master Ii Thème : Conception D’un Convoyeur A · ءادھإ قيحر ينسقسيل ارمَ ءاقشلا سأك تعرجت نم ىلا , يفرحأ أدبت نيأ نم كمامأ

République Algérienne Démocratique et Populaire

Ministère de l'enseignement Supérieur et de la Recherche Scientifique

Université Larbi Tébessi de Tébessa

Faculté des Sciences et de la Technologie

Département de Génie Mécanique

Option

Conception Et Fabrication Assistée par Ordinateur

MASTER II

Année universitaire 2015/2016

Thème : CONCEPTION D’UN CONVOYEUR

A BANDE

Réalisé Par :

LATRECHE Kaddour

BOUMAGOUDA Loubna

Devant les jurés :

DEGHBOUDJ Samir M.C.B Université de Tébessa Président

HADJAB Abdelhakim M.A.B Université de Tébessa Rapporteur

MAALIM Madani M.A.A Université de Tébessa Examinateur

REMERCIEMENTS

En terme de rédaction de cette thèse,

nous remercions à tout instant notre dieu

qui a toujours éclairé notre vie par le savoir,

et nous a guidé dans le bon chemin.

Au terme de ce travail, nous tenons à

exprimer notre reconnaissance et nos

sincères remerciements :

à nos encadreurs : Mr .H.HADJAB pour

avoir bien su nous guider et nous

conseiller tout au long de la préparation de

notre mémoire.

tous mes enseignants et mes amis

qui m’ont encouragé à réaliser ce travail

et Département de génies mécaniques.

KADDOUR _ LOUBNA

ھداءإ

ا ليسقسني رحيق س الشقاء مرَ أحرفي , الى من تجرعت كأ ين تبدأك من أخجل الكالم أمامھا و وجب هللا تعالى على برّ من أحيا و انجح ,الى , الى من ضحت بالكثير من اجل ان أالسعادة

, إلى من جعل هللا تعالى جنان الخلد تحت قدميھا. اإلحسان إليھا

أبعث إليكي عباراتي المفعمة بالحب واالحترام مرفقة بأصدق الدعوات التي التوفي حقك و ميأ اھديكي تعبي وجھدي و ثمرة عملي ونجاحي طوال ھذه السنين .

وحبه الى الذي عزني بحنانهأالى الذي لم ولن انساه الى الذي لى الذي فرقني القدر عنه إتتسابق الكلمات ،سكنه فسيح جناتهأوقرة عيني ّرحمه هللا و بيأق الدائم شجعني على التفوّ

.وتتزاحم العبارات لُتنّظم عقد الشكر الذي ال يستحقه االّ انت

الى اختي وشريكتي في مسيرتي الجامعية الى رفيقتي في السراء وابضراء الى التي تحملتني .بثينةوالزالت كبيرتي وقدوتي

مي و نھاد في حضنھن الى صغيراتي الواتي شاركت شيماءتوأمي المشاكس وسر مشاكلي الى.احمد ياسين وحيدي اخي يالى مدلل

الّرحمان وأمجد. ية،الى عصفوري آقنزخاص جدا الى من اعاني في مشواري عبد الوھاب

الى عماتي وأعمامي واخوالي وخاالتي وبناتھم واوالدھم.

صبرينة . ، كوثر ،مروى ،حورية ،ھاجر ،صديقاتي مريم الى

،خالد،الصديق ،،الياسّرابح، أيمن ،زكرياء الى أصدقائي

خاصة بالل بشاغةمة والى الميكانيك بشركة المنجم بوخضرة عاوالشكر الى فرع

خي كل احترامي وحبي له مرافقي في مذكرة التخرج من أراسي األكثر أتقدم الى رفيقي الدّ .لطرش قدور

.2016بالكمبيوتر في قسم ورسم تصميم مدعملى زمالئي اِ من الشكر أكثر

الى ھذا النجاح من قريب او من بعيد.الى كل من شارك وساھم في مساعدتي للوصول

أخيرا لن أنسى شكر نفسي وأھنأھا على جھدي وتعبي وعنائي وصبري الطويل في ھذا المسار.

بومعقودة لبنى

Dédicaces

Au nom du dieu le clément le miséricordieux

Je dédiée ce travail :

A celle qui ma donnée la vie et que ma vie n’est rien sans elle, à ma

tendre mère, qui m’a soutenu d’amour et de bonheur ; tout ce que je

suis, je le dois à elle.

A Mon très cher père, qui me nourrit toujours de ses sages conseils.

A mes chères sœurs : DJHANE.

A Mon très chère oncle : H.AYCHI qui donnée les bons conseils.

Groupe de travail : LOUBNA.

A mes chers amis en particulier : R. BILEL, M. NADA,

D.REBEH, B. NASSIMA, Z.BOUCHRA…….

A Tous mes professeurs.

Tous les étudiant 2éme année master CFAO Promotion 2016

A tous mes amis des génies mécaniques autres amis .

KADDOUR

Liste des figures

Numéro de

figure

Titre de figure Page

Fig. I.1 Convoyeur à bande 4

Fig. I.2 Bande magnétique 5

Fig. I.3 Convoyeur à courroie crantée 5

Fig. I.4 Convoyeur à chaîne 6

Fig. I.5 Convoyeur à pas de pèlerin 7

Fig. I.6 Convoyeur à rouleaux commandés accumulation Sans contact 8

Fig. I.7 Convoyeur à rouleaux conique 8

Fig. I.8 Convoyeur à rouleaux libers 8

Fig. I.9 Convoyeur vis sans fin 9

Fig. I.10 Convoyeur à air 10

Fig. I.11 Convoyeur vibrant 11

Fig. I.12 Convoyeur à raclette 11

Fig. II.1.1 Types de supports de bande 12

Fig. II 2.2 Coupe transversale de bande 13

Fig. II.3.1 Batterie à trois rouleaux 14

Fig. II.3.2 Batteries à deux rouleaux 14

Fig. II.4 Support de glissement 15

Fig. II.5 batteries à rouleaux plats pour brin de retour 15

Fig. II.6.1 Système d'auto-réglant 16

Fig. II.6.2 Système de tension fixe 16

Fig. II.7.1 Angle de talutage 17

Fig. II.7.2 Angle de d’éboulement 17

Fig. II.8 Largeur de la bande en fonction de la charge de rupture 20

Fig. II.9 Supports en auge à 3 rouleaux 20

Fig.III.1.1 Système de transmission à haute puissance 22

Fig.III.1.2 Système de transmission à faible puissance 23

Fig.III.1.3 schéma du convoyeur à bande 23

Fig.III .4 L’aire de la section 25

Fig.III.7.1 convoyeur à bande horizontale 26

Fig.III.7.2 schéma du Tambour 26

Fig.III.13 engrenage à axes perpendiculaires 35

Fig.III.14 cylindres primitifs de fonctionnement 36

Fig. IV.1 Etat de contraintes d’un volume élémentaire en coordonnées

cylindriques

38

Fig. IV.2 Effet de l’inertie 40

Fig. IV.3 courbe de contrainte radiale en fonction du rayon r 43

Fig. IV.4 Courbe de contrainte la tangentielle en fonction du rayon r 43

Fig. IV.5 Courbe du déplacement en fonction du rayon r 44

Fig. IV.6 Répartition de la tension dans la bande pendant un cycle 45

Fig. IV.7 L’effet de pression de la bande sur le tambour 46

Fig. IV.8 Interaction d'un élément infinitésimal de labande en contactavec le tambour.

49

Liste des tableaux

Numéro de

tableau

Titre de tableau Page

Tab. II.1 Fluidité en fonction de l’angle de talutage β 17

Tab. II.2 Propriétés physiques des produits 18

Tab. II.3 Vitesses maximales conseillées 18

Tab. II.4 Largeur minimale de la bande en fonction de sa charge de

rupture et de l'inclinaison des rouleaux

19

Tab. II.5 Débit-volumique avec stations-supports en auge à 3 rouleaux

V = 1 m/s

21

Tab.III.1 Rendements de quelques couples de frottement 27

Tab.III.2 Nombre minimal de dents z1 recommandé pour le pignon 32

Tab. IV.1 Contraintes et déplacement en fonction du rayon du tambour 44

Tab. IV.2 Distribution de la pression à l’entrée et la sortie de l’enroulement

de bande sur le tambour

46

Principaux symboles

Symbole Unité Désignation

A [ ] Entraxe

[ ] diamètre de l’arbre du convoyeur

d1 et d2 [ ] diamètres des tambours menant et menée

IM m h⁄ Débit volumique

lv [ t h⁄ ] Débit massique

L [ ] La longueur de la bande du convoyeur

m h⁄ Volume transporté à une vitesse de

[ ⁄ ] Nombre de tour

q Kg m⁄ poids du produit par métré linéaire

q [Kg/m3] masse volumique du produit

[ ] Rayon

S ] L’aire de la section du produit transporté

⁄ ] Vitesse de la bande

[ ⁄ ] Vitesse angulaire

N La force utile

m [kg] Masse des produits transportés sur toute la

longueur du convoyeur

mB [kg] Masse de la bande

mR [kg] Masse de tous les tambours rotatifs, sauf pour le

tambour d'entraînement

/ Coefficient de frottement entre tambour et bande

Rendement de la machine

Rendement de roulement

Rendement d’engrenage

P [kW] La puissance de moteur

Rapport de transmission du premier engrènement

Rapport de transmission du deuxième

engrènement

Mt [N.mm] moment de torsion à l’arbre du pignon

d [mm] Calcul du diamètre primitif du pignon conique

sur le cône frontal extérieur

KA facteur de la charge dynamique extérieure

KV facteur dynamique intérieur

KHβ acteur de la répartition longitudinale de la charge

pour la sollicitation hertzienne

ѰRm coefficient de largeur

Rm longueur moyenne de la génératrice du cône

primitif

b [mm] largeur de la roue conique

le rapport des nombres des dents

ZM facteur de matériau

ZH facteur du point de roulement

ϬH lim effort unitaire limite pour la sollicitation

hertzienne

SH facteur de sûreté pour la sollicitation hertzienne

KHN de cycles de sollicitation pour le soda nom

licitation hertzienne

ZR facteur de rugosité

ZW facteur du rapport de la dureté des flancs

mm le module sur le cône médian

Kα facteur de la répartition frontale de la charge

Y Facteur de forme

δ1 Demi-angle du sommet du cône primitif du

pignon

° entre les axes des roues qui composent le couple

conique

YS facteur de concentration des contraintes.

YFx facteur dimensionnel

m le module sur le cône frontal extérieur

KHβ facteur de la répartition longitudinale de la charge

pour la sollicitation hertzienne

Zε facteur de la longueur de contact

N/ Contrainte radiale

N/ contrainte la tangentielle

Ur mm déplacement

ν Le coefficient de Poison

E MPa Le module de Young

ρ Kg/mm3 La masse volumique

µ coefficient de frottement entre en caoutchouc et

acier

Lb mm Largeur de la bande

N/ la contrainte de Von Mises

mm L’épaisseur de la bande

Re N limite d’élasticité de la bande

S mm2 coefficient de sécurité

: خصملّ

م ، m/s 2سرعة و t/h 1000 كتلي وتدفق m 45طولب ناقل حزام تصميم ھو العمل ھذا من الغرض وفيرت ت دراستنا تتوزع على ثالثة محاور رئيسية: . بوخضرة منجم في الدراسة لھذه الالزمة البيانات

الناقل. وخصوصا الحزاممخصص للبحث عن أنواع الناقالت : األولالمحور

المخفض ذو عجالتحساب أبعاد و الناقلالحزام حركية حساب ھو األول جزئين منويتكون نظري : الثاني محورال

ضغطو الذاتي القصور قوة تأثير تحت) طبلة( جوفاء اسطوانة في جھاداتاال حالة لتقييم ھو الثاني ،والجزءطبقتين

.مقاومة الشد للحزام أخيرا الطبل،و علىالحزام

ر محورال ه :األخي دمنا في ل ق ل تحلي امجباستعمال طب ـ اCOSMOSWORKS برن ابع ل لت SOLIDWORKSد لتحدي .والنزوح التوتر و اإلجھاد،

المفتاحية: الكلمات

.مالحزا ،لالطب ،ض، المخفالناقلالحزام

Résumé :

Le but de ce travail est la conception d’un convoyeur à bande de longueur 45m et de

débit massique 1000 t/h à vitesse de 2 m/s, ces données nécessaires à notre étude ont été

fournis au niveau de la mine de BOUKHADRA. Notre étude se répartie sur trois volets

principaux : Le premier volet est consacré à une recherche bibliographique sur les types de

convoyeur et principalement les convoyeurs à bande.

Le deuxième volet théorique se compose de deux parties la première est le calcul

cinématique du convoyeur et le dimensionnement des roues du réducteur à deux étages, la

deuxième partie est destinée à l’évaluation de l’état de contraintes d’un cylindre

creux(tambour) sous l’effet de la force d’inertie et la pression de la bande sur le tambour, et

finalement la résistance de la bande à la traction.

Le dernier volet représente l’analyse du tambour par le logiciel COSMOSWORKS

intégré dans SOLIDWORKS pour déterminer les contraintes, les déformations et les

déplacements.

Mots clés :

Convoyeur à bande, réducteur, tombeur, bande.

Sommaire

Introduction ……………………………………………………………………………………… 1 Chapitre I : types et domaines d’utilisation des convoyeurs

I.1.Convoyeur ……………………………………………………………........................ 3 I.2. Convoyeur à bande ………………………………………………………………….. 3 I.3. Le convoyeur magnétique …………………………………………………............... 4 I.4. Convoyeur à courroie crantée ………………………………………………………. 5 I.5. Convoyeur à chaîne …………………………………………………………………. 6 I.6. Convoyeur à pas de pèlerin …………………………………………………………. 6 I.7. Convoyeur à rouleaux ………………………………………………………………. 7 I.7.1. Convoyeur en courbes ……………………………………………………........ 7 I.7.2. Pente des convoyeurs gravitaires ……………………………………………... 7 I.8. Convoyeur à accumulation pour charges isolées …………………………………… 8 I.9. Convoyeur à vis sans fin ............................................................................................. 9 I.10. Convoyeurs à air …………………………………………………………………... 9 I.11. Convoyeurs vibrants et tubes vibrants …………………………………….............. 10 I.12. Convoyeur à raclette ………………………………………………………………. 11 Chapitre II : caractéristiques techniques des convoyeurs à bande

II.2. Bande ……………………………………………………………………………… 12 II.3. Les tambours ……………………………………………………………………... 13 II.4. Brin Porteur ……………………………………………………………….............. 13 II.5. Support de glissement …………………………………………………………….. 14 II.6. Brin de retour ………………………………………………………………............ 15 II.7. Système de tension ……………………………………………………………….. 15 II.8. Angles de talutage, d'éboulement et écoulement du produit ………………............ 17 II.9. Propriétés physiques des produits ………………………………………………… 18 II.10. Vitesses maximales conseillées …………………………………………….......... 18 II.11. Largeur minimale de la bande …………………………………………….......... 19 II.12. Débit-volume ……………………………………………………………..……… 20 ChapitreIII: calcul cinématique de l’ensemble réducteur convoyeur

III.1. Éléments mobiles de transmission d’énergie ……………………………………... 22 III.2.Détermination du module normal des roues dentées ……………………………... 29

III .2.1. Calcul des roues coniques ……………………………………………………… 29

III.2. 1.1. Calcul du diamètre primitif du pignon conique sur le cône frontal extérieur… 29

III.2.1. 2. Calcul du module sur le cône frontal extérieur……………………………….. 30

III.2.2. Calcul des roues cylindrique ……………………………………………………. 31

III.2.2.1. Détermination de l’entraxe a ……………………………………….................. 31

III.3.Caractéristiques d’un engrenage à axes perpendiculaires………………………….. 34

III.4.Caractéristiques d’une roue à denture droite normale (α=200) …………………..... 36

Chapitre IV : Analyse du tambour

IV .1. Cylindre soumis à une rotation uniforme (effet de l’inertie)……………………... 38

IV .1.1. Etude des cylindres sans effet de fond ………………………………………... 39

IV .2. Cylindre creux d’épaisseur uniforme en rotation…………………………………. 40

IV .3. Application numérique …………………………………………………………… 42

IV.4 Effet de la pression de la bande sur le tambour……………………………………. 45

IV.4.1 Contraintes équivalentes de Von Mises …………………………………………. 47

IV .5 Résistance de la bande à la traction………………………………………………... 49

IV .5.1 Détermination de l’effort de traction dans bande………………………………... 49

Chapitre V : Calcul numérique des contraintes et des déplacements du tambour

V.1. Introduction……………………………………………………………………… 51

V.2. Matériaux ………………………………………………………………………… 51

V.3. Informations sur les chargements et les déplacements imposés………………….. 52

V.4. Propriété d'étude…………………………………………………………………. 53

V.5. Résultats…………………………………………………………………………... 55

Conclusion générale …………………………………………………………………….

58

1

Introduction

Le monde a connu au cours du XVIIIe siècle une renaissance scientifique globale, En

conséquence la diversification des recherches et d'expériences, à inclure diverses branches de

la science a débouchée sur des inventions et des découvertes importantes, qui est la cause

directe de la révolution industrielle au XIXe siècle, une révolution qui a eu un impact sur la

vie économique, sociale et politique des nations. [1]

A partir de la révolution industrielle et le progrès technologique, l'homme a pu arriver

à l'industrialisation et le développement des moyens de transport et d’en faciliter l'usage.

Les convoyeurs ont été utilisés pendant des décennies dans le transfert de la majeure

partie des marchandises, et ont fait leurs preuves partout parce que les convoyeurs à bandes

peuvent être adaptés à presque toutes les conditions locales. La demande d'utilisation de la

technologie de convoyeur à bande a augmenté plus que jamais, ce qui a conduit à

l'accélération dans son développement pour mettre en œuvre les nouvelles réglementations en

particulier en ce qui concerne leur impact sur le transfert des produits. [1]

Les convoyeurs à bandes jouent généralement un rôle clé et efficace pour surmonter

les difficultés de transfert de divers matières premières et de produits finis, en plus, tous les

différents problèmes de transfert par convoyeur doivent être planifiées et organisées par des

concepteurs spécialisés afin d'atteindre un transfert économique optimal de façon que toutes

les conditions soient remplies. [1]

Il y a un certain nombre de règles et de compétences pratiques qui peuvent être utiles

lors de la conception, dont le but est de fournir plus de donnés au cahier de charges pour le

calcul du convoyeur.

Actuellement Il y a plus d'utilisation d'ordinateur pour calculer et dimensionner des

convoyeurs à bande qui soient fiables aux conditions de fonctionnement spécifique.

Après la découverte par Michelin des procédés de fabrication permettant une

adhérence totale d'un mélange caoutchouc sur l'acier, la bande transporteuse s'est révélée

comme moyen de mécanisation idéale par son mode d'évacuation continu du produit et sa

possibilité d'assurer des débits importants. La première apparition des transporteurs à bande

date de 1795 avec une bande en cuir. On peut aussi citer le transporteur de sable de

l’ingénieur Russe ALEXANDRE LAPOTINE (en 1860) mis en service dans l'exploitation des

2

gisements alluviaux d'or en Sibérie. À partir de cette époque leur champ d'application n'avait

pas cessé de s'étendre jusqu'à ce que GOODYEAR leur donne un nouvel élan avec la

production de la première courroie à cordes métalliques. Dès 1950 l’équipement des mines de

lignite de l’Allemagne leur offrirent un domaine d'application plus large. [2]

L'année 1970 marque le début d'une nouvelle étape avec la réalisation du plus grand

transporteur en un seul tronçon de 13,172km installé en NOUVELLE CALÉDONIE avec une

capacité de transport de 1000 t/h [2]

Ainsi que les convoyeurs à bande de l’usine sidérurgique MITTAL STEEL

d’ANNABA qui possède un réseau de 281 transporteurs à bande totalisant une distance de

plus de soixante kilomètres. [2]

Durant notre stage au niveau ARCELORMITTAL BOUKHADRA-TEBESSA, nous

avons assisté à l’extraction du Fer brut des gisements miniers ou li sera transporté par des

camions vers le concasseur dont il sera broyé, stocke dans les silos et puis il sera transféré

par un réseau de quatre transporteurs à bande totalisant une distance de plus de 02 km vers les

wagons de la SNTF et en fin vers l’usine sidérurgique MITTAL STEEL de ANNABA. [2]

Notre travail s’articulera autour de trois volets principaux : après une recherche

bibliographique sur les types de convoyeurs et leurs caractéristiques. Le deuxième volet traite

le calcul cinématique de l’ensemble réducteur convoyeur, la sélection du type de bande en

fonction de l’effort de traction. Le troisième volet sera consacré au dimensionnement du

tambour et à l’analyse de celui-ci par COSMOSWORKS.

Chapitre I

Chapitre I types et domaines d’utilisation des Convoyeurs

3

I.1. Convoyeur [3]

Un convoyeur est un mécanisme ou machine qui permet le transport d'une charge

isolée (cartons, bacs, sacs, ...) ou de produit en vrac (terre, poudre, aliments...) d'un point A à

un point B.

I.2. Convoyeur à bande [3]

Les convoyeurs à bande sont caractérisés par le type de bande transporteuse utilisée

(matériaux, texture, épaisseur) et par la position du groupe de motorisation (central ou en

extrémité).

Dans tous les cas, un convoyeur à bande se compose :

D’un tambour de commande et de sa moto réductrice

D’un rouleau d'extrémité

D’un châssis porteur avec une sole de glissement qui assure le soutien de la bande

D’une bande transporteuse

Les convoyeurs à bande modulaire permettent, grâce à leur bande rigide en acétal,

d'accumuler des charges (avec frottement entre la bande et les objets transportés). La bande

est en fait une chaîne en plastique qui vient s'engrener dans des pignons également en

plastique. En termes de maintenance, l'avantage est de ne pas avoir de centrage et de tension

de bande à effectuer, contrairement à un convoyeur à bande classique.


4

Fig. .1convoyeur à bande

1 Moteur 18 Compteur vitesse de tapis

2 Moteur accouplement 19 Commende réduction de tapis de roulement

3 Frein 20 Ceinture direction de poulie avant

4 Pilote de transmission 21 Tirer de fil

5 Anti retour 22 Interrupteur d’urgence

6 Rouler d’accouplement 23 Bande convoyeur

7 Roulement de poulie 24 Rouleau à brosse

8 Rouler 25 Grattoir

9 Filer de poulie 26 Recaler

10 Déviation ou repousser poulie 27 Plaque de couverture

11 Percussion de poulie avant 28 Capot

12 Support de poulie avant 29 Bar cloison

13 Retour de poulie avant 30 Livraison goulotte

14 Rouleau de guidage 31 Garniture de goulotte

15 Compteur de poids 32 Hotte planche

16 Vis de graisse 33 Position de bande supérieure

17 Contre poids 34 Position de bande inférieure

I.3. Le convoyeur magnétique [3]

Est un appareil muni d'une bande avec une partie magnétique qui, placée en dessous de la

bande, permet d'attirer les produits métalliques vers le bas leur donnant ainsi plus de stabilité.


5

Les convoyeurs à tambour magnétique permettent la séparation des particules ou

déchets métalliques. Souvent employé en fonderie pour extraire les déchets métalliques d'un

transporteur de sable après l'opération de décochage.

Fig. I.2 Bande magnétique

I.4. Convoyeur à courroie crantée [3]

Le crantage de la bande permet son déplacement d'une valeur précise, sans craindre le

glissement possible comme avec une courroie lisse.

Fig. I.3 Convoyeur à courroie crantée

Ferreux Non-ferreux


6

I.5. Convoyeur à chaîne [3]

Les convoyeurs à chaînes permettent le déplacement de charges qui ne pourraient pas

l'être sur des convoyeurs à rouleaux (cas des palettes ou containers dont les "skis" sont

perpendiculaires au sens de déplacement).

Selon la rigidité de la charge à transporter, le nombre de chaînes est augmenté de sorte à

réduire l'entre-axe des chaînes. Il existe des convoyeurs à deux, trois, quatre, voire cinq

chaînes et plus.

Ces convoyeurs se caractérisent par le nombre de chaînes, les matériaux des chaînes

(acier, inox, plastique) ainsi que la robustesse de leur châssis porteur qui dépend de la charge

à supporter.

L'accumulation est en général non préconisée. Pour le passage d'un convoyeur à

l'autre, il est quelquefois conseillé d'imbriquer les convoyeurs entre eux en variant les entre-

axes des chaînes. L'entrainement des charges est alors assuré en permanence, y compris

durant le transfert.

Fig. I.4 Convoyeur à chaîne

I.6. Convoyeur à pas de pèlerin [3]

Système ou le produit avance pas à pas. Le mécanisme décrit un rectangle : montée

et levage du produit / avance avec le produit / descente et pose du produit / retour à vide.


7

Fig. I.5 Convoyeur à pas de pèlerin

I.7. Convoyeur à rouleaux [3]

Ils sont utilisés pour le transport ou l'accumulation de produits suffisamment longs

pour ne pas tomber entre deux rouleaux. Les colis à transporter doivent être également à fond

plat et rigides (voir méthode de détermination dans la rubrique Liens externes).

I.7.1. Convoyeur en courbes

Il existe des convoyeurs à rouleaux coniques pour décrire des courbes à 45, 90 et 180°.

La conicité des rouleaux est en effet nécessaire pour appliquer au colis une vitesse linéaire

différente en fonction de sa position par rapport au rayon de la courbe.

Une autre méthode plus économique, et appliquée généralement aux convoyeurs à

rouleaux libres consiste à réaliser plusieurs voies de rouleaux cylindriques, parallèles entre

elles, et permettant la différenciation des vitesses.

I.7.2. Pente des convoyeurs gravitaires

En fonction de la nature de la charge à transporter (c'est-à-dire en fonction de la

rigidité de sa face de contact) et de sa masse, la pente nécessaire sera comprise entre 1,5 et

5 % (soit une élévation 1,5 à 5 cm/m de convoyeur).


8

Fig. I.6 Convoyeur à rouleaux Fig. I.7 Convoyeur à Fig. I.8 Convoyeur à

Commandés accumulation rouleaux conique rouleaux libers

Sans contact

I.8. Convoyeur à accumulation pour charges isolées [3]

On entend ici par accumulation l'action de stocker des colis sur un convoyeur,

généralement à rouleaux.

On distingue l'accumulation avec contact de l'accumulation sans contact.

L'accumulation avec contact est la solution de stockage la plus économique.

Plusieurs technologies de convoyage (on parlera d'accumulateurs) se partagent ces

applications : accumulateur à rouleaux commandés par courroies rondes, par courroie

tangentielle, à rouleaux débrayables à friction, ... La première technologie citée offre

l'avantage de pouvoir réaliser des parties droites et courbes avec une seule motorisation ce qui

est particulièrement économique.

L'accumulation sans contact est utilisée lorsque les charges à transporter ne doivent

pas se toucher (fragilité, accumulation dans les courbes, ...). Il s'agit alors de parceller le

convoyeur en différentes zones, chacune d'entre elles ne contenant qu'un seul colis. Ces zones

sont toutes indépendantes et libèrent un colis lorsque la zone suivante est libre. En général,


9

chaque zone intègre son propre système de motorisation et de détection. C'est la solution

d'accumulation la plus performante elle mais reste assez coûteuse considérant le nombre de

motorisations et de dispositifs de détection.

I.9. Convoyeur à vis sans fin [3]

Le convoyeur à vis ou transporteur à vis est conçu pour le transfert de produits

solides, pâteux ou boueux. La technologie utilisée pour ce transfert repose sur l’utilisation

d’une vis sans âme (ou spire). Celle-ci permet un convoyage efficace sur de nombreux

produits, avec des débits pouvant atteindre 200 m3/h. La spire utilisée est un élément

important dans la conception du convoyeur, elle permettra de remplir un certain nombre de

fonctions associées au simple convoyage. La vis peut être fabriquée de 2 façons :

Fabrication par secteurs soudés (assez fragile).

Fabrication par roulage à froid d'un profil (résistance à l'abrasion et aux efforts

mécaniques élevé)

Fig. I.9 convoyeur vis sans fin

I.10. Convoyeurs à air [3]

Convoyeurs utilisant un flux d'air orienté pour déplacer des charges légères. Une

chambre est mise sous pression par ventilateur centrifuge. L'une des parois de cette chambre

reçoit des ouïes au travers desquelles la pression statique de l'air (déplacement lent) se

convertit en pression dynamique (vitesse plus élevée). Utilisé entre autres pour le transport de

boite de boisson métallique ou bouteille plastique (PET).


10

Fig. I.10 Convoyeur à air

I.11. Convoyeurs vibrants et tubes vibrants [3]

Les convoyeurs vibrants et les tubes vibrants sont, à l’instar des cribles, des

dispositifs de transport qui permettent le transport de matériaux au moyen de vibrations

directionnelles. La conception et la structure exactes des convoyeurs vibrants et des tubes

vibrants sont adaptées à chaque cas d’application.

Les cas d’application classiques sont les suivants :

Transport

Dosage

Extraction sous silos

Les convoyeurs vibrants et les tubes vibrants présentent les avantages suivants :

Forme de construction compacte

Usure faible

Coûts d’exploitation faibles

Sécurité d’exploitation élevée

Les convoyeurs vibrants et les tubes vibrants peuvent être équipés de différents types

d’entraînements selon le type d’utilisation.


11

Fig. I.11 Convoyeur vibrant

I.12. Convoyeur à raclette [3]

Le convoyeur à raclette est un engin de transport continu dont l'organe de traction, est

une chaîne ou deux sans fin portant des raclettes. Lors du déplacement de la chaîne, les

raclettes accrochent la matière chargée et ka déplacent dans le couloir en tôle dans le sens du

mouvement de la chaîne

Les convoyeurs à raclettes se composent des éléments suivants :

Tète motrice

chaîne de traction

Raclettes

Etoile de retour

Dispositif de tension

Couloir du convoyeur

Fig. I.12 Convoyeur à raclette

Chapitre II

Chapitre II caractéristiques techniques des convoyeurs à bande

12

II.1. Bande [5]

Fonction : transporter le matériau de la queue jusqu’à la tête du convoyeur. Se

présente sous deux formes principales, plate et en auge.

Toute bande comporte deux faces [5]

La face externe, qui est en contact avec les matériaux transportés, et la face interne,

qui est en contact avec les rouleaux ou les tambours.

La courroie comporte aussi deux brins :

1a : Brin supérieur (ou brin porteur).

1b : Brin inférieur (ou brin de retour).

Fig. II .1.1 Types de supports de bande

Les éléments qui composent la bande (courroie) sont les suivants [5]

1c : Revêtement de protection de la face externe (contre l’abrasion, les piqûres, les

produits chimiques, la chaleur, etc.). Il peut aussi être construit de façon à obtenir un

grand coefficient de frottement entre la charge transportée et la courroie.

1d : Protecteur de la carcasse : sert, en option, dans des conditions extrêmes et est

généralement fait d’un matériau industriel tissé, placé, puis vulcanisé sur le dessus


13

(pour prévenir les impacts) ou sur le dessous (protection contre les abrasifs qui

adhèrent aux tambours) de la carcasse.

1e : Carcasse : élément flexible qui résiste à la tension. Elle peut être faite d’un

matériau industriel tissé ou de cordage d’acier ou d’une combinaison des deux.

1f : Revêtement de protection de la face interne (contre l’abrasion et le transfert des

forces de cisaillement pour entraîner la courroie et sa charge). Il assure l’adhérence de

la courroie au tambour moteur. Ce revêtement peut contenir du graphite afin de

faciliter le glissement de la courroie sur une sole.

Fig. II.1.2 Coupe transversale de la bande

II.2. Les tambours [6]

Fonction : entraîner la bande ou l’amener à changer de direction. Celui de contrainte,

il ramène le brin entrant ou sortant de la bande en ligne avec le brin de retour ou crée

l’angle d’enroulement voulu autour du tambour d’entraînement.

II.3. Brin Porteur [6]

Le brin porteur peut avoir pour soutien :

• Une batterie à rouleaux formés en auge

• Une batterie à rouleaux plats

• Un support de glissement


14

Batterie à trois rouleaux formés en auge [6]

Il est utilisé pour le transport de marchandises en vrac. La batterie à rouleaux en auge

offre une grande capacité, faible risque de perte de matières, et un guidage efficace de

la bande avec λ l’angle d’auge.

Fig. II.3.1 Batterie à trois rouleaux

Batteries à deux rouleaux [6]

En général, cette batterie n'est utilisée qu'en cas de largeurs de bandes inférieure s à

650 mm un angle d'auge supérieur à 25° n'est pas utile du fait des efforts exercés sur

la bande.

Fig. II.3.2 Batteries à deux rouleaux

II.4. Support de glissement [6]

Peut être utilisé pour le transport de charges individuelles ou de produits en vrac.

Le support de glissement peut être réalisé en acier, en tissu synthétique ou en bois dur

on utilise normalement, sur la face inférieure de la bande des bandes à faible

frottement en raison des forces de friction entre la bande et le support de glissement.


15

Fig. II.4 Support de glissement

II.5. Brin de retour [6]

Il est généralement soutenu par des batteries à rouleaux plats. Dans le cas de

transporteurs de grande longueur, il peut être utile d'employer des batteries à deux

rouleaux qui facilitent le guidage de la bande.

Pour le transport de matières collantes, on a recours à des rouleaux de retour pourvus

de rouleaux de support ou de revêtement en caoutchouc pour réduire l'accumulation

des matières dures sur les rouleaux.

Pour tenir compte du guidage de la bande, tant les rouleaux porteurs que les rouleaux

de retour ils doivent être réglables dans le sens de course de la bande.

Fig. II.5 batteries à rouleaux plats pour brin de retour

II.6. Système de tension [6]

Celui-ci a pour fonction de donner une précontrainte à bande devant assurer :

• L’entrainement de la bande par le tambour moteur dans toutes les conditions

d'utilisation.

• La réduction de la flexion de bande entre les rouleaux porteurs et les rouleaux de

retour.

D’après leur mode de fonctionnement, les systèmes de tension se divisent en deux

groupes principaux :

Système de tension fixe et système de tension auto-réglant.


16

Système d'auto-réglant [6]

Ce système maintient la précontrainte constante tout en assurant que la tension

admissible de la bande n’est pas dépassée.

La forme la plus couramment employée est celle d’un contre poids. Le meilleur effet

est normalement obtenu en plaçant le contrepoids à proximité du tambour moteur.

Fig. II.6.1 Système d'auto-réglant

Système de tension fixe [6]

La tension à vis est souvent employée pour les transporteurs de courte longueur à

charge modérée.

Fig. II.6.2 Système de tension fixe

La tension de vis n’est pas capable d'absorber tous les allongements momentanés qui

peuvent se produire en cas de variations de charges subites et pendant la phase

d’accélération. Aussi les installations ayant une distance entre axes supérieure à 50m

doivent-elles être munies d'un tendeur auto-réglant. Pour notre cas, on a un entre axes

de 12m ce qui explique le choix d'un système de tension fixe.


17

Ce système exige une surveillance constante et un réglage fréquent, principalement

lors de la mise en service d'une nouvelle bande.

II.7. Angles de talutage, d'éboulement et écoulement du produit [7]

Tab. II.1 : Fluidité en fonction de l’angle de talutage β

Très élevée Élevée Moyenne Faible Profil sur une

bande plate

Angle d'éboulement

0-19° 20-29° 30-34° 35-39° 40° et plus D’autres

Caractéristiques des produits

Dimensions uniformes, particules rondes, de très petite taille. Très humides ou très secs, tels que sable sec, silice, ciment, poussière de calcaire humide, etc.

Particules partiellement rondes, secs et lisses. Poids moyen comme par ex. céréales, graines et fèves.

Produit irrégulier, granulats de poids moyen, tels que par ex. anthracite, argile, etc.

Produits ordinaires, tels que par ex. charbon bitumineux et la plupart des minerais, etc.

Produits irréguliers, visqueux, fibreux dont l'état tend à se détériorer pendant la manutention, tels que par ex. copeaux de bois, produits dérivés de la canne à sucre, sable de fonderie, etc.

On peut inclure ici des produits présentant diverses caractéristiques.

Fig. II.7.1 Angle de talutage Fig. II.7.2 Angle de d’éboulement


18

II.8. Propriétés physiques des produits [7]

Le tableau 4 indique les propriétés physiques et chimiques des produits qu'il convient

de prendre en compte lors de l'étude d'un transporteur à bande.

Tab .II.2 : Propriétés physiques des produits

Type Masse volumique moyenne

[t/m 3]

Angle d'éboulement

Alumine 0,80-1,04 22°

Béton, blocs 2,08-2,40 -

Caoutchouc, récupération 0,40-0,48 32°

Charbon de bois 0,29-0,40 35°

Coke, en vrac 0,37-0,56 -

Copeaux d'acier 1,60-2,40 -

Minéral de fer 1,60-3,20 35°

Phosphate, extra-fin 0,816 45°

Sable sec 1,44-1,76 35°

Zinc, minerai, grillé 1,60 38°

II.9. Vitesses maximales conseillées [7]

A partir de données expérimentales, le tableau 5 indique les vitesses maximales

recommandées, compte tenu des caractéristiques physiques et de la granulométrie du

produit transporté, ainsi que de la largeur de la bande utilisée.

Tab. II.3 : Vitesses maximales conseillées

Granulométrie Dimensions max

Bande

largeur min Vitesse max.

Homogène Mélangé A B C D Jusqu’à [mm] Jusqu’à [mm] [mm] [m/s]

50 100 400 2.5 2 .3 2 1.65

75 150 500 125 200 650 3 2.75 2 .38 2 170 300 800 3.5 3.2 2.75 2.35 250 400 1000 4 3 .65 3.15 2.65


19

350 500 1200 400 600 1400

4.5 4 3.5 3 450 650 1600

500 700 1800 5 4.5 3.5 3

550 750 2000

600 800 2200 6 5 4.5 4

A - Produit léger glissant, non abrasif, masse volumique de 0.5 ÷ 1,0 t /m3

B - Produit non abrasif, granulométrie moyenne, masse volumique de 1.0 ÷ 1.5 t /m3

C - Produit moyennement abrasif et lourd, masse volumique de 1.5 ÷ 2 t /m3

D - Produit abrasif, lourd et présentant des arêtes aigües de plus de 2 t/m3 de masse

volumique

II.10. Largeur minimale de la bande [7]

Pour le calcul des dimensions de la bande, on doit tenir compte des valeurs minimales

de la largeur de la bande en fonction de sa charge de rupture et de l'inclinaison

des rouleaux latéraux, comme indiqué au tableau 6.

Tab II.4 : Largeur minimale de la bande en fonction de sa charge de rupture et de

l'inclinaison des rouleaux

Charge de rupture Largeur de la bande en fonction de λ

[N/mm] λ= 20-25° λ= 30-35° λ= 45°

(mm)

250 400

315 400 400 450

400 400 400 450

500 450 450 500

630 500 500 600

800 500 600 650

1000 600 650 800

1250 600 800 1000

1600 600 800 1000


20

Fig. II.8 Largeur de la bande en fonction de la charge de rupture

II.11. Débit-volume [7]

On obtient le débit volumétrique de la bande à l'aide de la formule suivante :

MIvqs m h⁄

(II.1)

Iv : capacité de charge de la bande (débit massique) [ ⁄ ]

qs : masse volumique du produit

Avec stations-supports en auge à 3 rouleaux v = 1 m/s

Fig. II.9 Supports en auge à 3 rouleaux


21

Tab. II.5 : Débit-volumique avec stations-supports en auge à 3 rouleaux

V = 1 m/s

Largeur de la

bande

Angle de

talutage IVT [m3/h]

[mm] β λ = 20° λ = 25° λ = 30° λ = 35° λ = 45°

300

5° 13.3 15.1 17.2 18.7 21.6

10° 16.9 18.7 20.5 21.6 24.4

20° 24.4 26.2 27.7 28.8 30.6

25° 27.7 30.2 31.6 32.7 33.8

30° 33.4 34.9 36 36.3 37.8

400

5° 28 32.4 36.6 39.6 37.8

10° 35.2 29.2 43 .2 45.3 51.4

20° 50.4 54.3 57.2 59.4 66.3

25° 56.8 62.2 65.1 66.6 69.8

30° 67.7 70.9 73.4 74.5 70.0

500

5° 47.8 55.8 62.6 68.0 78.4

10° 60.1 67.3 73.4 78.4 87.4

20° 85.3 91.8 97.2 101.1 106.9

25° 96.1 104 .7 109.8 112.6 117.7

30° 114.1 119.1 123.8 126.0 129.6

1000

5° 227.1 263.8 296.2 322.9 368.6

10° 281.1 315.3 345.6 368.6 408.6

20° 394.9 425.5 450.7 496.8 494.6

25° 444.9 483.8 506.5 522.0 541.0

30° 523.4 548.6 569.1 580.6 594.0

Chapitre III

Chapitre III calcul cinématique de l’ensemble réducteur convoyeur

22

III.1. Éléments mobiles de transmission d’énergie [5]

Fonction : produire et transmettre l’énergie nécessaire au tambour d’entraînement afin de

mouvoir ou de retenir la courroie. Plusieurs configurations sont utilisées.

Système de transmission à haute puissance qui comprend :

6a1 moteur

6a2 accouplement moteur réducteur

6a3 réducteur

6a4 accouplement réducteur tambour d’entraînement

4a tambour d’entraînement

Fig.III.1.1Système de transmission à haute puissance

Système de transmission à faible puissance qui comprend :

6b1 moteur

6b2 poulie motrice en « V »

6b3 courroies en « V »

6b4 poulie en « V » mue

6b5 réducteur

6b6 pignon

6b7 chaîne à rouleaux

6b8 roue dentée

4a tambour d’entraînement


23

Fig.III.1.2 Système de transmission à faible puissance

D’autres configurations sont aussi possibles (notamment l’utilisation de coupleurs ou de

moteurs hydrauliques).

Un frein peut être intégré aux éléments mobiles de transmission d’énergie si c’est nécessaire

lorsque le convoyeur est en montée ou en descente.

Dans mon sujet nous chosions le système de transmission à haut puissance [5]

fig.III.1.3 schéma du convoyeur à bande


24

Calcul du nombre de tour du convoyeur [9]

V ω. R . (III.1)

Avec

V : vitesse du convoyeur V= 2m/s (voir Tab II.1)

: vitesse angulaire rd/s

d : diamètre du tambour du convoyeur

: Nombre de tour

N.

π. (III.2)

N2.60π. 0.4

95.50tr/min

Calcul de la longueur de la bande du convoyeur [9]

La longueur de la bande du convoyeur est égale à :

L 2 (III.3)

L 2.452. 0.4 0.5

0.5 0.44.45

91.41

Avec A : entraxe

d1 et d2 : diamètres des tambours menant et menée


25

L’aire de la section ʺ Sʺ du produit transporté [7]

Fig.III .4 L’aire de la section du produit transporté

S m ] (III.4)

lvt : volume transporté à une vitesse de 1 ⁄

Dans notre cas pour λ angle d’auge égale à 35° et un angle de talutage β= 25° et suivant le tableau Tab. II.7 on a Ivt =522 [m3/h]

On a S 5223600

0,145m2

Masse linéique du produit [7]

q, .

Kg m⁄ (III.5)

qG : poids du produit par métré linéaire

Iv : débit massique ⁄ = 1000 [t/h] (voir Tab II.2)

V : vitesse de la bande ⁄

q10003,6.2

138,88 Kg m⁄

Débit volumique IM [7]

IM m h⁄ (III.6)

Iv : (débit massique) [ ⁄ ]

qs : masse volumique du produit

La valeur moyenne de la masse volumique du minerai de fer qs = 2,4 t/m3


26

IM10002,4

416,66m h⁄

La force utile [11]

. . (III.7)

Fig.III.7.1 convoyeur à bande horizontale

Avec :

m : Masse des produits transportés sur toute la longueur du convoyeur (charge totale) (kg)

mB : Masse de la bande (kg)

mR : Masse de tous les tambours rotatifs, sauf pour le tambour d'entraînement (kg)

Les propriétés de masse du tambour de renvoie sont fournies par le logiciel de CAO SOLIDWORKS

Propriétés de masse de tambour

Fig.III.7.2schéma du Tambour


27

Système de coordonnées de sortie :

Densité = 0.01 grammes par millimètre cube

mR = 248,5 Kg

Axes d'inertie principaux et moments d'inertie principaux:(grammes * millimètres carrés)

Pris au centre de gravité.

Ix = (1.00, 0.00, 0.00) Px = 8429528536.67

Iy = (0.00, 0.00, -1.00) Py = 37633356367.62

Iz = (0.00, 1.00, 0.00) Pz = 37633356367.62

m : Masse des produits transportés sur toute la longueur du convoyeur (charge totale) (kg)

m = qG.A =138,88 *45= 6249,6kg

mB: Masse de la bande . 16. 91,41= 1462,56 kg

: Coefficient de frottement entre tambour et bande ( 0,33) [10]

F μ . g. m m m 0,33.9,81. 6249,6 1462,56 248,5 25772 N

F 225772 N

Le rendement de roulement et engrenage [11]

Tableau.III.1 : Rendements de quelques couples de frottement

Couples de frottement Rendement

Engrenage cylindrique 0, 97…... 0 ,99

Transmission par courroies trapézoïdales 0,94………0 ,97

Paire de roulements 0,99…….0,995

3. 2 0.99 3. 0.97 2 ≅ 0.91 (III.8)

: Rendement de roulementrη

: Rendement d’engrenage eη


28

La puissance de moteur [10]

P .

. (III.9)

F : La force utile

: Rendement de la machine

: vitesse de la bande V= 2 m/s

P25772.20,91.1000

56.64kw

On choisit un moteur électrique dont les caractéristiques sont les suivants :

P = 63 kW,N = 1500 tr / min (voir Tableau 1 dans l’annexe)

Le rapport de transmission [10]

r,

15,71 (III.10)

1 115.71

0,06

On choisie .

√

√ 0,06 0,25

: Rapport de transmission du premier engrènement

: Rapport de transmission du deuxième engrènement

Calcul des moments de torsion transmis par les arbres

M (III.11)

Avec . , .

rd/s

PM =63 KW

63157

0,40KN.m 400N.m

0,400,25

1,6KN.m 1600N.m

III.12. Détermination du module normal des roues dentées [11]


29

III.12.1Calcul des roues coniques

III.12.1.1. Calcul du diamètre primitif du pignon conique sur le cône frontal extérieur :

En utilisant la relation de calcul de la sollicitation hertzienne [11], on va dimensionner le

diamètre primitif du pignon sur le cône frontal moyen, dm1

d. . . .

.. .

. . .

(III.12)

Où

Mt : moment de torsion à l’arbre du pignon. Mt =Mt1= 400.103 N.mm

KA : facteur de la charge dynamique extérieure. Il dépend de la nature du moteur et

de la nature de la machine de travail. KA=1pour des réducteurs d’utilisation générale.

KV : facteur dynamique intérieur. Pour le pré-dimensionnement, on prend KV=1,15

KHβ : acteur de la répartition longitudinale de la charge pour la sollicitation hertzienne.

On prend KHβ= 1 ,35 pour le dimensionnement préliminaire.

ѰRm : coefficient de largeur :Ѱ 0,3…0,35

avec

b :largeur de la roue conique,

Rm : longueur moyenne de la génératrice du cône primitif.

- le rapport des nombres des dents. Pour les engrenages de type réducteur

u = 4sa valeur a été déterminée au point 1.2.

ZM : facteur de matériau. 271 ⁄ Pour les engrenages composés par des roues en

acier.

ZH : facteur du point de roulement. Pour le pré-dimensionnement, on prend ZH = 1, 77

ϬH lim : effort unitaire limite pour la sollicitation hertzienne. Il dépend de la nature du matériau

du pignon et du traitement thermique ou thermochimique appliqué (Voir Tableau 2 dans

l’annexe)

SH : facteur de sûreté pour la sollicitation hertzienne. On peut utiliser la valeur minimale

SH= 1, 5pour le dimensionnement préliminaire.

KHN : facteur ber de cycles de sollicitation pour le soda nom licitation hertzienne.

KHN= 1pour les engrenages conçus pour une durée de fonctionnement illimitée.


30

ZR : facteur de rugosité. Sa valeur préliminaire est ZR =1

ZW : facteur du rapport de la dureté des flancs.ZW= 1 pour le dimensionnement préliminaire.

d4.400. 10 . 1.1,15.1,35

0,325.4.271.1,77

,. 1.1.1

123,80mm

On calcule le diamètre primitif du pignon sur le cône frontal extérieur d1 :

d1≥dm1. (1+0,5. ѰRm) =123,80. (1+0,5.0, 325) =143,92 mm

d1 doit être un nombre entier et doit vérifier la condition d1 = m.Z1

III.12.1.2. Calcul du module sur le cône frontal extérieur [11]

On va dimensionner le module sur le cône médian mm sur base de l’expression de l’effort au

pied de la dent.

On obtient la relation [11] :

m . . . . . . .

Ѱ . . .

(III.13)

Où :

KA : facteur de la charge dynamique extérieure. Il dépend de la nature du moteur et de la

nature de la machine de travail. KA= 1pour des réducteurs d’utilisation générale.

KV : facteur dynamique intérieur. Pour le pré-dimensionnement, on prend KV= 1,15.

KFβ : facteur de l’arctation longitudinale de la charge au pied de la dent .KFβ= 1 ,35pour le

pré-dimensionnement.

Kα : facteur de la répartition frontale de la charge Kα=1pour le pré-dimensionnement.

YF : Facteur de forme. On prend de manière approximative YF =2,25 pour le

dimensionnement préliminaire.

δ1 : Demi-angle du sommet du cône primitif du pignon. Il est donné par l’expression

Suivante :

tgδsin Σ

i cos Σ

Où :l’angle entre les axes des roues qui composent le couple conique.

On utilise fréquemment des engrenages coniques orthogonaux ( 90° d’où :

δ arctg1i

arctg14

14°

δ 90° δ 76°


31

ϬF lim : effort unitaire de la sollicitation du pied de la dent du matériau du pignon

(Voir Tableau 2 dans l’annexe)

SF : facteur de sûreté pour la sollicitation au pied de la dent. SF= 2 pour le pré-

dimensionnement

KFN : facteur du nombre de cycles de sollicitation au pied de la dent. On prend

KFN= 1pour les engrenages conçus pour une durée de fonctionnement illimitée.

YS : facteur de concentration des contraintes. Sa valeur préliminaire est YS = 1

YFx : facteur dimensionnel. On prend YFx= 1pour le dimensionnement préliminaire.

4.400. 10 . 1. 1,15. 1,35.1.2,25. sin 14°

0,325. 123,80 . 1.1.11,99

On détermine le module sur le cône frontal extérieur m :

m = mm (1+ 0,5ΨRm) = 1,99. (1+0,5. 0,325)=2,31

On choisit le module parmi les modules normalisés du tableau 3 dans l’annexe

m doit vérifier la condition d1 = m.Z1donc m = d1/Z1= 143,92/18 = 7,99

On choisit m = 8

III.12.2. Calcul des roues cylindrique [11]

III.12.2.1. Détermination de l’entraxe a

En utilisant la relation de calcul de la sollicitation hertzienne pour le dimensionnement, on

obtient la distance minimale entre les axes conformément à la relation [11] :

a 1 u

. ..

. (III.14)

Où : u rapport des nombres de dents (u >1)

Pour les engrenages réducteurs u ,

4 (rapport de transmission).

KA : facteur de la charge dynamique extérieure. Il dépend de la nature du moteur et du

récepteur. KA=1pour les réducteurs d’utilisation générale.

KV : facteur dynamique intérieur On prend KV= 1 ,1 pour le dimensionnement préliminaire.

KHβ : facteur de la répartition longitudinale de la charge pour la sollicitation hertzienne.

On prend KHβ= 1 ,15pour le dimensionnement préliminaire.


32

Mt : moment de torsion à l’arbre du pignon. Mt=Mt2=1600.103 N.mm

Ψa : Coefficient de largeur défini parΨa

b = k .m

8 10 On prend k = 9

a m z z

2

Ψ2km

m z z2k

z z

Tableau.III.2 Nombre minimal de dents z1recommandé pour le pignon

u 1 2 3 4 5 6 ,3

z1 18……40 15……30 12……23 10……18 8……14 6……14

On a i = z1/z2 = 1/u = 0,25doncu= 4onchoisit du tableau …. z1= 18 doncz2=z1/i =72

Ψ2k

z z

2.918 72

1890

0,2

ZM : facteur de matériau. 0,35

Pour les aciers E module de Young E= 2,1.105 N/mm2

0,35 0,35.2,1. 10 271 /

ZH : facteur du point de roulement. ZH= 1,77 au dimensionnement préliminaire.

Zε : facteur de la longueur de contact. Pour le pré dimensionnement Zε=1

ϬH lim : effort unitaire limite à la sollicitation hertzienne.

Le matériau choisi pour les roues dentées est : le 41Cr4 avec amélioration donc

HB= 240 340 (voir tableau 2 dans l’annexe)

On choisit la valeur moyenne HB 290

HB=290N/mm2

ϬH lim = 1,8 HB+ 200 = 1,8 (290) + 200= 722 N/mm2

ϬH lim= 722 N/mm2

SH : facteur de sûreté par rapport à la sollicitation hertzienne. On utilise la valeur

minimale SH= 1, 25 pour le dimensionnement préliminaire.

KHN : facteur du nombre de cycles de sollicitation pour la sollicitation hertzienne.

KHN= 1dans le cas des engrenages ayant une durée de fonctionnement illimité.


33

ZR : facteur de rugosité ZR= 1pour le dimensionnement préliminaire.

Zw : facteur du rapport de la dureté des flancs. La valeur utilisée pour le dimensionnement est

Zw=1. [11]

1 41.1,1.1,15.1600. 10

2.4.0,2.

271.1,77.1

, .1.1.1

461,27

477,8mm

- La valeur minimale nécessaire du module normal de la denture des roues découle de la

condition de résistance à la fatigue au pied de la dent. On utilise la relation suivante :

m

. . .

(III.15)

Où

Mt : moment de torsion à l’arbre du pignon =1440 N.m

KFα : facteur de répartition frontale de la charge. Sa valeur préliminaire est KFα=1

KFβ : facteur de répartition longitudinale de la charge pour la sollicitation au pied de

la dent. KFβ=1.15pour le dimensionnement préliminaire.

YF : facteur de forme. On prend de manière approximative YF= 2 ,25pour le dimensionnement

préliminaire.

a : entraxe ou distance entre les axes des roues. On utilise la valeur normalisée choisie au

point a.

σFlim : effort unitaire limite (tension) pour la sollicitation à la fatigue au pied de la dent, c’est

une caractéristique du matériau du pignon (voire tableaux 2 dans l’annexe)

σFlim=0,4HB+155=0,4(290) +155=271 N/mm2

SF : facteur de sûreté pour la sollicitation au pied de la dent. On utilise la valeur

Minimale SF =1,5pour le dimensionnement préliminaire.

KFN : facteur du nombre de cycles de sollicitation au pied de la dent. On

Prend KFN=1 pour une durée illimitée de fonctionnement des engrenages.


34

YS : facteur de concentration des contraintes .YS=1 pour le dimensionnement préliminaire.

YFx : facteur dimensionnel. Sa valeur préliminaire est YFx =1.

les valeurs de (Ψa , KV , KA) seront les mêmes que celles utilisées au point précédent (point a).

La valeur calculée pour le module m est également normalisée (voire tableaux 2 de l’annexe).

Si la valeur calculée m est inférieure à 1 mm, on prend m= 1mm. En principe, on choisit dans

les normes la valeur immédiatement supérieure à la valeur calculée du module normal.

On peut utiliser aussi la valeur normalisée immédiatement inférieure à celle calculée si la

différence entre les deux est inférieure à 5% de la valeur normalisée. [11]

m1600. 10 1 4 . 1.1,1.1.1,15.2,25

0,2. 477,8 .,. 1.1.1

2,76

m 2,76

Le choix du module normalisé (voir Tableau 3.dans l’annexe)

A condition que l’entraxe a ≥ 477,8 mm

2. az z

2.477,818 72

10,61

On choisit m = 12

III.13. Caractéristiques d’un engrenage à axes perpendiculaires [12]

Deux roues coniques n’engrènent correctement si les modules sont égaux et si les cônes

primitifs ont é la fois une génératrice commune et leurs sommets confondus.


35

Fig.III.13 Engrenage à axes perpendiculaires

Deux roues coniques n’engrènent correctement si les modules sont égaux et si les cônes

primitifs ont é la fois une génératrice commune et leurs sommets confondus.

Désignation Symbole Formule Pignon Roue

Module (sur le

cône

complémentaire

m Déterminé par la résistance des

matériaux et choisi parmi les

modules normalisés

8 8

Nombre de dents z Détermine à partir du rapport

des vitesses angulaires

7218

18 72

Largeur de

denture

b Pour des raisons de taillage :

83,08 110,78

On choisie b=97

Diamètres

primitifs

d d1= m. z1 d2= m. z2 144 576

Angles primitifs δ tan δ

tan δ δ =14,

04

δ =75,

96

saillie ha ha = m 8 8


36

III.14. Caractéristiques d’une roue à denture droite normale (α=200) [12]

Fig.III.14 Cylindres primitifs de fonctionnement

Creux hf hf= 1,25m 10 10

Hauteur de dent h h = ha + hf= 2,25m 18 18

Diamètre de tête da da1= d1+

2m cosδ1

da2= d2+ 2m

cosδ2

159,52 580,14

Diamètre de pied df df1 = d1 –

2 ,5mcos δ1

df2 = d2-2 ,5m

cosδ2

124,6 570 ,8

Angle de saillie θa

Avec ,

. ,=

332.33

t,

1,38°

Angle de creux θf 1,72°

Angle de tête δa δa1= δ1+θa δa2= δ2+θa 15,42° 77,68°

Angle de pied δf δf1 = δ1- θf δf2 = δ2-θf 12,66° 74,24°


37

Désignation Symb

ole

Formule Pignon Roue

Module m Déterminé par la résistance des

matériaux et choisi dans les modules

normalisés

12 12

Nombre de dents

z Déterminé à partir des rapports des vitesses angulaires

7218

4

18 72

Pas p P=m. π 37,68 37,68

Saillie ha ha= m 12 12

Creux hf hf=1,25m 15 15

Hauteur de

dent

h h= ha+ hf=2,25m 27 27

Diamètre

primitif

d d=m .z 216 864

Diamètre

de tête

da da= d+2m 240 888

Diamètre

de pied

df df = d-2,25m 189 837

Largeur de

denture

b b=k .m (k valeur à se fixer fréquemment

on choisit entre 6et 10)

96 96

Entraxe de

deux roues

a

2.2

.2

2

540

Chapitre IV

Chapitre IV Analyse du tambour

38

IV .1. Cylindre soumis à une rotation uniforme (effet de l’inertie) [13]

Loi de comportement

Dans le cas de problémes axisymétrques , la relation générale contraintes

déformation, s’écrit :

1 ν 1 2ν

1 ν ν νν 1 ν νν ν 1 ν

1 2ν2

Fig.IV.1Etat de contraintes d’un volume élémentaire en coordonnées cylindriques

(IV.1)

Equations d’équilibre en coordonnées cylindriques , les équations d’équilibre

s’écrivent :

10

(IV.2)

1 20

(IV.3)

1 20

(IV.4)

Dans le cas d’un chargement de révolution d’axe ez , la contrainte tangentielle ƟƟ ne

varie pas dans la direction eƟz et les composantes de cisaillement rƟ et z sont


39

nulles du faite de la réciprocité des cisaillements. Dans ces conditions, les équations

d’équilibre se réduisent à : [13]

0 (IV.5)

0 (IV.6)

IV .1. 1Etude des cylindres sans effet de fond [13]

Dans cette configuration de la Fig .IV.1, le chargement selon ez est nul, et compte

tenu des résultats précédents concernant les problèmes axisymétriques.

Le système des deux équations (IV.5) et (IV.6) devient :

0 (IV.5’)

On notera , , ,

Les équations cinématiques ont la forme : [13]

(IV.7)

La solution de l’équation différentielle sans le second membre

1

(IV.9)

La solution générale de cette équation est :

(IV.10)

(IV.8)


40

Avec C1 et C2 des constantes d’intégration.

IV .2. Cylindre creux d’épaisseur uniforme en rotation [13]

Lorsqu’un cylindre tourne à vitesse constante autour de son axe, les effets

dynamiques peuvent être considérés dans un repère mobile lié au Cylindre, comme

des forces centrifuges s’exerçant partout dans la masse de ce cylindre. Ces forces de

volume sont axisymétriques et sont d’intensité en(N/m3) avec ρ masse

volumique du matériau.

Compte tenu de la symétrie du corps, les contraintes ne varient pas selon la direction

longitudinale, elles sont axisymétriques et ne dépendent que de la coordonnée.

Les équations d’équilibre se réduisent à l’équation suivante :

Comme précédemment, en combinant, le déplacement radial u(r) est solution de

l’équation différentielle :

(IV.11)

Fig. IV.2Effet de l’inertie


41

1 1 ν

(IV.12)

À la solution générale (IV.10) de l’équation sans second membre, on ajoute la

solution particulière :

(IV.13)

Et la solution complète est :

(IV.14)

A partir des 4 équations (IV.7, IV.8, IV.9, IV.10)

Les contraintes sont données par :

(IV.15)

(IV.16)

Pour ce type de cylindre de rayons a et b, les conditions aux limites sont les suivantes:

0

0

et en appliquant ces conditions aux équations précédente son obtient : [13]

3 νρω b8

ab

1rb

ar

(IV.17)

3 νρω b8

ab

11 3ν3 ν

rb

ar

(IV.18)


42

3 ν 1 νρω b r8E

ab

11 ν3 ν

rb

1 ν1 ν

ar

(IV.19)

IV .3. Application numérique :

Rayon extérieur du cylindre (tambour)a = 200 mm

Rayon intérieur du cylindre (tambour) b = a – e = 200 -14 =186 mm

Avec e : épaisseur de la coque du tambour

Longueur du cylindre L = 1000 mm

Le matériau utilisé pour le tambour est un acier allié dont les caractéristiques sont :

Le coefficient de Poison ν = 0,28

Le module de Young E = 2,1.105Mpa

La masse volumique ρ =7700 Kg/m3= 7,7 10-6Kg/mm3

Vitesse de rotation du tambour ω = π.N/30= 3,14.95, 5/30≈10 rd/s

, . ,

, . , ,

, . . , , . , .


43

Fig. IV.3 Courbe de contrainte radiale en fonction du rayon r

Les contraintes radiales se progressent à niveau max lorsqu’elles se trouvent au milieu

de rayon, elles commencent à se trouver dans une situation de dégradation jusqu’ au

niveau bas.

Fig. IV.4 Courbe de contrainte la tangentielle en fonction du rayon r

La valeur maximale de la contrainte tangentielle lorsque le rayon est égale 186 mm,

est elle se diminue par rapport au rayon 200 mm.

‐0,01

0

0,01

0,02

0,03

0,04

0,05

0,06

0,07

184 186 188 190 192 194 196 198 200 202

σr

26,5

27

27,5

28

28,5

29

29,5

30

184 186 188 190 192 194 196 198 200 202

σƟ MPa

r mm

r mm

MPa


44

Fig. IV.5 Courbe du déplacement en fonction du rayon r

La valeur maximale du déplacement lorsque le rayon est égale 186 mm, est elle se

diminue par rapport au rayon 200 mm.

Tableaux IV.1 Contraintes et déplacement en fonction du rayon du tambour

r Ur

186 ‐0,00219536 29,7487584 0,00014136

187 0,01457724 29,5500022 0,00014039

188 0,02860241 29,3530178 0,00013944

189 0,03992495 29,1577602 0,0001385

190 0,04858849 28,9641858 0,00013757

191 0,0546355 28,7722521 0,00013665

192 0,05810737 28,5819178 0,00013574

193 0,05904441 28,3931425 0,00013484

194 0,05748589 28,2058871 0,00013395

195 0,05347009 28,0201131 0,00013308

196 0,04703429 27,8357833 0,00013221

197 0,03821485 27,6528614 0,00013135

198 0,02704721 27,4713119 0,0001305

199 0,01356591 27,2911003 0,00012967

200 ‐0,00219536 27,1121929 0,00012884

0,000128

0,00013

0,000132

0,000134

0,000136

0,000138

0,00014

0,000142

184 186 188 190 192 194 196 198 200 202

Ur mm

r mm


45

IV.4 Effet de la pression de la bande sur le tambour [14]

Les forces de tension sur les deux brins de la bande enroulée autour du tambour sont

calculées à partir de la force utile calculée au chapitre III. La distribution radiale des

forces normales et de frottement résultant dépend du coefficient de frottement de la

bande sur la surface du tambour, qui est inconnu et difficile à estimer car il dépend de

nombreux paramètres, tels que l'humidité, la température et l'état de surface.

Une valeur assez typique du coefficient de frottement est μ = 0,33. Dans ce cas, le

rapport des tensions est donné par la formule d’Euler :

Fig .IV.6 Répartition de la tension dans la bande pendant un cycle

FF

e .

(IV.20)

µ : coefficient de frottement entre la bande en caoutchouc et le tambour en acier

µ = 0,33

α : angle d’enroulement de la bande sur le tambour α = π

F F F (IV.21)

F e . . F (IV.22)

De (IV.23) et (IV.24) on a :

F e . . F F

FF

e . 1

F F F


46

F225772e , . 1

124,153kN

F 124153,80 225772 349,925kN

La répartition de la pression dans la direction axiale du tambour comprend trois

modèles. Le classique et simple modèle est la distribution uniforme de la pression

entre la bande et le tambour. Des modèles alternatifs ont été utilisés, tels que linéaire

ou parabolique. En supposant un système de coordonnées cylindriques (r, α, z) avec le

centre, le centre du tambour la pression est résumé dans le tab .IV.2. La somme de

toutes les charges agissant sur la surface de contact doit être égale à toutes les forces

agissant sur le cylindre. [14]

Tab. IV.2 distribution de la pression à l’entrée et la sortie de l’enroulement de bande

sur le tambour

P (α, z) Entrée Sortie Uniforme F . 180

L . r. π F

180. e .

π. L . r

Linéaire A. z

F . 180L . r. π

A. z F180. e .

π. L . r

Parabolique B. z C

F . 180L . r. π

B. z C F180. e .

π. L . r

pF . 180L . r. π

p F180. e .

π. L . r

L’angle d’enroulement α = π

Lb : Largeur de la bande

p349925.1801000.200. π

100.26N/mm

Fig .IV.7 L’effet de pression de la bande sur le tambour


47

p 124153.180. e ,

π. 1000.20035,52N/mm

Calcul de la contrainte radiale totale à l’entrée et la sortie de l’enroulement.

En Elasticité linéaire on peut utiliser le principe de superposition des deux effets

d’inertie et de pression, on a :

‐ A l’entrée :

0,00219N/mm Voir Tableaux IV.1

0,00219 100,26 100,25N/mm

‐ A la sortie :

0,00219 35,52 35,51N/mm

IV.4.1Contraintes équivalentes de Von Mises [14]

Le critère de Von Mises est basé sur la théorie de Mises-Hencky, connue aussi

sous le nom de la théorie de l'énergie de distorsion maximale.

En utilisant les contraintes principales , et , la contrainte de Von Mises s'exprime

comme suit :

1 2

22 3

21 3

2

2

1 2⁄

Le tenseur des contraintes dans notre cas est :

σ 0 00 σθ 00 0 0

σ 0 00 σ2 00 0 σ3


48

Les contraintes principales :

100,25N/mm (à l’entrée de l’enroulement)

35,51N/mm (à la sortie de l’enroulement)

27,11N/mm (à l’entrée de l’enroulement)

27,11N/mm (à la sortie de l’enroulement)

Donc les contraintes équivalentes de Von Mises sont : [14]

A l’entrée :

0 0

2

⁄

100,25 27,11 2 27,11 0 2 100,25 0 2

2

1 2⁄

89,82 /

A la sortie :

0 0

2

⁄

35,51 27,11 2 27,11 0 2 35,51 0 2

2

1 2⁄

32,14 /


49

IV .5Résistance de la bande à la traction [15]

IV .5.1 Détermination de l’effort de traction dans bande

Etudions l’équilibre d’un élément de la bande

‐ S : représente la force centrifuge

‐ F : la force de tension

‐ N : la force de pression

‐ : la force de frotement

( a)

Où V est la vitesse de la bande.

16 / : Masse linéique de la bande

La somme des forces radiales donne : [15]

Ignorant les termes d'ordres supérieurs, nous avons

(b)

La somme des forces tangentielles donne :

À partir des équations (a) et (b), on obtient

Or

Fig. IV.8Interaction d'un élément infinitésim bande en contactavec le tambour.


50

La solution de cette équation différentielle linéaire du premier ordre et non homogène est :

.

Où A est une constante qui dépend des conditions aux limites de l’enroulement de la

bande.

À θ = 0, F = F2qui donne

La solution est

.

A la fin de l'angle d'enroulement φ, du brin tendu

.

Dans notre cas l'angle d'enroulement φ ≈ π

124153 . , . . , . . , .

, .

La section de la bande est donnée par :

D’après le Tab. II.2 la bande est de type Treille Borg 1000 RTP 400 dont les

caractéristiques sont :

Largeur lb = 1m =1000 mm et d’épaisseur eb = 8 mm, et de longueur L = 91,41 m

La tension à la rupture Frup = 1600 N/mm (voir Tab 4 Annexe)

La force maximale de traction par unité de largeur de la bande est donnée par :

, ., ⁄

Condition de résistance :

S : coefficient de sécurité = 4

,,

La résistance est vérifiée

Chapitre V

Chapitre V Calcul numérique des contraintes et des déplacement du tambour

51

V.1. Introduction

SOLIDWORKSSIMULATION a d'abord été commercialisé sous le nom

COSMOS/WORKS puis COSMOSWORKS avant de devenir SOLIDWORKS

SIMULATION en 2008. Le logiciel a été développé par Structural Research and Analysis

Corporation (SRAC), et la première version a été disponible dans Solid Works 1995. Le 30

mars 2001, SRAC a été racheté par Dassault Systèmes, qui avait auparavant racheté Solid

Works Corp. en 1997. De ce fait, COSMOS Works est devenu un produit Solid Works à part

entière et non plus un produit partenaire.

Solid Works Simulation est un logiciel de calcul par éléments finis intégré à Solid

Works. Il utilise les fichiers pièces et assemblages auxquels il intègre des études dans chacune

desquelles sont définis les matériaux, les chargements, les conditions aux limites ainsi que les

paramètres de maillage et d'analyse. Les résultats sont contenus dans un fichier portant

l'extension CWR.

V.2. Matériaux

Les caractéristiques de tambour est fournie par COSMOSWORKS


52

No. Nom de la

pièce Matériaux

Masse

Volumique

Kg/mm3

Coefficient

de

POISSON

Module de

YOUNG

MPa

1 tambour-1 [SW]Acier

allié 7,7 10-6 0,28 2,1.105

V.3. Informations sur les chargements et les déplacements imposés :


53

Déplacement imposé

Déplacement imposé1 <tambour> 2 Faces fixes.

Chargements

Pression sur tambour

sur 2 Face(s) avec pression 1e+006

N/m^2 le long de la normale à la

face sélectionnée en utilisant

l'équation 1.042 + 0x + 2.825y +

0xy + 0x^2 + 3.57y^2 selon le

système de coordonnées o

Chargement séquentiel

Force centrifuge

Rotation à vitesse constante

Centrifuge selon Face< 1 > avec

Unité de vitesse angulaire-10 rad/s

et accélération angulaire0 rad/s^2 Chargement séquentiel

V.4. Propriété d'étude


54

Informations sur le maillage

Type de maillage : Maillage volumique

Meilleur utilisé : Standard

Transition automatique : Désactivé(e)

Maillage lissé : Activé(e)

Vérif. du Jacobien: 4 Points

Taille de l’élément : 27.149 mm

Tolérance : 1.3574 mm

Qualité : Haute

Nombre d’éléments : 11912

Nombre de nœuds : 23795

Durée de création du maillage (hh;mm;ss): 00:00:55

Informations sur le solveur

Qualité : Haute

Type de solveur : FFEPlus

Option : Effets thermiques inclus

Option thermique : Température sur le modèle

Option thermique : Température de référence à déformation

nulle : 298 Kelvin


55

V.5. Résultats

Nom Type Min Emplacement Max Emplacement

Contraintes1

VON:

contrainte de

Von Mises

1.97864

N/mm^2

(MPa)

Nœud:

2168

(-20 mm,

-173.205

mm,

-100 mm)

101.812

N/mm^2

(MPa)

Nœud: 5637

(891.857

mm,

185.48 mm,

13.8998

mm)

Déplacements1

URES:

Déplacement

résultant

0 m

Nœud:

312

(960 mm,

-50 mm,

-9.18455e-

015 mm)

0.000570256

m

Nœud:

23504

(486.643

mm,

159.876

mm,

-107.376

mm)

Déformations1

ESTRN:

Déformation

équivalente

8.40462e-

006

Elément:

10985

(970 mm,

-160.559

mm,

-100.179

mm)

0.000360345

Elément:

3359

(950.612

mm,

50.7869

mm,

16.0515

mm)


56

Etat de contrainte

Contrainte max = 101,81 MPa

Etat de déplacement

Déplacement max = 5,70.10-1 mm


57

Etat de déformation

Déformation max =3,603.10-4

Conclusion générale

58

Conclusion générale

Les informations fournies par ARCELORMITTAL BOUKHADRA-TEBESSA tel que le

débit de minerai transporté par le convoyeur et la vitesse de déplacement de la bande, nous ont

permis de calculer la puissance nécessaire pour notre convoyeur, le choix du moteur, et le

dimensionnement du réducteur. La théorie d’élasticité des cylindres creux en rotation uniforme

nous a permis de déterminer l’état de contraintes du tambour par la superposition des effets de force

d’inertie du tambour et la force de pression de la bande sur le tambour et de calculer les contraintes

équivalentes de Von Mises à l’entrée et la sortie de l’enroulement de la bande sur le tambour.

On a constaté que les résultats obtenus par la théorie et celles obtenus par le logiciel

COSMOSWORKS ne sont pas identiques. On a enregistré une petite différence de calcul de valeur

au niveau de la contrainte et le déplacement

Il ne faut pas baser les décisions de conceptions uniquement sur les données présentées dans le

rapport de simulation de COSMOSWORKS. On doit utiliser ces résultats en conjonction avec des

données expérimentales et l’expérience pratique. Des tests réels sont indispensables pour valider le

produit final. COSMOS Works permet de réduire la durée de conception de nos produits en

diminuant le nombre de tests réels.

Bibliographie

[1] : H. BREIDENBACH, Conveyor Belt Technique Design and Calculation,

NETHERLANDS

[2]: A. BELHAMRA, Amélioration des conditions d’exploitation des convoyeurs à

bande, université d’ANNABA, Thèse DOCTORAT D’ETAT

[3]: Site internet : fr.wikipedia.org/wiki/Convoyeur

[4]: Documents d’ARCELORMITTAL BOUKHADRA-TEBESSA

[5]: S. MASSE, Sécurité des convoyeurs à courroie, QUEBEC, IRSST, 2004

[6] : S. RAJI, Etude et dimensionnement d'un système de manutention mécanique du

ciment, université du FES Thèse de MASTER

[7] : Informations techniques pour l'étude et la conception des convoyeurs à bande,

Rulmeca, FRANCE, (www.rulmeca_cata_bulk_rollers_ed03_fr_0714.pdf.com)

[8] : M. TOMAŠKOVÁ, Analysis of the operational risks of a belt

conveyor using the method of determining the object limits, university of Kosice,

SLOVAKIA, December 2012 , Thèse du DOCTORAT

[9] : B. ALAA EDDINE, Réalisation d’une machine qui sert à empaqueter les plaques

chocolatés dans des boites en carton institut des sciences appliquées et

économiques, ISAE- CNAM LIBAN, Thèse D’INGENIORAT

[10] : Calculation methods conveyor belts, Forbo, HANNOVER , www.forbo.com

[11] : B. LEDUC, Méthodologie de calcul et de conception d’un REDUCTEUR,

université Libre, BRUXELLES, 2009, Thèse de MASTER

[12] : A.CHEVALIER, Guide de dessinateur industriel, édition 2004, Hachette technique

[13] : J.PIERRE BASSET, Introduction à la résistance des matériaux, version1,

FRANCE, 22 May 2011

[14] : A. MIHAILIDIS, Fem Analysis Of A Belt Conveyor Driving Drum, 6th BETA

CAE International Conference, University of Thessaloniki, GREECE

[15] : J.SHIGLEY, Mechanical Engineering Design ,8thedition, McGraw−Hill, page 865

Annexe

Tableau1 Puissance et vitesse de rotation du moteur asynchrones triphasés fermes, a rotor en court-circuit

Puissance kW Vitesse de rotation (tr/min)

56

63 3 000

71 1 500

80 1 000

90 750

100

Tableau 2 Aciers recommandés pour la construction des roues dentées cylindriques et coniques des réducteurs.

Annexe

Tableau 3 valeurs des modules normalisés

Tableau 4 Largeur minimale de la bande en fonction de la charge de rupture et de

l'inclinaison des rouleaux.

Charge de rupture

(N/mm)

Largeur de la bande (mm)

= 30/35° = 45°

250 400

315 400 400 450

400 400 400 450

500 450 450 500

630 500 500 600

800 500 600 650

1000 600 650 800

1250 600 800 1000

1600 600 1000 1000

mn 1 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 16

Annexe

Tableau 5 : Désignation Schéma du Transporteur

Concasseur giratoire Superior MAC Cully 36 ‘’

MARQUE : ALLIS SHALMER TYPE ; PMI 3519/36 » N° de série : 8471 N° de fabricant

T.0

T.1

T.1

BIS

T.2

T.2

BIS

T.3

NAVETTE

Annexe

Tableau 6 : caractéristiques techniques des convoyeurs de BOUKHADRA

Dés

ign

atio

n

Car

acté

rist

iqu

e d

e la

m

atiè

re

Déb

it e

n T

/h

En

trax

e h

oriz

onta

l (m

)

Élé

vati

on (

m)

Vit

esse

(m

/s)

Courroie Rouleaux supérieur

Rouleaux inférieur

Pu

issa

nce

Un

ité

KW

Moteur

Efforts Résultants

Lar

geu

r (m

)

Rev

êtem

ent

(mm

)

Typ

e

Typ

e N

orm

es

FE

M

Éca

rtem

ent

(m)

Typ

e N

orm

es

FE

M

Éca

rtem

ent

(m)

Typ

e

Pu

issa

nce

en

KW

Tn tn Td

Concasseur giratoire Superior MAC Cully 36 ‘’ MARQUE : ALLIS SHALMER TYPE ; PMI 3519/36 » N° de série : 8471 N° de fabricant

T.0

Min

erai

de

fer

– d

: 1

,7

C=

0/l

65 1000 45,00 2 1 6+2

TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

1,20 133/4 300 160

CEM MJUL 180 M4

22

T.1 C

=0/

l65

500 20,30 6,30 2 1 6+2 TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

1,20 133/4 300 160 CEM MJUL 180 M4

17,8 à 45°c

1,982

1 ,126

T.1 BIS

C=

0/l6

5

500 22,75 6,30 2 1 6+2 TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

1,20 133/4 300 160 CEM MJUL 180 M4

22 à 45°c

1,982

1 ,125

T.2

C=

0/l6

5

1000 ≈ 621 ≈ 69,30 2 1 6+2 TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

1,20 à 1,50

133/4 300 +30 -142

CEM MJUL 355 M4

160 à 45°c

3,540

(T1)

11,420(T

2)

2,175 (T2)

3,370(T2)

T.2 BIS

C=

0/l6

5 1000 ≈ 980 ≈ 45,50 2 1 6+2 TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

1,20 à 1,50

133/4 300 75 -94

CEM MJUL 280 M4

160 à 45°c

4,975

(T2)

11,420(T

1)

1,745 (T2)

4,730(T2)

T.3 NAVETTE

C=

0/l6

5

1000 15,00 0 2 1 6+2 TreilleBorg 1000 RTP 400

133/4 auge : 30°

0 ,50 133/4 300 160 CEM MJUL 160 M4

1 à 45°c

1,741

1,536

1,238

1,033