièces rivées



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Meuler ou couper au burin les têtes saillantes; percer un trou pour faire disparaître

les têtes fraisées. Puis chasser le corps du rivet avec un chasse goupille.

9.5.5. Pièces serties

Enlever la sertissure par usinage ou par grattage, puis séparer les pièces.

9.5.6. Pièces vissée

Si les extrémités des filetages sont détériorées (exemple : un coup de marteau ou de

pointeau interdisant le démontage), il faut retoucher le filet avec un tiers-point à taille

douce, ou faire disparaître cette partie de filet. Pour les filets oxydés, mettre du

pétrole ou du dégrippant. Ne pas forcer sur les clés ou les encoches des écrous et

des pièces filetées. Observer le sens du filet (à droite ou à gauche ).

9.5.7. Pièces d'arrêt

Dévisser complètement les vis à bout pointu. Chasser les goupilles coniques en

frappant sur le plus petit côté. Utiliser un chasse goupille de longueur appropriée.

Redresser l'ailette des freins en tôle ou des rondelles freins extraire les joncs avec

une pointe à tracer, les circlips avec une pince.

9.5.8. Pieds de centrage cylindriques

Ils ne doivent être extraits de leurs logements que si une nouvelle opération

d'alignement doit modifier leur position.

a) Arbres :

- Déposer les couvercles, écrous, vis et pièces d'arrêt.

- Opérer ensuite suivant la disposition observée:Palier unique.

- Déshabiller partiellement l'arbre et l'extraire. Paliers à chapeaux.

- Déposer les chapeaux, dégager et déshabiller l'arbre. Montage prisonnier.



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- Faire glisser l'arbre parallèlement à son axe, en déposant successivement

chaque pièce libérée. Arbre fixe.

- Déshabiller l'arbre et l'extraire de son logement.

b) Roulements:

- La pression de démontage doit être appliquée sur la bague montée serrée.

Si l'extracteur agit sur le chemin de roulement ou que l'effort est transmis

par les éléments roulants, le roulement ne pourra être réutilisé.

- Les joints collées sur une partie fixe seront toujours détériorés lors de la

séparation des pièces et devront être changés (il est donc inutile de

prendre des précautions particulières lors de leur démontage).

.

Documents

M18 Démontag montag syst mécaniq-TH3-GE-MMO