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MODULE DES SCIENCES APPLIQUÉES

CONCEPTION D’UNE TÊTE DE FOREUSE HYDRAULIQUE

PROJET D’ÉTUDE EN INGÉNIERIE DANS LE CADRE DU PROGRAMME DE

BACCALAURÉAT EN GÉNIE ÉLECTROMÉCANIQUE

Présenté par : David Gingras

Superviseur : M. Marin Ene, dr.- Ing., Ing. Stag., Professeur

Représentant industriel : M. Rejean Lalonde (Contremaître atelier-mécanique),

Groupe Minier CMAC-THYSSEN, Val d’Or

28 août 2008

PEI : CONCEPTION D’UNE TÊTE DE FOREUSE HYDRAULIQUE

David Gingras Été 2008 II

REMERCIEMENTS

Sans l’aide précieuse de plusieurs collaborateurs, ce projet aurait difficilement été réalisable.

Donc, nous profitons de ces quelques lignes pour remercier les collaborateurs et les personnes

qui nous ont supportés tout au long de ce projet.

En premier lieu, nous aimerions remercier le Groupe CMAC-THYSSEN pour nous avoir

permis de nous exercer sur un tel projet. Principalement nous voulons remercier, M. Réjean

Lalonde (représentant industriel) et M. Guillaume Julien qui ont su nous diriger et nous

conseiller afin de réaliser ce projet.

De nombreux fournisseurs de pièces industrielles nous ont aidé en nous procurant de la

documentation et des catalogues de pièces. Particulièrement, nous tenons à remercier M. Guy

Roy de Kinecor, M. Henry-Paul Thériault de Hydraulique HP, M.Roland Clavette du Groupe

Sadmex et M. Ghislain Daigle ing. de TIMKEN

Nous remercions nos familles, amis et tous nos partenaires des baccalauréats en génie de

l’Université du Québec en Abitibi-Témiscamingue pour leur support.


David Gingras Été 2008 III

RÉSUMÉ

Manufacturier CMAC-THYSSEN se spécialise dans la fabrication de machineries minières. Par

contre, leurs têtes de foreuses sont achetées chez d’autres fournisseurs. Ils souhaitent donc

fabriquer leur propre tête de foreuse hydraulique afin de diminuer leurs coûts de fabrication

ainsi que les délais de livraison.

Le présent projet intermédiaire en génie électromécanique a donc pris forme pour répondre à

cette demande. Des recherches ont été effectuées afin de connaître les produits existants et

d’obtenir leurs spécifications. D’autres recherches ont été effectuées afin d’utiliser le maximum

de pièces standard afin de réduire le coût de fabrication et les délais de livraison. Étant donné

que le design de la tête de foreuse employée par la compagnie CUBEX leur convenait

amplement, nous nous sommes référé à celle-ci pour élaborer la nôtre. Des composantes ont été

modifiées pour limiter le coût et la complexité de fabrication. Grâce aux études de résistance

des matériaux, de transmission de puissance par engrenage et de fatigue, une tête de foreuse a

été conceptualisée afin que l’entreprise puisse la fabriquer dans ses installations.


David Gingras Été 2008 IV

ABSTRACT

Manufacturier CMAC-THYSSEN specialises in the manufacturing of mining equipment.

Although, most of their drill heads are sourced from other companies; they wish to build their

own hydraulic drill heads with the objectives of reducing costs and delivery time.

This intermediary project in electromecanical engineering was thus initiated to respond to these

requirements. Research was performed to build an inventory of existing standard products

which would contribute to reducing costs and shipping delays. Because the existing CUBEX

head drill was adequate for CMAC-THYSSEN requirements, it was referenced for the design

of the new drill head. Certain components were modified to reduce costs and simplify the

head’s manufacture. Studies in material resistance, gear power transmission and metal fatigue

were performed and a new drill head was designed for the company with the goal to produce

them in their own factory at lower production costs and delays.


David Gingras Été 2008 V

TABLE DES MATIÈRES

REMERCIEMENTS ..................................................................................................................... II

RÉSUMÉ .................................................................................................................................... III

ABSTRACT ............................................................................................................................... IV

TABLE DES MATIÈRES ............................................................................................................ V

LISTE DES TABLEAUX .......................................................................................................... IX

LISTE DES SYMBOLES ET ABRÉVIATIONS ........................................................................ X

LISTE DES FIGURES ............................................................................................................. XIII

1. INTRODUCTION ............................................................................................................. 1

2. ÉTUDE DES BESOINS ET MANDAT ............................................................................ 2

2.1 Présentation de l’entreprise ............................................................................................ 2

2.2 Description et caractérisation de la machine .................................................................. 4

2.2.1 Commandes ................................................................................................................ 5

2.2.2 Système d’avance ....................................................................................................... 6

2.2.3 La rotation .................................................................................................................. 6

2.2.4 La clé .......................................................................................................................... 6

2.2.5 Système de positionnement ........................................................................................ 7

2.2.1 Marteau pneumatique ................................................................................................. 9

2.2.2 Tiges de forage ......................................................................................................... 10

2.2.3 Unité d’air comprimé ............................................................................................... 11

2.2.4 Protocole de forage ................................................................................................... 11

2.3 Revue de la documentation .......................................................................................... 15

2.3.1 CUBEX .................................................................................................................... 15

2.3.2 Mining Technologies International Inc. ................................................................... 17


David Gingras Été 2008 VI

2.4 Objectifs, contraintes et restrictions ............................................................................. 19

2.4.1 Objectifs ................................................................................................................... 19

2.4.2 Contraintes ................................................................................................................ 19

2.4.3 Restrictions ............................................................................................................... 19

2.5 Formulation du mandat ................................................................................................ 20

3. ANALYSE DES DESIGNS ............................................................................................ 21

3.1 Nombre de moteurs ...................................................................................................... 21

3.1.1 Un moteur ................................................................................................................. 21

3.1.2 Deux moteurs ........................................................................................................... 22

3.1.3 Plus de deux moteurs ................................................................................................ 22

3.2 Transmission de puissance ........................................................................................... 22

3.2.1 Vitesse de rotation des pignons ................................................................................ 23

3.2.1 Puissance transmise au mandrin ............................................................................... 24

3.2.2 Couple appliqué aux pignons ................................................................................... 25

3.2.3 Largeur de la transmission ....................................................................................... 27

3.2.1 Largeur de la transmission à engrenages .................................................................. 27

3.3 Analyse d’une transmission par engrenages ................................................................ 30

3.3.1 Charge tangentielle appliquée sur une dent .............................................................. 31

3.3.2 Nombre de dents pour chacun des engrenages ......................................................... 31

3.3.3 Résistance des engrenages ........................................................................................ 32

3.3.5 Résistance à l’usure .................................................................................................. 36

3.3.6 Dimensionnement des engrenages ........................................................................... 38

3.3.7 Calcul de l’interférence ............................................................................................ 40

3.4 Analyse du pignon et de son arbre ............................................................................... 41

3.4.1 Calculs des réactions ................................................................................................ 42


David Gingras Été 2008 VII

3.5 Analyse dynamique du mandrin .................................................................................. 43

3.5.1 Énergie de déformation en torsion ........................................................................... 43

3.6 Analyse des roulements ............................................................................................... 44

3.6.1 Roulements des pignons ........................................................................................... 45

3.6.2 Roulements du mandrin ............................................................................................ 46

4. DESCRIPTION DU DESIGN ......................................................................................... 47

4.1 Puissance hydraulique .................................................................................................. 47

4.2 Transmission, engrenages versus chaîne ..................................................................... 48

4.2.1 Roulement des pignons ............................................................................................ 49

4.2.2 Roulements du mandrin ............................................................................................ 49

4.2.3 Étanchéité de l’admission d’air ................................................................................ 50

4.3 Mandrin ........................................................................................................................ 51

4.4 Le boîtier ...................................................................................................................... 52

5. ÉTUDE DES COÛTS ...................................................................................................... 53

6. SANTÉ ET SÉCURITÉ .................................................................................................. 55

6.1 Équipement de sécurité ................................................................................................ 55

6.2 Pression hydraulique .................................................................................................... 55

6.3 Machine en mouvement ............................................................................................... 56

6.4 Programme de prévention et règles de sécurité ........................................................... 56

7. RECOMMANDATIONS ................................................................................................ 57

7.1 Lubrification ................................................................................................................. 57

7.2 Période d’étude du prototype ....................................................................................... 57

7.3 Système hydraulique .................................................................................................... 58

7.4 Joint liquide d’étanchéité ............................................................................................. 58

7.5 Couple de serrage ......................................................................................................... 58


David Gingras Été 2008 VIII

7.6 Précharge des roulements du mandrin ......................................................................... 59

7.7 Tolérances .................................................................................................................... 59

7.8 Pompe à huile ............................................................................................................... 59

8. CONCLUSION ................................................................................................................ 60

9. BIBLIOGRAPHIE ........................................................................................................... 61

ANNEXES .................................................................................................................................. 62

Annexe A : Schéma hydraulique d’une foreuse CUBEX 6200N ITH ................................... 63

Annexe B: Informations supplémentaires sur la tête de foreuse CUBEX .............................. 66

Annexe C: Étude fait sur Excel portant sur le design de la transmission ............................... 96

Annexe D: Théories sur les facteurs de résistance et les dimensions des engrenages .......... 101

Annexe E: Dessins de détails ................................................................................................ 109

Annexe F : Documentation sur le moteur TG-335 ............................................................... 121

Annexe G: Informations sur les roulements NTN ................................................................ 133


David Gingras Été 2008 IX

LISTE DES TABLEAUX

Tableau 1: Spécifications de la tête CUBEX .............................................................................. 16

Tableau 2: Paramètres de design ................................................................................................ 23

Tableau 3: Dimension des pignons et de la roue ........................................................................ 23

Tableau 4: Ratios, vitesses et couples moteur ............................................................................ 26

Tableau 5: Largeur de la transmission, chaîne versus engrenages ............................................. 29

Tableau 6: Dimensions primitives des engrenages ..................................................................... 31

Tableau 7: Nombre de dents des engrenages .............................................................................. 32

Tableau 8: Facteurs de contraintes et contraintes relatives en flexion ....................................... 33

Tableau 9: Facteur de flexion et résistance de l'acier ................................................................. 34

Tableau 10: Facteurs de service en flexion des engrenages ....................................................... 35

Tableau 11: Facteurs de service de la résistance en flexion ....................................................... 35

Tableau 12: Contraintes de surfaces ........................................................................................... 36

Tableau 13: Facteur de service selon l'usure .............................................................................. 38

Tableau 14: Données pour les dimensions des engrenages ........................................................ 39

Tableau 15: Dimension des engrenages sélectionnés ................................................................. 39

Tableau 16: Paramètres de calculs pour le mandrin ................................................................... 43

Tableau 17 : Paramètres de design des roulements .................................................................... 44

Tableau 18: Tableau des coûts des composantes ........................................................................ 53


David Gingras Été 2008 X

LISTE DES SYMBOLES ET ABRÉVIATIONS

[RPM]

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è

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é

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é

é

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[Pouce]

é é

é

é


David Gingras Été 2008 XI

é

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,

é

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David Gingras Été 2008 XII

é

é

é

é

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É

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,

,

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David Gingras Été 2008 XIII

LISTE DES FIGURES

Figure 2-1: Siège social du Groupe Minier CMAC-THYSSEN .................................................. 2

Figure 2-2: Bureau de Thyssen Mining ........................................................................................ 3

Figure 2-3: Image d'une tête de foreuse conventionnelle ............................................................. 4

Figure 2-4: Foreuse MTI de type ITH .......................................................................................... 5

Figure 2-5: Commandes hydrauliques .......................................................................................... 6

Figure 2-6: Photo de la clé ............................................................................................................ 7

Figure 2-7: Photo de l’actuateur horizontal .................................................................................. 8

Figure 2-8: Photo de l’actuateur vertical et rotatif ........................................................................ 8

Figure 2-9: Photo de l’actuateur angulaire ................................................................................... 9

Figure 2-10: Photo du marteau pneumatique et son foret ............................................................. 9

Figure 2-11: Tiges de forage avec chemins de clé aux extrémités ............................................. 10

Figure 2-12: Cannelures intérieures d'une tige de forage ........................................................... 10

Figure 2-13: Filet conique mâle d'une tige de forage ................................................................. 10

Figure 2-14: Photo de l'unité mobile d'air comprimé. ................................................................ 11

Figure 2-22: Vue de coupe de la tête CUBEX ........................................................................... 16

Figure 2-23: Partie motrice de la tête MTI ................................................................................. 17

Figure 2-24: Système de dévissage de la tête MTI ..................................................................... 18

Figure 3-1: Largeur de la transmission par engrenages .............................................................. 27

Figure 3-2: Largeur de la transmission par chaînes .................................................................... 27

Figure 3-3: Image d'un entraxe de chaîne ................................................................................... 28

Figure 3-4: Image de la transmission par engrenages ................................................................ 30

Figure 3-5: Image des réactions sur le pignon et son arbre ........................................................ 41

Figure 3-6: Image du mandrin .................................................................................................... 43

Figure 4-1: Image de la vue supérieure de la tête ....................................................................... 47

Figure 4-2: Image de la vue inférieure de la tête ........................................................................ 47

Figure 4-3: Courbe du fonctionnement du moteur TG-335 ........................................................ 48

Figure 4-4: Photo du TG-335 ..................................................................................................... 48

Figure 4-5: Image de la transmission .......................................................................................... 50


David Gingras Été 2008 XIV

Figure 4-6: Image du collecteur d'air .......................................................................................... 51

Figure 4-7: Image de la vue inférieure du mandrin .................................................................... 52

Figure 4-8: Image de la vue supérieure du mandrin ................................................................... 52

Figure 4-9: Image du boîtier ....................................................................................................... 52


David Gingras Été 2008 1

1. INTRODUCTION

Depuis environ 8 décennies, l’Abitibi-Témiscamingue ne cesse de se spécialiser dans

l’exploitation minière. Plusieurs entreprises ont contribué à cette spécialisation. Par exemple, le

GROUPE MINIER CMAC-THYSSEN se spécialise dans différents secteurs de l’industrie

minière. Ce groupe est basé à Val-d’Or au 185 rue des Distributeurs. Il comprend une division

qui manufacture de l’équipement minier. Manufacturier CMAC-THYSSEN fabrique plusieurs

types d’équipements tels que : boulonneuses, remorques, foreuses jumbo, etc. Certaines

composantes des machines sont achetées à des fournisseurs. Ceci entraine parfois de longs

délais de livraison. Alors, le but de ce projet est la conception d’une tête de foreuse hydraulique

pour une foreuse de type ITH « in the hole » utilisant le « Splined Piston breakout system »,

soit le système de dévissage à piston cannelé. Ce système permet de procéder au dévissage des

tiges de forage. Cette tête de forage est actuellement achetée auprès d’un distributeur CUBEX

(Reedrill, Sudbury) nécessitant un délai de livraison d’environ 6 mois. Étant donné qu’il y a

deux intermédiaires, il est facile de supposer que chacun d’eux tire profit pour chacune des

composantes vendues. Alors, c’est pour ces raisons que le Groupe CMAC-THYSSEN souhaite

fabriquer leur propre tête de forage. Dans la suite de ce rapport, nous trouvons des précisions et

des justifications appuyées par des calculs et des analyses sur le choix du design de cette tête de

forage hydraulique.



2. ÉTUDE DES BESOINS ET MANDAT

2.1 Présentation de l’entreprise

Le Groupe Minier CMAC-THYSSEN a vu le jour en 2007 suite au partenariat entre le

Groupe minier CMAC et Thyssen Mining. La première entreprise créée fut Forage Long Trou

CMAC inc. Elle a été fondée à Malartic en mai 1995 par Monsieur Claude Macdonald. À cette

époque, Forage Long Trou CMAC inc. se spécialisait dans le forage de long-trou sous terre,

l’installation de câble d’ancrage, de même que le forage et le dynamitage de monterie

ascendante et descendante. Suite à une grande croissance de l’entreprise, M. Macdonald décide,

en 1999, d’élargir son champ d’expertise et fonde Manufacturier Minier CMAC. En 2003, M.

Macdonald crée le Groupe Minier CMAC. Dans la même année, il intègre Entrepreneur Minier

CMAC à ce groupe suite à l’acquisition de l’entreprise Talpa. Entrepreneur Minier CMAC se

spécialise dans le développement et l’exploitation de mines. De plus, selon l’origine et son

historique, cette division possède une expertise dans de grands ouvrages de génie civil tels que

la construction de tunnels de métro et l’excavation de centrales hydro-électriques. Toujours

dans la même année, le Groupe Minier CMAC ajoute une autre filiale au Zambie, en Afrique,

en s’associant avec Africain Mining Consultants Ltd.

Figure 2-1: Siège social du Groupe Minier CMAC-THYSSEN



Quant à elle, l’entreprise Thyssen Mining est une filiale de la multinationale Thyssen

Schachtbau GmbH qui a vu le jour dans les années 1800 en Allemagne. Thyssen Mining œuvre

en Amérique du Nord depuis 1960. Cette entreprise est située à Régina en Saskatchewan. Elle

se spécialise principalement dans le fonçage de puits de mines, le développement de mines,

l’exploitation, la gestion de projet et bien d’autres.

Figure 2-2: Bureau de Thyssen Mining

Ce partenariat entre le Groupe Minier CMAC et Thyssen Mining réunit alors une expertise

d’une qualité exceptionnelle.



2.2 Description et caractérisation de la machine

Comme mentionné plus haut, le but de ce projet est de concevoir une tête hydraulique de forage

pour une foreuse de type ITH. Alors, vous trouverez dans cette section des précisions sur les

différentes composantes d’une foreuse de type ITH, le procédé de forage et le fonctionnement

de ce type de foreuse.

Il y a plusieurs principes de forage utilisés dans l’industrie minière. En ce qui concerne ce

projet, nous allons nous intéresser au forage à percussion. Ce type de forage s’effectue à l’aide

d’une source de rotation et de percussion. La rotation permet au foret d’avoir un angle d’attaque

différent à chaque impact. La percussion permet de transmettre une forte énergie au foret afin

de fragmenter le roc. La liaison mécanique entre la source de rotation et le foret est assurée par

des tiges de forage.

Les foreuses ITH ont la particularité de forer des trous d’une profondeur supérieure aux

foreuses conventionnelles. Ces dernières possèdent un marteau faisant partie de l’assemblage

de la foreuse (figure 2-3). C'est-à-dire que le marteau se trouve à la surface du trou et c’est par

les tiges de forage que la percussion est transmise. Quant à elle, la foreuse de type ITH possède

un marteau localisé derrière le foret, c’est-à-dire qu’il se trouve dans le trou. Étant donné que le

marteau agit directement sur le foret, l’énergie de percussion n’est pas dissipée le long de la

colonne de tige comme c’est le cas avec les foreuses conventionnelles.

Figure 2-3: Image d'une tête de foreuse conventionnelle



Dû à la profondeur des trous creusés par les foreuses ITH (figure 2-4), le forage nécessite

plusieurs tiges de forage. Celles-ci se vissent les unes aux autres afin de prolonger les trous

jusqu’à la profondeur désirée. Chaque foreuse est équipée d’un mécanisme qui permet l’ajout et

le retrait de tiges. Les trous peuvent atteindre une profondeur de 300 pieds. Alors, dans la suite

de ce rapport, vous trouverez des précisions sur le système de positionnement, le système de

dévissage, le protocole de forage et les différentes composantes d’une foreuse de type ITH.

Figure 2-4: Foreuse MTI de type ITH

2.2.1 Commandes

Le contrôle des foreuses ITH est assuré par un système de commandes hydrauliques. Ce

système comporte des leviers liés à des valves hydrauliques ainsi que des cadrans indiquant la

pression d’huile. Les commandes sont fixées à un support articulé pour ainsi les positionner à

l’endroit désiré. Par la pression indiquée sur les cadrans, le foreur est en mesure de connaître les

efforts mécaniques développés par la foreuse. Par ces commandes, l’opérateur peut forer et

Transporteur

Tour

Chariot

Bras articulé

Commandes

Rotation

(Tête de la foreuse)

Clé

Cylindre

télescopique



procéder à l’ajout et au retrait de tiges de forage. Nous trouvons des schémas du système

hydraulique à l’annexe A.

Figure 2-5: Commandes hydrauliques

2.2.2 Système d’avance

Le système d’avance est assuré par un cylindre hydraulique télescopique (figure 2-4). Celui-ci

permet de faire translater la tête de forage sur la tour. Il est donc possible de faire bouger les

tiges de forage selon la force et la vitesse désirée.

2.2.3 La rotation

La rotation des tiges est possible grâce à la tête de forage (figure 2-4). Elle est actionnée par

deux moteurs hydrauliques. Il est possible de contrôler sa vitesse et son sens de rotation.

2.2.4 La clé

La clé (figure 2-6) permet de fixer la tige lors de l’ajout et le retrait d’une tige de forage. Celle-

ci est actionnée par deux petits cylindres hydrauliques.



Figure 2-6: Photo de la clé

2.2.5 Système de positionnement

L’exploitation minière requiert des travaux de forage afin de pouvoir procéder au dynamitage.

Le dynamitage demande des configurations de trous afin que le sautage s’effectue avec le

minimum d’explosif. Pour ce faire, les foreuses doivent forer des trous selon le plan de

dynamitage. De plus, ce type de foreuse est très souvent utilisé pour forer des trous entre les

niveaux afin d’installer du câblage et de la tuyauterie. C’est pour ces raisons que les foreuses de

types ITH sont équipées d’une multitude d’actuateurs afin d’augmenter leurs degrés de liberté

de forage. Ceux-ci possèdent différents systèmes mécaniques. Vous trouvez ci-dessous des

précisions sur le fonctionnement de ces actuateurs.

2.2.5.1 Actuateur horizontal

L’actuateur horizontal (figure 2-7) permet à la tour de la foreuse de se déplacer de gauche à

droite par rapport au transporteur. Cet actuateur fonctionne à l’aide d’un système à vis sans fin

actionnée par un petit moteur hydraulique. Donc avec ce système, il est possible de forer

plusieurs trous sans avoir l’obligation de déplacer le transporteur. De plus, il est plus facile de

positionner la foreuse et ainsi obtenir des trous avec une grande précision.

Clé



Figure 2-7: Photo de l’actuateur horizontal

2.2.5.2 Actuateur vertical et rotatif

L’actuateur vertical (figure 2-8) permet de positionner la tour par rapport à sont point de

fixation sur le transporteur. C'est-à-dire qu’il permet à la partie inférieure de la tour de

s’appuyer contre la paroi rocheuse; c’est un cylindre hydraulique qui permet ce déplacement.

Quant à lui, l’actuateur rotatif permet à la foreuse de forer sur 360° par rapport au plan vertical.

Celui-ci permet de forer sur les parois des murs et du plafond. Cet actuateur fonctionne à l’aide

de cylindres hydrauliques et d’une crémaillère.

Figure 2-8: Photo de l’actuateur vertical et rotatif

Actuateur horizontal

Chariot

Actuateur rotatifActuateur vertical



2.2.5.3 Actuateur angulaire

L’actuateur angulaire (figure 2-9) permet de positionner la tour selon une inclinaison bien

précise. Il est ainsi possible de forer des trous comportant un angle. De plus, cet actuateur

permet de basculer la tour sur le transporteur afin de faciliter les déplacements. Celui-ci

fonctionne grâce à deux vérins hydrauliques.

Figure 2-9: Photo de l’actuateur angulaire

2.2.1 Marteau pneumatique

Le marteau pneumatique (figure 2-10) est la pièce d’équipement qui est en lien direct avec le

roc. Cet assemblage est muni d’un piston coulissant actionné par de l’air pressurisé. Le piston

effectue des mouvements de va-et-vient et il crée ainsi une forte énergie de percussion. Le

piston agit directement sur le foret ce qui permet de fragmenter la roche.

Actuateur angulaire

Figure 2-10: Photo du marteau pneumatique et son foret



2.2.2 Tiges de forage

Les tiges de forage ont une forme tubulaire pour permettre une circulation d’air, d’eau et

d’huile à l’intérieur. L’air permet d’alimenter le marteau pneumatique et d’évacuer la roche

fragmentée du trou. L’eau atténue la poussière de roche dans l’air et elle contribue à un

rendement supérieur du foret. Une légère quantité d’huile permet la lubrification du marteau.

Les tiges de forage sont munies d’un chemin de clé à chaque extrémité (figure 2-11). Une clé

est insérée dans ces chemins de clé afin de fixer la tige lors de l’ajout ou le retrait d’une tige.

Elles sont munies de filet conique mâle (figure 2-12) à l’extrémité supérieure et de filet femelle

à l’extrémité inférieure. Dans la partie mâle, l’intérieur de la tige est équipé de cannelures;

celles-ci permettent au piston cannelé de s’insérer et d’empêcher le dévissage de la tige (figure

2-13).

Figure 2-11: Tiges de forage avec chemins de clé aux extrémités

Figure 2-12: Cannelures intérieures d'une tige de forage

Figure 2-13: Filet conique mâle d'une tige de forage



2.2.3 Unité d’air comprimé

L’air servant à actionner le marteau pneumatique est comprimé par une unité mobile (figure 2-

14) comprenant 3 compresseurs. Cette unité fonctionne à l’énergie électrique et elle est capable

de fournir une pression de 400 PSI d’air.

Figure 2-14: Photo de l'unité mobile d'air comprimé.

2.2.4 Protocole de forage

Dans cette section, nous allons expliquer les différentes opérations pour le forage, l’ajout et le

retrait de tiges de forage.

2.2.4.1 Forage

1. La rotation est activée.

2. Le système d’avance est activé.

2.2.4.2 Ajout d’une nouvelle tige de forage

1. Arrêt de la rotation.



2. La clé est engagée dans le chemin de clé supérieur de la tige (Figure 2-15).

3. La rotation est activée dans le sens antihoraire (dévissage du mandrin de la tige)

(Figure 2-15).

4. Actionner le système d’avance vers le haut afin de remonter la tête (Figure 2-16).

5. Ajouter une autre tige de forage (Figure 2-16).

6. Activer doucement la rotation dans le sens horaire pour visser les deux extrémités de la tige

(Figure 2-17).

7. Désengager la clé (Figure 2-17).

2.2.4.3 Dévissage d’une tige de forage

1. Arrêt de la rotation (Figure 2-18).

2. Tirer la tige vers la surface (Figure 2-19).

3. Engager la clé dans le chemin de clé inférieur de la tige (Figure 2-19).

Figure 2-15

Figure 2-16

Figure 2-17

1. Déplacement vers le haut

2. Désengager la clé

1. Visser la tige lentement

2. Ajouter une tige

1. Engager la clé

Niveau du sol

2. Rotation, sens antihoraire



4. Actionner la rotation dans le sens antihoraire afin de casser le joint (Ne pas dévisser au

complet) (Figure 2-19).

5. Dégager la clé (Figure 2-19).

6. Tirer la tige suffisamment afin de pouvoir introduire la clé dans le chemin de clé inférieur

immédiat (Dans le chemin de clé supérieur de l’autre tige) (Figure 2-20).

7. Engager la clé (Figure 2-20).

8. Engager le piston cannelé (Figure 2-20).

9. Actionner la rotation dans le sens antihoraire afin de procéder au dévissage complet de la

tige (Figure 2-20).

10. Désengager le piston cannelé » (Figure 2-21).

11. Dévisser la tige de mandrin manuellement (à la mitaine) (Figure 2-21).

12. Descendre la tête afin de visser le mandrin à la tige qui et refaire les étapes de 1 à 11 pour

retirer une autre tige.

Figure 2-18

Figure 2-19

Rotation arrêtée

1. Déplacement vers le haut

2. Engager la clé

3. Casser le joint

4. Désengager la clé

Niveau du sol



Figure 2-20

Figure 2-21

2. Engager la clé

1. Léger déplacement vers le haut

4. Casser le joint

3. Engager le piston

1. Désengager le piston

2. Retirer la tige



2.3 Revue de la documentation

Nous avons fait des recherches sur des têtes de forage qui existe sur le marché. Nous avons

trouvé deux constructeurs, soit CUBEX et MTI. Nous allons expliquer le fonctionnement des

deux têtes et donner notre opinion face à celles-ci.

2.3.1 CUBEX

L’entreprise manufacturière CUBEX produit des foreuses de type ITH depuis de nombreuses

années. Ils offrent différentes configurations de foreuse. Certaine d’entres elles sont assemblées

sur des transporteurs à chenille et d’autres sur roues. Cette entreprise a mis au point une tête de

foreuse de type ITH. Leur tête utilise le système de dévissage de tiges à piston cannelé. Cette

tête est constituée de deux moteurs hydrauliques de type « gerotor ». Son système de

transmission est assuré par une roue d’engrenage ainsi que deux pignons couplés aux moteurs.

L’admission d’air s’effectue à l’aide d’un assemblage pivotant : « swivel ». La partie inférieure

de cet assemblage est vissée dans le mandrin de la tête. L’autre partie, fixe, permet l’admission

de l’air pour le marteau et pour le piston cannelé. Cette configuration permet à l’opérateur de la

foreuse de remplacer le piston cannelé lorsqu’il est cassé. Il suffit de dévisser et de retirer

l’assemblage pivotant du mandrin. Il est ainsi possible d’extraire la pièce par l’orifice créé.

Beaucoup d’entreprises optent pour les têtes de foreuses CUBEX dû à la rapidité de dévissage

des tiges de forage et de sa fiabilité. Le système de dévissage à piston cannelé est très

performant et permet une configuration de tête beaucoup plus compacte. Le tableau 1 illustre

quelques spécifications de cette tête.

La vue de couple de la figure 2-22 nous montre l'allure du « splined piston breakout system ».

Ce piston cannelé est actionné par une pression d’air contenu dans le cylindre du mandrin. Une

fois actionnées, les cannelures entre dans celles de la tige. Cette action permet d’empêcher tout

mouvement rotatif entre la tige et le mandrin. Une fois l’opération terminée, il suffit de relâcher

la pression d’air dans le cylindre du mandrin. Le ressort appliquera sa force de rappel pour

repositionner le piston dans le haut du cylindre.



Tableau 1: Spécifications de la tête CUBEX

Couple maximal : 5730 Nm (4225 ft-Lbs)

Vitesse de rotation maximale : 80 RPM

Pour plus d’information, veuillez-vous référer à l’annexe B.

Assemblage pivotant: «swivel»

Admission d’air (marteau)

Admission d’air (piston cannelé)

Piston cannelé

Moteur hydraulique

Figure 2-22: Vue de coupe de la tête CUBEX

Cylindre

Ressort



2.3.2 Mining Technologies International Inc.

L’entreprise MTI produit aussi des foreuses de type ITH depuis de nombreuses années. C’est

principalement des foreuses de marque MTI que Forage Long-trou CMAC-THYSSEN possède.

MTI utilise un système bien différent de CUBEX. Leur tête de foreuse est composée de deux

assemblages. Le premier assemblage (figure 2-23) est la partie motrice de la tête. Sa motricité

est assuré par deux moteurs hydrauliques de type « gerotor ». Selon l’emplacement des

moteurs, l’équilibre des charges radiales sur les roulements de l’axe central est impossible. Le

deuxième assemblage (figure 2-24) est inséré dans la partie motrice et il comporte le système de

dévissage des tiges. Ce système est composé d’une clé actionnée par deux cylindres

hydraulique. C’est le deuxième assemblage qui assure le lien entre la partie motrice et les tiges,

c’est-dire- qu’il tourne avec les tiges.

Figure 2-23: Partie motrice de la tête MTI



Figure 2-24: Système de dévissage de la tête MTI

La tête MTI est deux fois plus imposante que celle fabriqué par CUBEX et elle possède un

poids énorme. De plus, des foreurs travaillant avec cette la tête MTI nous ont informé qu’il est

beaucoup plus long de retirer une colonne de tiges de forage avec ce système de dévissage. Par

ailleurs, notre représentant industriel nous a informé qu’il est plus difficile de faire l’entretien

de cette tête. Nous n’avons trouvé aucun avantage signification d’utiliser ce concept. Forage

Long-trou remplace ces têtes par celles fabriquées par CUBEX. Alors, il est évident que nous

n’opterons pas pour une conception similaire à la tête MTI. Nous allons plutôt opter pour un

design ressemblant à celui de la tête CUBEX.



2.4 Objectifs, contraintes et restrictions

2.4.1 Objectifs

• L’entreprise demande l’utilisation du système intitulé « Splined Piston breakout

system », soit le système de dévissage à piston cannelé;

• La tête doit être conçue afin d’être le plus compact possible;

• La tête doit être la plus légère possible;

• Définir le nombre de moteur(s) requis.

2.4.2 Contraintes

• La tête de forage doit offrir un couple de 5730 Nm;

• La vitesse de rotation maximale est de 80 RPM;

• La tête devra supporter une compression et une traction de 70 kN;

• La tête devra alimenter le marteau avec une pression d’air de 2,413 Mpa;

• Arriver à un coup de fabrication inférieur à 38 000$;

• Concevoir la tête afin que l’entreprise puisse la fabriquer dans ses installations;

• Fixation de la tête au chariot par les côtés.

2.4.3 Restrictions

• La source de puissance pour la rotation est de type hydraulique;

• L’utilisation d’acier pour la fabrication est requise; • L’utilisation d’aluminium est non permise.



2.5 Formulation du mandat

Au cours du présent projet, notre principal mandat est de conceptualiser une tête rotative de

foreuse de type ITH. Manufacturier CMAC-THYSSEN souhaite, dans la mesure du possible,

fabriquer celle-ci avec ces installations déjà existantes, ce qui est pris en considération. Pour

répondre aux exigences de la compagnie, nous devons parallèlement fournir tous les dessins de

détails, vérifier, à l’aide des calculs, la résistance des composantes ainsi que de concevoir un

système de dévissage des tiges de forage en utilisant celui à piston cannelé: « splined piston

breakout system ». De plus, il faut concevoir cette tête afin qu’elle soit la plus compacte et la

plus légère possible. Le nombre de moteurs requis pour fabriquer et utiliser la tête de foreuse

doit aussi être spécifié. Finalement, une attention particulière sera portée sur les contraintes et

les restrictions citées à la précédente section.



3. ANALYSE DES DESIGNS

Dans cette section, on trouve une analyse sur différents sujets permettant de répondre aux

objectifs du projet. Le design de la tête sera grandement inspiré de la tête de CUBEX étant

donné qu’elle est très bien conçue. Forage Long-trou CMAC-THYSSEN remplace les têtes

MTI sur ses foreuses par des têtes CUBEX. Selon eux, elles permettent une production de

forage largement supérieure. Notre conception sera élaborée à partir d’un mandrin équipé d’un

système de dévissage à piston cannelé : « splined piston breakout system ». Une analyse, quant

au nombre de moteurs, sera réalisé afin de procéder au design de la transmission. Des études

seront faites sur celle-ci afin de déterminer le ratio qui permettra d’obtenir des couples et des

vitesses moteurs raisonnables. Une transmission par chaîne et par engrenage sera aussi

analysée.

3.1 Nombre de moteurs

Nous allons comparer différents scénarios quant au nombre de moteurs requis. Il sera ainsi plus

facile de déterminer le nombre de moteurs. Nous serons donc en mesure de concevoir la

transmission et ces composantes.

3.1.1 Un moteur

L’utilisation d’un seul moteur permet de réduire le risque de défaillance de la tête. Le risque de

défaillance est directement lié au nombre de composantes d’un assemblage. Cependant, étant

donné la puissance requise au bon fonctionnement de la tête, le moteur doit être capable de

fournir le couple à la vitesse de rotation requise. Pour ce faire, nous devons sélectionner un

moteur ayant une grande cylindrée. Selon une recherche effectuée auprès de distributeurs de

moteurs hydrauliques, le coût de ces moteurs est très élevé. L’équilibre des charges radiales

appliquées sur les roulements du mandrin ne peut être possible avec l’utilisation d’un seul

moteur.



3.1.2 Deux moteurs

Une combinaison de deux moteurs permet d’équilibrer les charges radiales appliquées sur les

roulements du mandrin. La cylindrée des moteurs peut être révisée à la baisse étant donné que

le couple requis sera fourni par deux moteurs. Il est donc possible de sélectionner des moteurs

qui sont d’usage courant dans l’industrie. Ce sera plus économique d’acheter deux petits

moteurs plutôt qu’un gros. Le risque de défaillance, dû aux moteurs de la tête de forage, est

légèrement augmenté, mais non significatif. De plus, la disposition de deux moteurs ne

compromet pas la complexité de design de la tête de forage.

3.1.3 Plus de deux moteurs

Il est possible de disposer plusieurs moteurs afin d’équilibrer les charges radiales au mandrin.

Par contre, l’utilisation de plus de deux moteurs augmente la complexité du design; le

positionnement des moteurs est plus difficile; le nombre de pièces est augmenté dû à l’ajout de

roulements et de pignons supplémentaires; et également son risque de défaillances. De plus, il

faut prévoir des conduites hydrauliques supplémentaires.

Selon les pours et les contres, nous croyons que l’utilisation de deux moteurs est le plus

avantageux afin d’avoir une tête de foreuse fiable et produite à un faible coût.

3.2 Transmission de puissance

Les paramètres de design du tableau 2 ont été fixés selon les spécifications désirées de la tête

hydraulique. Nous avons utilisé ceux de la tête CUBEX. Lors du forage, le couple est inférieur

et la vitesse de rotation également. L’analyse de la transmission est faite en considérant que la

tête sera sollicitée avec des conditions extrêmes. Ceci permet d’avoir une meilleure certitude

quant à la robustesse de la tête. Nous utiliserons deux moteurs pour mener notre étude.



Tableau 2: Paramètres de design

Vitesse de rotation maximale du mandrin 80 [RPM]

8,38 [rad/sec]

Couple maximal au mandrin 4225 [Lbs-ft]

5730 [Nm]

Afin d’analyser un scénario de design de transmission, nous utiliserons les dimensions des

pignons et de la roue de tableau 3.

Tableau 3: Dimension des pignons et de la roue

Diamètre

[pouce]

Pignon 4,25

Roue 11

Toutes les équations dans la présente section ont été tirées du livre Éléments de machines

chapitres 11 et 15.

3.2.1 Vitesse de rotation des pignons

Nous calculons la vitesse de rotation des pignons afin de connaître la vitesse de rotation des

moteurs hydrauliques.

3.1

11 4,25 80 207,06



[RPM]

è

è

Nous obtenons une vitesse de rotation des moteurs de 207,06 RPM pour une vitesse de rotation

du mandrin de 80 RPM.

3.2.1 Puissance transmise au mandrin

Nous calculons la puissance au mandrin pour connaître la sollicitation dynamique du mandrin.

Cette puissance sera utilisée afin de vérifier la résistance du mandrin. De plus, nous sommes

intéressé de connaître la puissance que les moteurs hydrauliques devront développer.

3.2

5730 80 9,5493 48,000

où

/

Étant donné que la puissance fournie au mandrin provient de deux moteurs, nous allons diviser

la puissance calculée ci-dessus par deux. Alors, la puissance fournie par un moteur est de

24 kW. Les pertes énergétiques ont été négligées afin d’alléger l’analyse.



3.2.2 Couple appliqué aux pignons

Le calcul du couple aux pignons permettra de calculer la charge tangentielle appliquée sur une

dent ainsi que de connaître le couple que les moteurs devront développer.

3.3

24,00kW 9,5493 RPM207,6 RPM rad/sec 1104 Nm

où

é

Le couple aux pignons est de 1104,00 Nm. Nous avons donc besoin de deux moteurs

développant 1104 Nm chacun.

Les dimensions primitives des engrenages ont été sélectionnées après une étude développée sur

Excel sur différents scénarios de ratio et de résistance des engrenages. Nous trouvons une

image de la feuille Excel de cette étude dans l’annexe C. Le tableau 4 résume cette étude. Le

ratio choisi a été sélectionné en fonction de la largeur totale de la transmission, du couple requis

au moteur et la vitesse de rotation des moteurs. Le diamètre des engrenages et le ratio choisi est

en caractère gras dans le tableau 4.



Tableau 4: Ratios, vitesses et couples moteur

Diamètre [pouce]

Roue Pignon Ratio

Couple

moteur

[Nm]

Vitesse

moteur

[RPM]

Puissance

moteur [kW]

12,00 12,00 1,00 2865,00 80,00 24,00

12,00 11,00 0,92 2626,25 87,27 24,00

12,00 10,00 0,83 2387,50 96,00 24,00

12,00 9,00 0,75 2148,75 106,67 24,00

12,00 8,00 0,67 1910,00 120,00 24,00

12,00 7,00 0,58 1671,25 137,14 24,00

12,00 6,00 0,50 1432,50 160,00 24,00

12,00 5,00 0,42 1193,75 192,00 24,00

12,00 4,00 0,33 955,00 240,00 24,00

12,00 3,00 0,25 716,25 320,00 24,00

11,00 11,00 1,00 2865,00 80,00 24,00

11,00 10,00 0,91 2604,55 88,00 24,00

11,00 9,00 0,82 2344,09 97,78 24,00

11,00 8,00 0,73 2083,64 110,00 24,00

11,00 7,00 0,64 1823,18 125,71 24,00

11,00 6,00 0,55 1562,73 146,67 24,00

11,00 5,00 0,45 1302,27 176,00 24,00

11,00 4,25 0,39 1106,93 207,06 24,00

11,00 3,00 0,27 781,36 293,33 24,00

Le calcul des couples moteurs ont été fait en considérant que la tête est composée de deux

moteurs hydrauliques. Dans le tableau 4, il est observable que certain ratio demande des

couples moteurs énormes. Nous avons choisi le ratio (en caractère gras, tableau 4) de 0,39. Ce

choix nous permet de sélectionner des moteurs hydrauliques standard et facilement disponible

sur le marché.



3.2.3 Largeur de la transmission

La largeur de la transmission est un facteur très important puisque l’un de nos objectifs est la

conception d’une tête de format compact. La notion de largeur de transmission définit plus

précisément la dimension de la transmission sur le sens de ça longueur. La dimension de la

transmission est dépendante du nombre et de la dimension des poulies ou des engrenages

composant la transmission. La largeur de la transmission par chaîne est fonction du diamètre

des poulies et de l’entraxe minimal afin d’obtenir l’angle d’enroulement minimal requis sur le

ou les pignons. Quant à-elle, la taille de la transmission par engrenages est fonction des

diamètres des engrenages. Les figures 3-1 et 3-2 nous schématisent la notion de largeur des

deux types de transmission en considérant l’utilisation de deux moteurs, soit deux pignons et

une roue. Nous allons calculer la largeur d’une transmission par engrenage et par chaîne selon

les diamètres du pignon et de la roue de tableau 3.

Figure 3-1: Largeur de la transmission par

engrenages

Figure 3-2: Largeur de la transmission par chaînes

3.2.1 Largeur de la transmission à engrenages

Nous calculons la largeur d’une transmission à engrenages.

2 3.4

2 4,25 11 19,5

où

Une transmission par engrenages engendre une largeur de 19,5 pouces.

Largeur de la transmission Largeur de la transmission



3.2.1.1 Largeur d’une transmission à chaîne

Pour qu’une transmission par chaîne fonctionne correctement, la chaîne doit respecter un angle

d’enroulement de plus de 120° sur le pignon. Alors, dans le calcul ci-dessous, nous allons

vérifier l’entraxe (C) (figure 3-3) minimal. L’équation 3.5 est tirée du livre Éléments de

machines.

Figure 3-3: Image d'un entraxe de chaîne

2sin 120° 180°2

3.5

4,25 11

2sin 120° 180°2

6,75

où

Nous avons calculé un entraxe minimal de 6,75 pouces, cependant il est impossible de prévoir

cet entraxe selon le diamètre de la roue et des pignons. Dans ce cas, la distance minimale doit

être la somme du rayon de la roue et du pignon. Voici une relation qui permet de calculer cette

distance.

2 2 3.6

4,252

112 7,625



où

Selon le diamètre de la roue et des pignons, il est nécessaire de respecter une distance minimale

de 7,625 pouces afin de créer un assemblage réaliste, sans interférence. Nous prévoyons une

distance de 0,5 pouce entre les poulies pour s’assurer qu’il n’y ait aucun contact entre la roue et

le pignon.

î 2 0,5 3.7

î 2 7,625 0,5 4,25 20,5

où

î î

Alors, pour respecter la condition d’enroulement de la chaîne sur les pignons, nous obtenons un

entraxe de 6,75 pouces. Avec l’utilisation de deux moteurs, nous obtenons une largeur totale de

la transmission de 20,5 pouces. Tableau 5: Largeur de la transmission, chaîne versus engrenages

Diamètre

[pouce]

Largeur transmission

[pouce]

Diamètre

[pouce]

Largeur transmission

[pouce]

Roues Pignons Chaîne Engrenages Roues Pignons Chaîne Engrenages12,00 12,00 37,00 36,00 11,00 11,00 34,00 33,00

12,00 11,00 35,00 34,00 11,00 10,00 32,00 31,00

12,00 10,00 33,00 32,00 11,00 9,00 30,00 29,00

12,00 9,00 31,00 30,00 11,00 8,00 28,00 27,00

12,00 8,00 29,00 28,00 11,00 7,00 26,00 25,00

12,00 7,00 27,00 26,00 11,00 6,00 24,00 23,00

12,00 6,00 25,00 24,00 11,00 5,00 22,00 21,00

12,00 5,00 23,00 22,00 11,00 4,25 20,50 19,50

12,00 4,00 21,00 20,00 11,00 3,00 20,00 17,00

12,00 3,00 22,00 18,00



Selon l’objectif d’un format compact, une transmission par engrenages semble la solution. Le

tableau 5 montre la largeur de la transmission selon plusieurs dimensions de pignons et de

roues.

3.3 Analyse d’une transmission par engrenages

Nous allons maintenant vérifier la possibilité d’une transmission à engrenages. Pour ce faire,

nous allons vérifier le facteur de service des engrenages selon les dimensions d’engrenages du

tableau 6 et le type d’acier utilisé (IC 4340). Nous allons également vérifier le risque d’usure

des engrenages ainsi que l’interférence.

Figure 3-4: Image de la transmission par engrenages

Les dimensions d’engrenages du tableau 6 seront utiliser afin d’analyser un scénario pour la

transmission par engrenages. Par ailleurs, ses dimensions d’engrenages permettent d’obtenir

des couples et des vitesses moteurs raisonnables. C’est-à-dire qui est facile de trouver des

moteurs hydrauliques ayant les performances requises pour un tel ratio. Nous allons vérifier si

le pas diamétral et suffisant afin d’obtenir des dents d’engrenages résistante aux forces

appliquées lors du forage.

MandrinPignon

Roue



Tableau 6: Dimensions primitives des engrenages

Engrenages

Diamètre

primitif [pouce]

Largeur

[pouce]

Pas

diamétral

Angle de

pression

Roue 11 3,5 4 20°

Pignon 4,25 3,5 4 20°

3.3.1 Charge tangentielle appliquée sur une dent

Nous allons calculer la charge tangentielle appliquée sur une dent. Cette charge sera utilisée

pour calculer sa résistance.

2 3.8

57302 0,2794 20508,23 4610,43

où

é

Nous obtenons une charge tangentielle de 20,51 [kN]

3.3.2 Nombre de dents pour chacun des engrenages

Le nombre de dents est un paramètre indispensable pour calculer la résistance des engrenages.

3.9

où

é

è



Tableau 7: Nombre de dents des engrenages

Engrenage Nombre de dents

Roue 44

Pignon 17

L’imparité du nombre de dents du pignon a été fixée volontairement. Un nombre impair de

dents sur l’un des engrenages permet de s’assurer l’usure uniforme des dents des engrenages.

3.3.3 Résistance des engrenages

Il est important de vérifier si les engrenages seront en mesure de supporter les charges selon

leur dimension. Nous allons procéder à des calculs afin de déterminer le facteur de service de

chaque engrenage.

3.3.3.1 Contrainte en flexion sur la dent

Afin de considérer les concentrations de contraintes dues au rapport de conduite et des effets

dynamiques, nous utilisons l’équation de Lewis modifié (AGMA). Cette relation nous

permettra de prédire les contraintes relatives en flexion que les dents devront supporter lors du

fonctionnement de la tête. Nous devons utiliser le système anglais pour travailler cette équation.

3.10

où

[Pouce]

é é



é

Tableau 8: Facteurs de contraintes et contraintes relatives en flexion

Wt

[Lbf]

F

[pouce]

P Kv J KO Km Ks σ

[PSI] Engrenage

Roue 4610,43 3,5 4 0,767 0,40 1,25 1,6 1 34 342,92

Pignon 4610,43 3,5 4 0,767 0,30 1,25 1,6 1 45 790,58

Le tableau 8 résume les paramètres utilisés pour le calcul des contraintes en flexion des

engrenages. Selon les dimensions d’engrenages du tableau 6, nous obtenons une contrainte en

flexion des dents d’engrenages de 34 343 PSI pour les pignons et de 45 791 PSI pour la roue.

Calcul du Kv

5050 √

3.11

5050 √230,38

0,767

1280 tr π 11pouce pied

tr min 12 pouce 230,38 pied/min 3.12

La valeur du facteur J a été trouvée en fonction d’un graphique (Annexe D, page 106). Le

facteur KO a été obtenu en supposant une source de puissance uniforme (moteur hydraulique) et

machine entraînée offrant des chocs moyens (contre réaction des tiges de forages). Le facteur

Km à été obtenu en supposant un montage et des engrenages de précision moyenne. Ces

informations ont été obtenues dans le livre Éléments de machines chapitre 11. Il est possible de

trouver plus d’information sur ces facteurs de résistance à l’annexe D.



3.3.3.2 Résistance en flexion de l’acier

Maintenant que nous avons calculé les contraintes en flexion, nous allons calculer la résistance

en flexion de la dent. Ce calcul tient compte de différents facteurs d’utilisation et de la limite

ultime en rupture du matériau choisi, soit l’acier IC 4340.

3.13

où

é

é

é

0,5

à

Tableau 9: Facteur de flexion et résistance de l'acier

Engrenages

Sut [PSI] [PSI] ka kb kc kd ke Se

[PSI]

Roue 200 000 100 000 0,65 0,85 1 1 1 55 250

Pignon 200 000 100 000 0,65 0,85 1 1 1 55 250

Acier utilisé = IC 4340

La variable Se (tableau 9) nous indique la résistance en flexion de l’acier 4340, soit 55 250 PSI.

Les facteurs de résistance en flexion de l’acier ont été fixés selon différents paramètres tels que;

le fini de surface, la grosseur des dents, la fiabilité du système, la limite de rupture de l’acier

utilisée, la température de fonctionnement, la concentration de contrainte et les effets divers.

Ces informations ont été obtenues dans le livre Éléments de machines. Pour plus d’information,

consulter l’annexe D.



3.3.4 Facteur de service

Le facteur de service en flexion nous donne une appréciation quant à la robustesse des

engrenages.

,55 250

34 342,92 1,61 3.14

Tableau 10: Facteurs de service en flexion des engrenages

Engrenages FSflex

Roue 1,61

Pignon 1,21

Selon le tableau 10, la roue et les pignons pourront respectivement supporter 61 % et 21 % plus

de charges que celles du design. Ceci est un faible facteur de service, cependant il faut tenir

compte que la tête de forage ne sera pratiquement jamais soumise à de telles charges. De plus,

généralement, la vitesse de rotation lors du forage est d’environ 40 RPM.

Le tableau 11 affiche tous les facteurs de services en flexion des engrenages selon différentes

configurations. Tableau 11: Facteurs de service de la résistance en flexion

Diamètre [pouce] Facteurs de services Diamètre [pouce] Facteurs de services

Roues Pignons Roues Pignons Roues Pignons Roues Pignons 12,00 12,00 1,74 1,74 11,00 11,00 1,61 1,61

12,00 11,00 1,74 1,74 11,00 10,00 1,61 1,61

12,00 10,00 1,74 1,74 11,00 9,00 1,61 1,61

12,00 9,00 1,74 1,74 11,00 8,00 1,61 1,61

12,00 8,00 1,74 1,74 11,00 7,00 1,61 1,61

12,00 7,00 1,74 1,74 11,00 6,00 1,61 1,61

12,00 6,00 1,74 1,74 11,00 5,00 1,66 1,41

12,00 5,00 1,85 1,52 11,00 4,25 1,61 1,21

12,00 4,00 1,79 1,41 11,00 3,00 1,61 1,61

12,00 3,00 1,74 1,74 11,00 11,00 1,61 1,61



3.3.5 Résistance à l’usure

L’engagement de deux engrenages génère un frottement entre les dents. Pour s’assurer que le

frottement ne créera pas d’usure prématurée, il suffit de calculer ce facteur pour chaque

engrenage. Le facteur de services d’usure sera calculé à l’aide des dimensions d’engrenage du

tableau 6 et de la dureté Brinell de l’acier.

3.3.5.1.1 Contraintes de surface

Cette équation nous permet de connaître la contrainte de surface des dents des engrenages.

Cette contrainte est à la pression générée par le contact de deux dents. La dureté Brinell de

l’acier IC 4340 est de 450. Le calcul se fait dans le système anglais.

, 3.15

, 23004610,43 1,25 1,6 10,77 3,5 4,25 ,12 188 386,2

où

,

é

Tableau 12: Contraintes de surfaces

Engrenages σH [PSI]

Roue 117 097,39

Pignon 188 386,2



En suivant les mêmes étapes de calcul, nous avons obtenu une contrainte de surface de

117 097,39 PSI pour la roue. La relation 3.15 provient du livre Éléments de machines chapitre

11.

3.3.5.1.2 Résistance en fatigue relative aux contraintes de surface

Cette résistance nous informe sur la fatigue relative aux contraintes de surface. Ce calcul a été

fait selon les recommandations de l’AGMA.

400 10 000 3.16

400 450 10 000 170 000

3.17

1 11 0,8 170 000 318 750

où

é

é

é é

é

é

é

é

Nous avons utilisé un facteur de durée de 0,8 caractérisant une durée de vie infinie. Le rapport

de dureté est de 1,0 lorsqu’il s’agit d’engrenages cylindriques droits comme c’est le cas. Le

facteur de température est de 1,0 puisque nous estimons que la température interne de la

transmission est inférieure à 250°F. Le facteur de fiabilité a été fixé à 0,8 représentant une

fiabilité inférieure à 99 %.



3.3.5.1.3 Facteur de service d’usure

Un facteur d’usure supérieur à 1,0 n’indique pas un risque d’usure prématuré dû aux contraintes

de surface.

,,

3.18

,318 750 188 386,2 1,69

Tableau 13: Facteur de service selon l'usure

Engrenages FSusure

Roue 2,72

Pignon 1,69

Nous obtenons un facteur d’usure de 2,72 pour la roue et de 1,69 pour les pignons (tableau 13).

Par ces facteurs de service, nous pouvons écarter les risques d’usure précoce des engrenages.

3.3.6 Dimensionnement des engrenages

Jusqu’à maintenant nous avons élaboré nos calculs avec le diamètre primitif des engrenages. En

réalité, le diamètre hors tout est supérieur à celui-ci. Selon la standardisation (AGMA) des

engrenages, il est possible de calculer les dimensions spécifiques des engrenages en considérant

le diamètre primitif et le pas diamétral. Ces dimensions serviront par la suite à calculer s’il y a

risque d’interférence.

3.3.6.1 Exemple de calcul des rayons de saillie et de base

Les équations suivantes ont été prises dans le livre Éléments de machines chapitre 11.



,1

3.19

,14 5,5 5,75

,1,25

3.20

, 5,5 1,254 5,1875

Le tableau 14 montre les données standardisé par l’AGMA pour le calcul des dimensions des

engrenages. Tableau 14: Données pour les dimensions des engrenages

Variable P < 20

Pas diamétral 4

Angle de pression 20°

Saillie 1/P

Creux 1,25/P Tiré de AGMA Information Sheet-Strength of Spur, Helical, Herringbone and Bavel Teeth (AGMA 225.01), avec la permission de

l’éditeur, the American Gear Manufacturers Association, 1330 Massachusette Avenue, N.W., Washington, DC 20005.

Tableau 15: Dimension des engrenages sélectionnés

où

è

°

Engrenages D [pouce] R [pouce] RO,i [Pouce] Rb,i [Pouce] °

Roue 11 5,5 5,75 5,1875 20°

Pignon 4,25 2,125 2,375 1,8125 20°



é /

Une représentation schématique, tiré du livre Éléments de machines, des différents rayons ce

trouve à l’annexe D à la page 109.

3.3.7 Calcul de l’interférence

Il est très important de vérifier si le dimensionnement des engrenages permettra de

conceptualiser une transmission fonctionnelle. Pour ce faire, il suffit de calculer l’interférence

de l’engagement des engrenages. Cette interférence sera calculée selon la théorie de livre

Éléments de machines chapitre 11.

sin 3.21

2,125 sin 20° 0,727

, , 3.22

5,75 5,1875 2,48

sin 3.23

5,5 sin 20° 1,88

3.24

2,48 1,88 0,6

où

é (voir annexe D page 109 pour une représentation des différents points)



Alors pour s’assurer qu’il n’y a pas d’interférence, il faut respecter cette condition;

0 3.25

0,727 0,6 0,127 0 3.26

La différence est supérieure à zéro, donc il est concevable de réaliser une transmission à

engrenage avec de telles dimensions.

3.4 Analyse du pignon et de son arbre

Selon l’application des forces, il est observable que le roulement est sollicité seulement

avec une charge radiale. Il n’y a donc pas de charge axiale. Nous allons donc calculer les

réactions sur le pignon et son arbre afin de connaître les charges que les roulements devront

supporter (figure 3-5).

20°

Force appliqué 20,508 KN

RCz

RDy

RDz

RCy

Figure 3-5: Image des réactions sur le pignon et son arbre



3.4.1 Calculs des réactions

3.4.1.1 Somme des moments (∑

∑ 0 0,1397 20,508 20° 0,06985 0 3.27

9,636

La réaction en RDz est la même puisque la pièce est symétrique.

3.4.1.2 Somme des moments (∑

∑ 0 0,1397 20,508 20° 0,06985 0 3.28

3,507

La réaction en RDy est la même puisque la pièce est symétrique.

3.4.1.3 Charge radiale statique résultante

, 3.29

, 9,636 3,507 10,254

é

é

é



é

Alors, les roulements des pignons devront supporter une charge radiale de 10,254 kN.

3.5 Analyse dynamique du mandrin

Nous allons vérifier la résistance du mandrin selon l’énergie de déformation en torsion.

3.5.1 Énergie de déformation en torsion

Nous utilisons la théorie développée dans le chapitre 14 de livre de Résistance des matériaux,

page 411, pour calculer l’énergie de déformation en torsion du mandrin. De plus, nous utilisons

les paramètres du tableau 16. Tableau 16: Paramètres de calculs pour le mandrin

t L r G

0,0159 [m] 0,1143 [m] 0,0746 [m] 689 MPa

Figure 3-6: Image du mandrin

2 3.30

5730 0,11432 689 10 4,15 10 65,655

2 3.31

L

r

t



2 0,0746 0,0159 4,15 10

É é

é é

É

La puissance maximale à laquelle le mandrin sera soumis lors de la rotation est de 48 kW.

L’énergie requise afin que le mandrin se déforme est de 65,66 kW. Nous avons donc la

conviction que le mandrin sera en mesure de supporter le couple maximal. Cependant, ce calcul

ne tient pas compte de l’énergie de poussé et de vibrations.

3.6 Analyse des roulements

Dans cette section, nous allons vérifier la durée de vie des roulements selon les charges

auxquelles ils seront sollicités. Nous n’avons pas considéré de facteurs de charge puisque nous

élaborerons ces calculs selon les paramètres de design du tableau 17 La tête ne sera

pratiquement jamais sollicitée avec de telles charges. Tous ces calculs ont été faits selon la

méthode du fabriquant. Nous trouvons cette méthode et plus d’informations sur les roulements

à l’annexe G. Tableau 17 : Paramètres de design des roulements

Charge radiale [kN] Charge axiale [kN] Vitesse [RPM]

Roulements des pignons 10,254 0 103,53

Roulements du mandrin 0 35,141 40

Nous avons divisé les vitesses de rotation par deux puisque c’est à 40 RPM que les foreuses

sont ajustées. De plus, nous avons réduit de 25% la charge axiale puisqu’il est pratiquement



impossible d’appliquer cette charge axiale tout en ayant une rotation de 40 RPM. Ces divisions

nous permettrons d’obtenir des durées de vie plus près de la réalité.

3.6.1 Roulements des pignons

Cette équation permet de calculer la charge dynamique équivalente des roulements des pignons.

, , , 1 10,254 0 0 10,254 3.32

, é

,

,

0,6871,5 10,254 4,74 3.33

é

Alors, selon les spécifications du roulement à gorge profonde (6311) fabriqué par NTN, nous

obtenons une durée de vie de 55 000 heures. Si nous considérons un temps de fonctionnent de

16 heures par jour pendant 365 jours par année, nous obtenons une durée de vie de 9,4 ans.

Cette durée de vie a été calculée en fonction du couple maximal. Donc, puisque la foreuse

n’applique pas son couple maximal continuellement, le roulement aura une durée minimale de

9,4 ans.



3.6.2 Roulements du mandrin

Cette équation permet de calculer la charge dynamique équivalente des roulements du mandrin.

, , , 1 0 1,57 35,14 55,17 3.34

, é

,

,

0,95254 55,17 4,37 3.35

é

Selon les spécifications du roulement conique (4T-46790/46720) fabriqué par NTN, nous

obtenons une durée de vie de 60 000 heures. Si nous considérons un temps de fonctionnement

de 16 heures par jour pendant 365 jours par année, nous obtenons une durée de vie de 10,27

ans.

Ceci conclu les études et les analyses que nous avons fait. Cependant, il y a des études et des

analyses complémentaires à faire avant d’exécuter la conception de cette tête.



4. DESCRIPTION DU DESIGN

Maintenant que nous avons vérifié la faisabilité de différents scénarios, nous allons décrire le

design final quant à la conception de cette tête de foreuse hydraulique. Nous allons aussi

expliquer les raisons du choix de ce design et des composantes. Les figures 4-1 et 4-2 sont des

images de la tête modélisée à l’aide du logiciel Inventor.

Figure 4-1: Image de la vue supérieure de la tête

Figure 4-2: Image de la vue inférieure de la tête

4.1 Puissance hydraulique

La puissance hydraulique sera fournie par deux moteurs hydrauliques de type Gerotor. Nous

avons sélectionné un moteur fabriqué par PARKER, catalogue HY30-3213/DE/UK/FR/IT. Ce

type de moteur a la propriété d’offrir des couples à faible révolution par minute, voir courbe de

fonctionnement (figure 4-3). Pour notre application, ce moteur est idéal. Pour être plus précis,

nous avons opté pour la série TG et le modèle 335 (figure 4-4). Ce moteur offre un couple

maximal de 1350 Nm et une vitesse de rotation maximale de 290 RPM. Ils offrent un couple

légèrement supérieur à celui requis, ils seront donc en mesure de couvrir les pertes mécaniques.

Cependant, le système hydraulique devra être ajusté afin que les moteurs ne produisent pas un

couple supérieur à la capacité de la transmission. Suite à des vérifications avec un distributeur

PARKER (Hydraulique Val-d’Or), nous avons été informés que ce moteur est d’usage très

courant dans différents secteurs de l’industrie. Hydraulique Val-d’Or possède généralement une



demi-douzaine d’exemplaires de ces moteurs dans son inventaire. Alors, les délais de livraison

seront de moins d’une journée, le rendant encore plus intéressant pour l’entreprise.

Figure 4-3: Courbe du fonctionnement du moteur TG-335

Figure 4-4: Photo du TG-335

4.2 Transmission, engrenages versus chaîne

Nous avions vérifié la possibilité de deux systèmes de transmission, soit par chaîne et par

engrenages. Une transmission par chaîne nécessite une précision de montage inférieure à une

transmission par engrenages et, son entretien est beaucoup plus simple. Alors, une transmission

par chaîne génère un coût de revient inférieur à celle par engrenages. Cependant, la

transmission par chaîne demande un entraxe minimum afin de respecter l’angle d’enroulement

de la chaîne sur les pignons et la roue. Le ratio de transmission choisi fait en sorte que la chaîne

demande un entraxe de 6,75 pour une largeur totale de la transmission de 20,5 pouces. Cet

entraxe ne permet pas d’atteindre l’objectif d’une conception aussi compacte que celle par

engrenages. De plus, il faut aussi prévoir un dispositif qui permettra de régler la tension requise

de la chaîne. Ceci aura pour effet d’augmenter considérablement la taille de la transmission.

Malgré le fait qu’une transmission par chaîne comporte beaucoup d’avantages, nous allons tout

de même opter pour une transmission par engrenages. Une transmission par engrenages nous

permettra de mieux atteindre nos objectifs.



La transmission (figure 4-5) par engrenages sera composée de deux pignons et d’une roue. Les

pignons auront un diamètre de 4,25 pouces et la roue de 11 pouces. Le pignon possède un arbre

cannelé afin de recevoir l’arbre du moteur hydraulique. Quant a elle, la roue possède un

intérieur cannelé afin d’assurer la liaison mécanique avec le mandrin. Le pas diamétral des

dents a été fixé à 4. Ce pas nous permet d’avoir une très bonne résistance en flexion des dents

dû au couple appliqué. De plus, ce pas nous assure que l’engagement des dents sera parfait

puisque les calculs n’ont démontré aucune interférence. La largeur des dents sera de 3,5 pouces.

Les engrenages seront forgés dans de l’acier IC 4043. Cet acier à une limite à la rupture de

200 000 PSI et une dureté brinell de 500. Selon cette dureté, nous avons effectué des calculs

afin de vérifier le risque d’usure des dents. Nous avons obtenu un facteur pour la roue et les

pignons supérieur à 1. Le risque d’usure est ainsi écarté. Avec ces caractéristiques, nous

sommes confiants que la transmission par engrenage sera en mesure d’offrir de bonnes

performances.

4.2.1 Roulement des pignons

Suite à l’analyse des réactions des pignons, nous avons remarqué que la charge est de type

radial. Nous avons ainsi sélectionné des roulements à gorge profonde pour les pignons

puisqu’ils sont en mesure de supporter les charges des pignons. Ceux-ci sont efficaces avec des

charges radiales. Nous avons sélectionné des roulements fabriqués par NTN, catalogue NO.

2202-&/E. Nous avons aussi analysé la durée de vie des roulements selon les charges

appliquées, la vitesse de rotation et d’un coefficient de charge. Nous avons obtenu une durée de

vie de 55 000 heures.

4.2.2 Roulements du mandrin

Le mandrin est principalement sollicité par des charges axiales. Dans des conditions de

fonctionnement parfaites, les forces appliquées au mandrin par les pignons s’annulent

mutuellement. Cependant, il se peut qu’un moteur offre plus de couples que l’autre et, de ce



fait, aura pour effet de déséquilibrer les forces radiales au mandrin. De plus, il faut tenir compte

des vibrations provenant des tiges. Il se peut qu’elles transmettent des charges radiales au

mandrin. Alors, en considérant tous ces faits, nous avons opté pour des roulements. Nous avons

sélectionné des roulements provenant du fabricant NTN, catalogue NO. 2202-&/E. Nous avons

analysé ces roulements en fonction des charges appliquées et de la vitesse de rotation afin de

trouver une durée de vie de 60 000 heures. Alors, avec cette sélection d’engrenages et de

roulements, nous sommes confiant que notre conception sera fiable et performante. À titre

indicatif, selon l’espérance de vie des pièces, nous estimons que cette transmission durera

environ 9 ans. Plusieurs facteurs influenceront cette durée tels que l’entretien, le nombre

d’heures d’utilisation, la vitesse de rotation, etc.

Figure 4-5: Image de la transmission

4.2.3 Étanchéité de l’admission d’air

Afin de réduire les coûts de fabrication, nous avons opté pour une solution nécessitant le moins

de pièces possible. Contrairement à la tête de foreuse produite par CUBEX, nous avons conçu

un système d’admission d’air composé d’un collecteur d’air fixe (figure 4-6). Pour rendre

étanche la partie pressurisée du collecteur d’air, nous avons créé un support de joints

d’étanchéité : « seal ». Ce support sera boulonné à l’intérieur du collecteur et il sera positionné

autour du mandrin. Il y a un joint d’étanchéité en forme d’anneau, communément appelé « O-

Ring », à l’extérieur du support afin de garantir l’étanchéité entre la collecteur et celui-ci. À

l’intérieur du support, il y le joint d’étanchéité de type « Buffer seals » capable de supporter des



pressions allant jusqu’à 5 800 PSI. Le système d’étanchéité d’air est composé de deux pièces

afin de diminuer le coût et la complexité d’usinage du collecteur. Si par malchance, le support

de joints d’étanchéité est usé ou endommagé, il suffira de le remplacer au lieu de remplacer le

collecteur. Cependant, le support nécessitera une très grande précision d’usinage ayant des

tolérances de 2 millièmes. De plus, la configuration de ce système permettra le remplacement

des joints d’étanchéité plus facilement et plus rapidement contrairement au système développé

par CUBEX.

Figure 4-6: Image du collecteur d'air

4.3 Mandrin

La forme du mandrin (figure 4-7 et 4-8) est fortement inspirée de celui de la tête CUBEX.

Cependant, le mandrin de notre conception comporte quelques changements. Par exemple, des

opérateurs de foreuse nous ont informés qu’il est difficile de retirer le piston cannelé de la tête

CUBEX. Alors, nous avons conceptualisé notre mandrin afin de rendre possible le retrait du

piston par sa partie inférieure. Il suffit de dévisser l’adaptateur de tige et de retirer le capuchon

mandrin du mandrin. Alors, pour ce design, nous espérons que le remplacement du piston se

fera plus facilement.

Collecteur d’air

Support de joints

O-ring

Buffer seals



Figure 4-7: Image de la vue inférieure du mandrin

Figure 4-8: Image de la vue supérieure du mandrin

4.4 Le boîtier

La géométrie du boîtier (figure 4-9) fût grandement inspirée par la forme générée par la

transmission. À la demande de l’entreprise, nous avons configuré le boîtier afin de rendre

possible un système de fixation par les côtés de la tête de forage. Cette configuration a pour but

de faciliter le retrait de la tête de son chariot et de faciliter l’entretien. Le boîtier est conçu sous

la forme d’un sandwich, par couches. Il est donc obtenu suite à l’assemblage de trois pièces. De

cette façon, l’entreprise est en mesure d’usiner elle-même son boîtier dans ses installations. Les

composantes seront usinées dans des plaques d’acier 44W. Cet acier est facile à usiner et offre

une résistance suffisante. Il est aussi possible d’obtenir un boîtier composé de pièces moulées.

Nous avons effectué une visite industrielle à la fonderie Wabi Iron & Stell corp. à New

Liskeard, Ontario. Cette entreprise est en mesure de mouler les pièces requises pour la

fabrication. Cependant, le moulage est économiquement rentable seulement pour une grande

production.

Figure 4-9: Image du boîtier

Il est possible de trouver tous les dessins de détails à l’annexe E.



5. ÉTUDE DES COÛTS

Dans cette section, nous trouvons une étude préliminaire quant au coût de fabrication de la tête

de forage. Le tableau 18 contient les composantes, leur quantité et leur coût unitaire. Les coûts

unitaires ont été obtenu suite à la demande de soumissions de différents fournisseurs.

Tableau 18: Tableau des coûts des composantes

Composante Fabricant Distributeur Numéro de la composante Quantité Prix unitaire

Moteur hydraulique (2) Parker Hydraulique Val-d’Or

TG-0335-M- ?-44- ?-AAAB 2 796,81 $

Roulement « cup and cone « pour le mandrin »

NTN KINEKOR 4T-46790/46720 2 245,19 $

Roulement à gorge profonde (pignons)

NTN KINECOR 6311 4 136,57 $

Roulement à gorge profonde (collecteur d’air)

NTN KINECOR 6802 1 32,31 $

Mandrin Andros Gears - - 1 1120,00 $ Pignon Andros Gears - - 2 735,00 $ Bouchon de mandrin Andros Gears - - 1 575,00 $ Roue Andros Gears - - 1 1200,00 $ Piston cannelé CUBEX Reedrill CM16001-1 1 720,00 $ Ressort CUBEX Reedrill CM16002 1 38,86 $ O-ring piston CUBEX Reedrill CP16001 1 1,04 $ O-ring couvercle inférieur Sealsonline KINECOR - 1 12,00 $ Joint Buffer seals (5 ¾) Sealsonline KINECOR - 2 59,31 $ Assemblage pivotante - KINECOR - 1 150,00 $ Socket Head Cap Screws 1/2 X 2 ½ NF

- Lucien Mireault Inc.

SHCS1/2X2½NF 12 5,00 $

Socket Head Cap Screws 1/2 X 3 ½ NF


SHCS1/2X3½NF 12 5,25 $


-- Lucien Mireault Inc.

SHCS3/4X2½NF 6 5,90 $



SHCS1/2X1½NF 10 4,75 $

Boîtier de la tête - Boîtier centre - Boîtier haut - Boîtier bas - Collecteur d’air - Couvercle bas - Espaceur inférieur - Espaceur supérieur - Capuchon mandrin

Manufacturier CMAC-THYSEN

- -

1 1 1 1 1 1 1 1

Prix total estimé

8000,00 $

Coût total 16 338,24$



Nous arrivons à un coût de fabrication estimé de 16 338,24 $. Cette estimation est basée sur une

étude des coûts arrondie à la hausse. Il est fort probable que le prix réel soit révisé à la baisse si

une éventuelle étude rigoureuse est effectuée. Le coût de la tête de forage actuellement acheté

chez CUBEX est de 38 000$. Nous sommes agréablement surpris de ce résultat. Alors, il serait

très rentable pour Manufacturier CMAC-THYSSEN de construire lors propre tête de foreuse.

De plus, cette estimation est élaborée en fonction d’une seule exemplaire. La fabrication de

plusieurs têtes de forage aurait pour effet de diminuer considérablement le coût unitaire.



6. SANTÉ ET SÉCURITÉ

À chaque année, beaucoup trop de travailleurs et de travailleuses font partie des statistiques

concernant les accidents en milieu de travail. Heureusement, au court des années, des mesures

préventives ont permis de réduire le nombre d’accidents. Alors, nous avons quelques

recommandations afin de prévenir les risques potentiels d’accident.

6.1 Équipement de sécurité

Il est fortement conseillé de porter un couvre-tout et des gants afin de couvrir toutes les parties

du corps. Par exemple, le couvre-tout permet de réduire le risque de brûlure associée à l’huile

hydraulique en cas de bris du système hydraulique. Ensuite, le port des lunettes de sécurité est

primordial étant donné les lieux de travail souvent très sombres et qu’il est parfois impossible

d’apercevoir des objets qui pourraient endommager vos yeux. De plus, lors du forage,

l’expulsion de fragments de roches est inévitable et, les lieux sont très propices à divers dangers

potentiels. Par conséquent, le port de plusieurs équipements de protection est obligatoire, entre

autres : Le port de bottes ayant des embouts d’acier ainsi que le port du casque protecteur.

6.2 Pression hydraulique

Si une fuite d’huile hydraulique est suspectée, n’utilisez jamais une partie de votre corps pour

vérifier s’il y fuite. Le jet a une énorme énergie qui pourrait transpercer votre gant et votre peau

et contaminer votre corps avec de l’huile toxique. Par exemple, utilisez un outil quelconque. Ne

jamais toucher ou déplacer les composantes du système hydraulique lorsque celui-ci est sous

pression. Certaines composantes pourraient avoir des fuites qui sont ignorées. Il suffit

d’éteindre la pompe hydraulique avant de procéder.



6.3 Machine en mouvement

Les foreuses sont des équipements d’une force énorme. Pour l’amour de la vie, soyez vigilent

puisque aucun humain n’a la capacité musculaire d’arrêter une telle machine. Il suffit de garder

ses distances et de prévoir les risques potentiels.

6.4 Programme de prévention et règles de sécurité

Afin de prévenir les accidents, il est préférable de consulter le programme de prévention de

Groupe Minier CMAC-THYSSEN et suivre les règles de sécurité de la mine concernée par les

travaux de forage.



7. RECOMMANDATIONS

Nous avons quelques recommandations afin d’assurer le bon fonctionnement de cette tête de

foreuse de type ITH.

7.1 Lubrification

Nous recommandons l’utilisation d’huile 80W-90 pour la lubrification de la transmission.

L’huile 80W-90 est une huile couramment utilisée dans l’industrie pour la lubrification de

roulements et d’engrenages. Il est aussi possible de lubrifier la transmission avec de la graisse

de catégorie 0 selon la classification NLGI. Par contre, la graisse ne permettra pas une aussi

bonne diffusion de chaleur comparativement à l’huile. La graisse est plus visqueuse et le

contact entre elle et les composantes internes de la tête est inférieure. Par conséquent, la tête

fonctionnera avec une température interne supérieure. Étant donné tous ces facteurs,

l’utilisation de la graisse aura pour effet de diminuer la durée de vie de la tête. Il est donc

préférable d’utiliser l’huile 80W-90. Il serait très important de vérifier le niveau d’huile avant

chaque quart de travail.

7.2 Période d’étude du prototype

Il serait préférable de prévoir une période d’étude du prototype d’environ 200 heures afin de

noter des observations. Par exemple, vérifiez fréquemment si il y des fuites d’air et d’huile, des

bruits anormaux et intermittents, des vibrations anormales, des boulons desserrés, etc.

Finalement, prendre des notes sur des observations qui permettront d’apporter des

modifications si le besoin s’impose.



7.3 Système hydraulique

Il est très important d’ajuster et de vérifier la capacité du système hydraulique de la foreuse. Par

exemple, la pompe hydraulique doit être capable de fournir la pression et le débit nécessaire au

bon fonctionnement des moteurs hydrauliques. Afin d’obtenir un couple de 5730 Nm et une

vitesse de rotation de 80 RPM au mandrin, nous recommandons une pression de 3 600 PSI et

un débit de 40 gallons US par minute. Cependant, nous sommes conscient que selon les pompes

couramment utilisées dans les foreuses développent une pression maximale de 3 000 PSI. Avec

une pression de 3 000 PSI, la tête sera capable de développer un couple au mandrin d’environ

5000 Nm. Ces données ont été calculées en fonction de deux moteurs Parker TG 335.

7.4 Joint liquide d’étanchéité

Afin d’assurer l’étanchéité entre les composantes, nous recommandons l’utilisation de joint

d’étanchéité liquide. Ces joints offrent de bonnes performances et ils sont beaucoup plus

économiques que des joints d’étanchéité en tôle fabriqués sur mesure.

7.5 Couple de serrage

Il est très important de respecter le couple de serrage spécifique à chaque boulon. Selon la

théorie de l’énergie de la déformation, un boulon avec un couple de serrage insuffisant offre

une résistance inférieure à la traction. Un boulon soumis à un couple de serrage trop élevé a

pour conséquence d’affaiblir la résistance de celui-ci. Afin de déterminer le couple de serrage

adéquat, veuillez utiliser l’information contenue dans un Machinery’s Handbook.



7.6 Précharge des roulements du mandrin

Nous recommandons d’appliquer la précharge requise sur les roulements du mandrin. Ceci est

favorable pour augmenter la rigidité du roulement, contrôler les vibrations et le bruit et

augmenter la durée de vie. Cependant une charge initiale excessive peut diminuer la durée de

vie des roulements. Il est possible de précharger les roulements en modifiant les dimensions de

l’espaceur inférieur : « shim inférieur ». Vérifiez avec le fabricant (NTN) pour plus

d’information sur la précharge requise. Nous recommandons aussi d’utiliser la technique

proposée par CUBEX, annexe B page 80

7.7 Tolérances

Nous recommandons de faire vérifier et d’ajouter des tolérances sur les plans par un technicien

afin de faciliter le montage et le démontage.

7.8 Pompe à huile

Nous comptons sur une lubrification assurée par barbotage. Cependant, nous ne sommes pas

absolument certain que le barbotage sera suffisant pour lubrifier les roulements situés au-dessus

du niveau d’huile. Il serait donc important de vérifier l’état des roulements lorsqu’ils seront

usés afin de constater si l’usure est causée par une lubrification insuffisante. Si la lubrification

n’est pas suffisante, il serait possible de remédier à la situation en accouplant une petite pompe

à l’un des pignons. Ensuite, concevoir un petit réseau de conduites afin d’acheminer l’huile de

la petite pompe aux endroits critiques.



8. CONCLUSION

Suite à plusieurs centaines d’heures de travail, nous sommes très fier et heureux d’avoir réussi

notre mandat. Nous avons conceptualisé une tête de foreuse qui respecte tous les objectifs,

exigences et restrictions demandés par l’entreprise. Selon notre étude préliminaire des coûts, le

prix de fabrication de cette tête devrait être d’environ 16 338 $, soit 21 661,76 $ de moins que

le prix d’achat de la tête CUBEX. Nous sommes confiant que cette tête fonctionnera. Par

contre, nous sommes aussi conscient qu’il y aura, à coup sûr, des modifications à apporter.

Comme première expérience concrète de conception, nous avons été confronté à la réalité.

C’est-à-dire que nous avons fait un apprentissage énorme que nous n’avions pas reçu dans le

cadre de notre formation. Par exemple, nous avons découvert qu’il est très favorable de

sélectionner des pièces couramment utilisées dans l’industrie afin de faciliter leur

remplacement.

Le projet nous a permis d’appliquer des notions apprises lors de notre formation en génie

électromécanique, c’est-à-dire que nous avons utilisé beaucoup de théories portant sur la

résistance des matériaux, la dynamique, la gestion de projet, la lubrification et bien d’autres.

Nous avons aussi appris une panoplie de nouvelles choses telles que : le procédé de moulage,

les standards (SAE, ANSI, AGMA), le traitement thermique, la réalité en milieu industriel, etc.

Nous avons aussi eu la chance de faire des visites industrielles chez Wabi Iron & Stell

corp.(moulage de pièces) et chez Manufacturier CMAC-THYSSEN. Ces visites nous ont donné

une idée concernant le fonctionnement des entreprises. Nous sommes maintenant doté d’une

expérience qui nous permettra d’attaquer le projet de fin d’étude et ensuite intégrer le marché

du travail dans le merveilleux monde de l’ingénierie.



9. BIBLIOGRAPHIE

Livres :

1. DROUIN, Gilbert et Collets, Éléments de machines, Éditions de l’école polytechnique

de Montréal, deuxième édition revue et augmentée, 1986.

2. TOTTEN, George E. Steel heat treatment handbook, CRC Press, deuxième édition,

2007.

3. OBERG, Erik, Machinery’s Handbook, Industrial Press, vingt-huitième édition, 2008.

4. BAZERGUI, André, collaborateurs, Résistance des matériaux, Presses Internationales

Polytechnique, troisième édition, 2002.

5. L. MOTT, Robert, Machine Elements in Mechanical Design, Prentice-Hall, troisième

edition, 1992

Sites web :

1. GROUPE MINIER CMAC-THYSSEN, http://www.cmac-thyssen.com/, Consulté le :

2008-06-01

2. THYSSEN MINING, http://www.thyssenmining.com/, Consulté le : 2008-06-01

3. MINING TECHNOLOGIES INTERNATIONAL INC., http://www.mti.ca/, Consulté le

2008-06-01

4. PARKER, http://www.parker.com/portal/site/PARKER/, Consulté le : 2008-07-01.

5. SEALSONLINE, http://www.sealsonline.com/website/, Consulté le : 2008-07-13.

6. GROUPE SADMEX, http://www.sadmex.ca/, Consulté le : 2008-07-24.



ANNEXES



Annexe A : Schéma hydraulique d’une foreuse CUBEX 6200N ITH







Annexe B: Informations supplémentaires sur la tête de foreuse CUBEX





























































Annexe C: Étude fait sur Excel portant sur le design de la transmission











Annexe D: Théories sur les facteurs de résistance et les dimensions des engrenages

















Annexe E: Dessins de détails

(Il est fort probable que les dessins subissent des modifications)













Annexe F : Documentation sur le moteur TG335













Annexe G: Informations sur les roulements NTN

3. Load Rating and Life3.1 Bearing life

Even in bearings operating under normal conditions, thesurfaces of the raceway and rolling elements areconstantly being subjected to repeated compressivestresses which causes flaking of these surfaces to occur.This flaking is due to material fatigue and will eventuallycause the bearings to fail. The effective life of a bearingis usually defined in terms of the total number ofrevolutions a bearing can undergo before flaking of eitherthe raceway surface or the rolling element surfacesoccurs.

Other causes of bearing failure are often attributed toproblems such as seizing, abrasions, cracking, chipping,scuffing, rust, etc. However, these so called "causes" ofbearing failure are usually themselves caused byimproper installation, insufficient or improper lubrication,faulty sealing or inaccurate bearing selection. Since theabove mentioned "causes" of bearing failure can beavoided by taking the proper precautions, and are notsimply caused by material fatigue, they are consideredseparately from the flaking aspect.

3.2 Basic rating life and basic dynamic load ratingA group of seemingly identical bearings when subjected

to identical load and operating conditions will exhibit awide diversity in their durability.

This "life" disparity can be accounted for by thedifference in the fatigue of the bearing material itself.This disparity is considered statistically when calculatingbearing life, and the basic rating life is defined as follows.

The basic rating life is based on a 90% statistical modelwhich is expressed as the total number of revolutions90% of the bearings in an identical group of bearingssubjected to identical operating conditions will attain orsurpass before flaking due to material fatigue occurs. Forbearings operating at fixed constant speeds, the basicrating life (90% reliability) is expressed in the total numberof hours of operation.

Basic dynamic load rating expresses a rolling bearing'scapacity to support a dynamic load. The basic dynamicload rating is the load under which the basic rating life ofthe bearing is 1 million revolutions. This is expressed aspure radial load for radial bearings and pure axial load forthrust bearings. These are referred to as "basic dynamicload rating (Cr)" and "basic dynamic axial load rating (Ca)."The basic dynamic load ratings given in the bearingtables of this catalog are for bearings constructed of NTNstandard bearing materials, using standard manufacturingtechniques.

The relationship between the basic rating life, the basicdynamic load rating and the bearing load is given informula.

For ball bearings: L10＝（C）

3……………（3.1）

P

For roller bearings: L10＝（C）

10/3…………（3.2）

P

where,L10 : Basic rating life 106 revolutionsC : Basic dynamic load rating, N {kgf}

(Cr: radial bearings, Ca: thrust bearings)P : Equivalent dynamic load, N {kgf}

(Pr: radial bearings, Pa: thrust bearings)n : Rotational speed, min-1

The relationship between Rotational speed n and speedfactor fn as well as the relation between the basic ratinglife L10h and the life factor fn is shown in Table 3.1 andFig. 3.1.

A-17

●Load Rating and Life

40,000

4.6

60,000

80,000

30,000

20,000

15,000

3

10,0002.5

8,000

6,000

4,000

3,000

2,000

1.9

3.5

4.5

2

4

1.8

1.7

1.6

1.5

1.41,500

1.3

1.21,000

1.1

900

800

700

600

500

4000.95

1.0

0.90

300 0.85

0.80

0.76200

100

0.6

60,000

40,000

0.106

30,000

0.12

0.1420,000

0.1615,000

0.1810,000

0.208,000

0.22

0.24

0.26

0.28

6,000

4,000

3,000

2,0000.30

1,500

0.351,000

0.4800

600

0.5

400

300

200

150

0.7

80

600.8

0.940

301.0

1.1

1.3

20

15

1.4

1.2

1.4410

60,000

5.480,000

4.5

5

40,000

430,000

3.520,000

15,0003

2.5

10,000

6,000

24,000

3,000

2,000

1.9

1.8

1.7

1.6

1.5

1,5001.4

1.3

1.21,000

800

900

700 1.1

1.0

600

500

4000.95

0.90

0.85300

0.80

0.75

0.742001.4910

40,000

60,000

30,0000.10

0.082

0.09

0.12

0.14

20,000

15,000

0.16

0.18

10,0008,000

8,000

6,000

4,000

3,000

2,000

1,500

1,000800

600

400

300

200

150

0.20

0.22

0.24

0.26

0.28

0.30

0.35

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

10080

60

40

30

20

0.9

1.0

1.1

1.2

1.3

1.4

15

fnn L10h

min-1 hfh n L10hfn

min-1 hfh

Ball bearings Roller bearings

Fig. 3.1 Bearing life rating scale

Classification Ball bearing Roller bearing

Basic rating lifeL10h h

Life factorfh

Speed factorfn

60n106

( )P

C

( )n33.3

fnP

C fnP

C

= 500 fh3

60n106

( )P

C= 500 fh

10/310/3

1/3

( )n33.3 3/10

3

Table 3.1 Correlation of bearing basic rating life, life factor, and speed factor

134

When several bearings are incorporated in machinesor equipment as complete units, all the bearings in theunit are considered as a whole when computing bearinglife (see formula 3.3).

1L ＝（ 1 ＋ 1 ＋ … 1 ）

1/e…………（3.3）

L1e

L2e

Lne

where,L : Total basic rating life of entire unit, h

L1 , L2 …Ln: Basic rating life of individual bearings, 1, 2,…n, h

e = 10/9....................For ball bearingse = 9/8......................For roller bearings

When the load conditions vary at regular intervals, thelife can be given by formula (3.4).

Lm ＝（Φ1 ＋Φ2 ＋…

Φ j ）

-1……………（3.4）

L1 L2 L j

where,L m : Total life of bearingΦ j : Frequency of individual load conditions

(ΣΦ j = 1)L j : Life under individual conditions

If equivalent load P and rotational speed n areoperating conditions of the bearing, basic rated dynamicload C that satisfies required life of the bearing isdetermined using Table 3.1 and formula (3.5). Bearingsthat satisfy the required C can be selected from thebearing dimensions table provided in the catalog.

fhC ＝ P ――……………………………………（3.5）

fn

3.3 Adjusted rating lifeThe basic bearing rating life (90% reliability factor) can

be calculated through the formulas mentioned earlier inSection 3.2. However, in some applications a bearing lifefactor of over 90% reliability may be required. To meetthese requirements, bearing life can be lengthened by theuse of specially improved bearing materials ormanufacturing process. Bearing life is also sometimesaffected by operating conditions such as lubrication,temperature and rotational speed.

Basic rating life adjusted to compensate for this iscalled "adjusted rating life," and is determined usingformula (3.6).

Lna＝ a1・a2・a3・L10…（3.6）where,

Lna : Adjusted rating life in millions of revolutions (106)

a1 : Reliability factora2 : Bearing characteristics factora3 : Operating conditions factor

3.3.1 Reliability factor a1

The value of reliability factor a1 is provided in Table 3.2for reliability of 90% or greater.

3.3.2 Bearing characteristics factor a2

Bearing characteristics concerning life vary according tobearing material, quality of material and if using specialmanufacturing process. In this case, life is adjusted usingbearing characteristics factor a2.

The basic dynamic load ratings listed in the catalog arebased on NTN's standard material and process,therefore, the adjustment factor a2 ＝1. a2 ＞ 1 may beused for specially enhanced materials and manufacturingmethods.If this applies, consult with NTN Engineering.

Dimensions change significantly if bearings made ofhigh carbon chrome bearing steel with conventional heattreatment are used at temperatures in excess of 120˚Cfor an extended period of time. NTN Engineeringtherefore offers a bearing for high-temperatureapplications specially treated to stabilize dimensions atthe maximum operating temperature (TS treatment). Thetreatment however makes the bearing softer and affectslife of the bearing. Life is adjusted by multiplying by thevalues given in Table 3.3.

3.3.3 Operating conditions factor a3

Operating conditions factor a3 is used to compensate forwhen lubrication condition worsens due to rise intemperature or rotational speed, lubricant deteriorates, orbecomes contaminated with foreign matter.

Generally speaking, when lubricating conditions aresatisfactory, the a3 factor has a value of one; and whenlubricating conditions are exceptionally favorable, and allother operating conditions are normal, a3 can have avalue greater than one. a3 is however less than 1 in thefollowing cases:

A-18


Reliability % Ln Reliability factor a1

90

95

96

97

98

99

L10

L5

L4

L3

L2

L1

1.00

0.62

0.53

0.44

0.33

0.21

Table 3.2 Reliability factor a1

SymbolMax. operating temperature (C˚)

Bearing characteristics factor a2

TS3

TS4

200

250

0.73

0.48

TS2 160 1.00

Table 3.3 Treatment for stabilizing dimensions

135

¡Dynamic viscosity of lubricating oil is too low for bearingoperating temperature(13 mm2/s or less for ball bearings, 20 mm2/s for rollerbearings)

¡Rotational speed is particularly low(If sum of rotational speed n min-1 and rolling elementpitch diameter Dpw mm is Dpw・n＜ 10,000)

¡Bearing operating temperature is too highIf bearing operating temperature is too high, theraceway becomes softened, thereby shortening life.Life is adjusted by multiplying by the values given inFig. 3.2 as the operating condition factor according tooperating temperature. This however does not apply tobearings that have been treated to stabilizedimensions.

¡Lubricant contaminated with foreign matter or moistureIf using special operating condition, consult with NTNEngineering. Even if a2＞ 1 is used for speciallybearings made of enhanced materials or produced byspecial manufacturing methods, a2×a3＜ 1 is used iflubricating conditions are not favorable.

A-19


Table 3.4 Machine application and requisite life (reference)

～4 4～12 12～30 30～60 60～

Machine application and requisite life (reference) L10h ×103 hServiceclassification

Machines used for shortperiods or used only occasionally

Short period or intermittentuse, but with high reliabilityrequirements

Machines not in constantuse, but used for longperiods

Machines in constant useover 8 hours a day

24 hour continuousoperation, non-interruptable

¡Household appliances¡Electric hand tools

¡Medical appliances¡Measuring instruments

¡Automobiles¡Two-wheeled vehicles

¡Farm machinery¡Office equipment

¡Home air-　conditioning motor¡Construction　equipment¡Elevators¡Cranes

¡Small motors¡Buses/trucks¡General gear drives¡Woodworking　machines

¡Rolling mills¡Escalators ¡Conveyors¡Centrifuges

¡Crane (sheaves)

¡Machine spindles¡Industrial motors¡Crushers¡Vibrating screens

¡Railway vehicle　axles ¡Air conditioners¡Large motors¡Compressor pumps

¡Main gear drives¡Rubber/plastic¡Calender rolls¡Printing machines

¡Locomotive axles¡Traction motors¡Mine hoists¡Pressed flywheels

¡Papermaking 　machines¡Propulsion　equipment for　marine vessels

¡Water supply　equipment¡Mine drain　pumps/ventilators¡Power generating　equipment

Fig. 3.2 Operating conditions factor according to operating temperature

300250200150100

1.0

0.8

0.6

0.4

0.2

Ope

ratin

g co

nditi

ons

fact

or

a3

Operating temperature ˚C

When a super heavy load is applied, harmful plasticdistortion could be produced on the contact surfaces ofthe rolling elements and raceway. The formulae fordetermining basic rating life (3.1, 3.2, and 3.6) do notapply if Pr exceeds either Cor (Basic static load rating) or0.5 Cr for radial bearings, or if Pa exceeds 0.5 Ca for thrustbearings.

3.4 Machine applications and requisite lifeWhen selecting a bearing, it is essential that the

requisite life of the bearing be established in relation tothe operating conditions. The requisite life of the bearingis usually determined by the type of machine in which thebearing will be used, and duration of service andoperational reliability requirements. A general guide tothese requisite life criteria is shown in Table 3.4. Whendetermining bearing size, the fatigue life of the bearing isan important factor; however, besides bearing life, thestrength and rigidity of the shaft and housing must also betaken into consideration.

3.5 Basic static load ratingWhen stationary rolling bearings are subjected to static

loads, they suffer from partial permanent deformation ofthe contact surfaces at the contact point between therolling elements and the raceway. The amount ofdeformity increases as the load increases, and if thisincrease in load exceeds certain limits, the subsequentsmooth operation of the bearings is impaired.

It has been found through experience that a permanentdeformity of 0.0001 times the diameter of the rollingelement, occurring at the most heavily stressed contactpoint between the raceway and the rolling elements, canbe tolerated without any impairment in running efficiency.

136


Table 3.5 Minimum safety factor values S0

2

1

0.5

3

1.5

1

Operating conditions

High rotational accuracy demand

Ballbearings

Rollerbearings

Normal rotating accuracy demand(Universal application)

Slight rotational accuracydeterioration permitted(Low speed, heavy loading, etc.)

Note 1: For spherical thrust roller bearings, min. S0 value=4.2: For shell needle roller bearings, min. S0 value=3.3: When vibration and/or shock loads are present, a load factor

based on the shock load needs to be included in the P0 max value.4: If a large axial load is applied to deep groove ball bearings or

angular ball bearings, the contact oval may exceed the raceway surface. For more information, please contact NTN Engineering.

The basic static load rating refers to a fixed static loadlimit at which a specified amount of permanentdeformation occurs. It applies to pure radial loads forradial bearings and to pure axial loads for thrust bearings.The maximum applied load values for contact stressoccurring at the rolling element and raceway contactpoints are given below.

For ball bearings 4,200 MPa {428kgf/mm2}For self-aligning ball bearings 4,600 MPa {469kgf/mm2}For roller bearings 4,000 MPa {408kgf/mm2}

Referred to as "basic static radial load rating" for radialbearings and "basic static axial load rating" for thrustbearings, basic static load rating is expressed as Cor orCoa respectively and is provided in the bearing dimensionstable.

3.6 Allowable static equivalent loadGenerally the static equivalent load which can be

permitted (See page A-25) is limited by the basic staticrating load as stated in Section 3.5. However, dependingon requirements regarding friction and smooth operation,these limits may be greater or lesser than the basic staticrating load.

A-20

This is generally determined by taking the safety factorSo given in Table 3.5 and formula (3.7) into account.

So =Co／Po…（3.7）

where,So : Safety factorCo : Basic static load rating, N {kgf}

(radial bearings: Cor, thrust bearings: Coa)Po : Static equivalent load, N {kgf}

(radial: Por, thrust: Coa)

137

B-12

40

45

50

55

60

d 40～60mm

52 7 0.3 0.3 5.10 4.40 520 445 16.3 12 000 14 000 ― 6 700 6808 ZZ LLB ― LLU62 12 0.6 0.5 12.2 8.90 1 240 910 15.8 11 000 13 000 ― 6 300 6908 ZZ LLB ― LLU68 9 0.3 ― 12.6 9.65 1 290 985 16.0 10 000 12 000 ― ― 16008 ― ― ― ―68 15 1 0.5 16.8 11.5 1 710 1 170 15.2 10 000 12 000 7 300 6 100 6008 ZZ LLB LLH LLU80 18 1.1 0.5 29.1 17.8 2 970 1 820 14.0 8 700 10 000 6 700 5 600 6208 ZZ LLB LLH LLU90 23 1.5 0.5 40.5 24.0 4 150 2 450 13.2 7 800 9 200 6 400 5 300 6308 ZZ LLB LLH LLU

110 27 2 ― 63.5 36.5 6 500 3 750 12.3 7 000 8 200 ― ― 6408 ― ― ― ―

58 7 0.3 0.3 5.35 4.95 550 500 16.1 11 000 12 000 ― 5 900 6809 ZZ LLB ― LLU68 12 0.6 0.5 13.1 10.4 1 330 1 060 16.1 9 800 12 000 ― 5 600 6909 ZZ LLB ― LLU75 10 0.6 ― 12.9 10.5 1 320 1 070 16.2 9 200 11 000 ― ― 16009 ― ― ― ―75 16 1 0.5 21.0 15.1 2 140 1 540 15.3 9 200 11 000 6 500 5 400 6009 ZZ LLB LLH LLU85 19 1.1 0.5 32.5 20.4 3 350 2 080 14.1 7 800 9 200 6 200 5 200 6209 ZZ LLB LLH LLU

100 25 1.5 0.5 53.0 32.0 5 400 3 250 13.1 7 000 8 200 5 600 4 700 6309 ZZ LLB LLH LLU120 29 2 ― 77.0 45.0 7 850 4 600 12.1 6 300 7 400 ― ― 6409 ― ― ― ―

65 7 0.3 0.3 6.60 6.10 670 620 16.1 9 600 11 000 ― 5 300 6810 ZZ LLB ― LLU72 12 0.6 0.5 13.4 11.2 1 370 1 140 16.3 8 900 11 000 ― 5 100 6910 ZZ LLB ― LLU80 10 0.6 ― 13.2 11.3 1 350 1 150 16.4 8 400 9 800 ― ― 16010 ― ― ― ―80 16 1 0.5 21.8 16.6 2 230 1 690 15.5 8 400 9 800 6 000 5 000 6010 ZZ LLB LLH LLU90 20 1.1 0.5 35.0 23.2 3 600 2 370 14.4 7 100 8 300 5 700 4 700 6210 ZZ LLB LLH LLU

110 27 2 0.5 62.0 38.5 6 300 3 900 13.2 6 400 7 500 5 000 4 200 6310 ZZ LLB LLH LLU130 31 2.1 ― 83.0 49.5 8 450 5 050 12.5 5 700 6 700 ― ― 6410 ― ― ― ―

72 9 0.3 0.3 8.80 8.10 900 825 16.2 8 700 10 000 ― 4 800 6811 ZZ LLB ― LLU80 13 1 0.5 16.0 13.3 1 630 1 350 16.2 8 200 9 600 ― 4 600 6911 ZZ LLB ― LLU90 11 0.6 ― 18.6 15.3 1 900 1 560 16.2 7 700 9 000 ― ― 16011 ― ― ― ―90 18 1.1 0.5 28.3 21.2 2 880 2 170 15.3 7 700 9 000 ― 4 500 6011 ZZ LLB ― LLU

100 21 1.5 0.5 43.5 29.2 4 450 2 980 14.3 6 400 7 600 ― 4 300 6211 ZZ LLB ― LLU120 29 2 0.5 71.5 45.0 7 300 4 600 13.2 5 800 6 800 ― 3 900 6311 ZZ LLB ― LLU140 33 2.1 ― 89.0 54.0 9 050 5 500 12.7 5 200 6 100 ― ― 6411 ― ― ― ―

78 10 0.3 0.3 11.5 10.6 1 170 1 080 16.3 8 000 9 400 ― 4 400 6812 ZZ LLB ― LLU85 13 1 0.5 16.4 14.3 1 670 1 450 16.4 7 600 8 900 ― 4 300 6912 ZZ LLB ― LLU95 11 0.6 ― 20.0 17.5 2 040 1 780 16.3 7 000 8 300 ― ― 16012 ― ― ― ―95 18 1.1 0.5 29.5 23.2 3 000 2 370 15.6 7 000 8 300 ― 4 100 6012 ZZ LLB ― LLU

110 22 1.5 0.5 52.5 36.0 5 350 3 700 14.3 6 000 7 000 ― 3 800 6212 ZZ LLB ― LLU130 31 2.1 0.5 82.0 52.0 8 350 5 300 13.2 5 400 6 300 ― 3 600 6312 ZZ LLB ― LLU150 35 2.1 ― 102 64.5 10 400 6 550 12.6 4 800 5 700 ― ― 6412 ― ― ― ―

●Deep Groove Ball Bearings

Shielded type(ZZ)

Non-contactsealed type(LLB, LLF)

Contactsealed type

(LLU)

Low torquesealed type

(LLH)

Open type

B

r

r

φD φd

1）Smallest allowable dimension for chamfer dimension r.

Boundary dimensions Basic load ratings Factor Limiting speeds Bearing numbersdynamic static dynamic static

min-1 non- lowmm kN kgf grease oil contact torque contact

rNS open type open type open shielded sealed sealed sealedd D B rs min

1） min Cr Cor Cr Cor fo ZZ LLB Z LB LLH LLU type type type type type

138

B-13

N NR 50.7 1.3 0.95 0.25 54.8 0.85 42 43 50 55.5 1.9 0.9 0.3 0.3 0.033N NR 60.7 1.7 0.95 0.25 64.8 0.85 44 45 58 65.5 2.3 0.9 0.6 0.5 0.11― ― ― ― ― ― ― ― 42 ― 66 ― ― ― 0.3 ― 0.125N NR 64.82 2.49 1.9 0.6 74.6 1.7 45 47 63 76 3.8 1.7 1 0.5 0.19N NR 76.81 3.28 1.9 0.6 86.6 1.7 46.5 51 73.5 88 4.6 1.7 1 0.5 0.366N NR 86.79 3.28 2.7 0.6 96.5 2.46 48 54 82 98 5.4 2.5 1.5 0.5 0.63― ― ― ― ― ― ― ― 49 ― 101 ― ― ― 2.0 ― 1.23

N NR 56.7 1.3 0.95 0.25 60.8 0.85 47 48 56 61.5 1.9 0.9 0.3 0.3 0.04N NR 66.7 1.7 0.95 0.25 70.8 0.85 49 51 64 72 2.3 0.9 0.6 0.5 0.128― ― ― ― ― ― ― ― 49 ― 71 ― ― ― 0.6 ― 0.171N NR 71.83 2.49 1.9 0.6 81.6 1.7 50 52.5 70 83 3.8 1.7 1 0.5 0.237N NR 81.81 3.28 1.9 0.6 91.6 1.7 51.5 55.5 78.5 93 4.6 1.7 1 0.5 0.398N NR 96.8 3.28 2.7 0.6 106.5 2.46 53 61.5 92 108 5.4 2.5 1.5 0.5 0.814― ― ― ― ― ― ― ― 54 ― 111 ― ― ― 2 ― 1.53

N NR 63.7 1.3 0.95 0.25 67.8 0.85 52 54 63 68.5 1.9 0.9 0.3 0.3 0.052N NR 70.7 1.7 0.95 0.25 74.8 0.85 54 55.5 68 76 2.3 0.9 0.6 0.5 0.132― ― ― ― ― ― ― ― 54 ― 76 ― ― ― 0.6 ― 0.18N NR 76.81 2.49 1.9 0.6 86.6 1.7 55 57.5 75 88 3.8 1.7 1 0.5 0.261N NR 86.79 3.28 2.7 0.6 96.5 2.46 56.5 60 83.5 98 5.4 2.5 1 0.5 0.454N NR 106.81 3.28 2.7 0.6 116.6 2.46 59 68.5 101 118 5.4 2.5 2 0.5 1.07― ― ― ― ― ― ― ― 61 ― 119 ― ― ― 2 ― 1.88

N NR 70.7 1.7 0.95 0.25 74.8 0.85 57 59 70 76 2.3 0.9 0.3 0.3 0.083N NR 77.9 2.1 1.3 0.4 84.4 1.12 60 61.5 75 86 2.9 1.2 1 0.5 0.18― ― ― ― ― ― ― ― 59 ― 86 ― ― ― 0.6 ― 0.258N NR 86.79 2.87 2.7 0.6 96.5 2.46 61.5 64 83.5 98 5 2.5 1 0.5 0.388N NR 96.8 3.28 2.7 0.6 106.5 2.46 63 67 92 108 5.4 2.5 1.5 0.5 0.601N NR 115.21 4.06 3.1 0.6 129.7 2.82 64 74 111 131.5 6.5 2.9 2 0.5 1.37― ― ― ― ― ― ― ― 66 ― 129 ― ― ― 2 ― 2.29

N NR 76.2 1.7 1.3 0.4 82.7 1.12 62 64.5 76 84 2.5 1.2 0.3 0.3 0.106N NR 82.9 2.1 1.3 0.4 89.4 1.12 65 66.5 80 91 2.9 1.2 1 0.5 0.193― ― ― ― ― ― ― ― 64 ― 91 ― ― ― 0.6 ― 0.283N NR 91.82 2.87 2.7 0.6 101.6 2.46 66.5 69 88.5 103 5 2.5 1 0.5 0.414N NR 106.81 3.28 2.7 0.6 116.6 2.46 68 75 102 118 5.4 2.5 1.5 0.5 0.783N NR 125.22 4.06 3.1 0.6 139.7 2.82 71 80.5 119 141.5 6.5 2.9 2 0.5 1.73― ― ― ― ― ― ― ― 71 ― 139 ― ― ― 2 ― 2.77

Bearing Snap ring groove Snap ring Abutment and fillet dimensions Mass4）numbers dimensions dimensions

mm mm mmsnap2） snap2）

kg

ring ring D1 a b ro D2 f da Da DX CY CZ ras rNas

groove max max min max max max min max3） max (approx.) max min max max (approx.)

●Deep Groove Ball Bearings

a

b

ro ro

f

φD2

rNa

CY

ra

φdaφDaφDXφdφD1 φD

B

rrN

r

CZ

With snap ringWith snap ring groove

0.1720.3450.6891.031.382.073.455.176.89

0.190.220.260.280.300.340.380.420.44

1 0 0.56

2.301.991.711.551.451.311.151.041.00

Fa

FreX Y X Y

≦efo・Fa

Cor

Fa

Fr＞e

Dynamic equivalent radial loadPr＝XFr＋YFa

Static equivalent radial loadPor＝0.6Fr＋0.5Fa

When Por＜Fr use Por＝Fr

2）Sealed and shielded bearings are also available. 3）This dimension applies to sealed and shielded bearings. 4）Does not include bearings with snap rings.139

B-196

d 133.350～196.850mm

133.350

136.525

139.700

142.875

146.050

152.400

158.750

165.100

170.000

177.800

180.000

190.000

196.850

190.500 39.688 39.688 33.338 236 475 24 100 48 500 1 700 2 300196.850 46.038 46.038 38.100 310 550 31 500 56 500 1 700 2 200196.850 46.038 46.038 38.100 310 550 31 500 56 500 1 700 2 200215.900 47.625 47.625 34.925 320 540 32 500 55 000 1 600 2 100234.950 63.500 63.500 49.212 525 825 53 500 84 000 1 500 2 000

190.500 39.688 39.688 33.338 236 475 24 100 48 500 1 700 2 300228.600 57.150 57.150 44.450 445 735 45 500 75 000 1 500 2 000

215.900 47.625 47.625 34.925 320 540 32 500 55 000 1 600 2 100228.600 57.150 57.150 44.450 445 735 45 500 75 000 1 500 2 000254.000 66.675 66.675 47.625 550 910 56 000 92 500 1 400 1 800

200.025 41.275 39.688 34.130 239 490 24 300 50 000 1 600 2 100200.025 41.275 39.688 34.130 239 490 24 300 50 000 1 600 2 100

193.675 28.575 28.575 23.020 165 340 16 800 35 000 1 600 2 200254.000 66.675 66.675 47.625 550 910 56 000 92 500 1 400 1 800

192.088 25.000 24.000 19.000 130 261 13 200 26 700 1 600 2 100222.250 46.830 46.830 34.925 315 585 32 000 60 000 1 500 2 000

205.583 23.812 23.812 18.258 126 247 12 900 25 200 1 500 2 000225.425 41.275 39.688 33.338 254 555 25 900 56 500 1 400 1 900

225.425 41.275 39.688 33.338 254 555 25 900 56 500 1 400 1 900

230.000 39.000 38.000 31.000 282 520 28 700 53 000 1 400 1 800

227.012 30.162 30.162 23.020 181 415 18 500 42 000 1 300 1 800247.650 47.625 47.625 38.100 340 690 35 000 70 500 1 300 1 700

250.000 47.000 45.000 37.000 370 710 37 500 72 500 1 300 1 700

260.000 46.000 44.000 36.500 365 720 37 000 73 500 1 200 1 600

241.300 23.812 23.017 17.462 160 330 16 300 33 500 1 200 1 600

Note: 1. Chamfer dimensions on the back face of the inner and outer rings of the bearing are larger than maximum values for installation dimensions ras and r1as. 2. Bearing numbers marked "＃ " designate J-series bearings. The tolerances of these bearings is listed in Table 6.6 on page A-42.

● Tapered Roller Bearings

Boundary dimensions Basic load ratings Limiting speedsdynamic static dynamic static

mm kN kgf min-1

d D T B C Cr Cor Cr Cor grease oil

Inch seriesJ series

T

C

φD

B

r1

φd

r

a

140

B-197

4T-48385/48320 148 142 177 184 3.5 3.3 4.0 0.32 1.87 1.03 3.644T-67390/67322 149 143 180 189 3.5 3.3 6.3 0.34 1.74 0.96 4.634T-67391/67322 157 143 180 189 8 3.3 6.3 0.34 1.74 0.96 4.594T-74525/74850 152 146 196 208 3.5 3.3 –2.21） 0.49 1.23 0.68 6.564T-95525/95925 166 148 209 217 9.7 3.3 14.0 0.37 1.62 0.89 11.3

4T-48393/48320 151 144 177 184 3.5 3.3 4.0 0.32 1.87 1.03 3.434T-896/892 156 150 205 216 3.5 3.3 6.0 0.42 1.43 0.78 9.07

4T-74550/74850 158 151 196 208 3.5 3.3 –2.21） 0.49 1.23 0.68 6.054T-898/892 160 153 205 216 3.5 3.3 6.0 0.42 1.43 0.78 8.764T-99550/99100 170 156 227 238 7 3.3 12.1 0.41 1.47 0.81 14.3

4T-48684/48620 166 151 185 193 8 3.3 3.1 0.34 1.78 0.98 3.854T-48685/48620 158 151 185 193 3.5 3.3 3.1 0.34 1.78 0.98 3.89

4T-36690/36620 155 153 182 188 1.5 1.5 –5.01） 0.37 1.63 0.90 2.274T-99575/99100 175 162 227 238 7 3.3 12.1 0.41 1.47 0.81 13.5

4T-L630349/L630310 162 158 183 187 2 2 –10.01） 0.42 1.44 0.79 1.534T-M231648/M231610 178 163 207 213 8 1.5 5.9 0.33 1.8 0.99 5.72

4T-L432349/L432310 168 166 195 199 1.5 1.5 –9.81） 0.37 1.61 0.88 1.894T-46780/46720 176 169 209 218 3.5 3.3 –2.61） 0.38 1.57 0.86 5.2

4T-46790/46720 181 174 209 218 3.5 3.3 –2.61） 0.38 1.57 0.86 4.69

＃ 4T-JHM534149/JHM534110 184 178 217 224 3 2.5 –4.71） 0.38 1.57 0.86 4.37

4T-36990/36920 188 186 214 221 1.5 1.5 –12.81） 0.44 1.36 0.75 2.924T-67790/67720 194 188 229 240 3.5 3.3 –4.81） 0.44 1.36 0.75 6.57

＃ 4T-JM736149/JM736110 196 190 232 243 3 2.5 –9.01） 0.48 1.25 0.69 6.76

＃ 4T-JM738249/JM738210 206 200 242 252 3 2.5 –10.91） 0.48 1.26 0.69 6.85

4T-LL639249/LL639210 205 203 232 236 1.5 1.5 –17.31） 0.42 1.44 0.79 2.07

1） "－" means that load center at outside on end of inner ring.

● Tapered Roller Bearings

Bearing numbers Abutment and fillet dimensions Load Constant Axial Masscenter load factors

mm mm kgras r1as

da db Da Db max max a e Y2 Yo (approx.)

r1a

ra

φda φDbφDa φdb

1 0 0.4 Y2

Fa

FrX Y X Y

≦eFa

Fr＞e

staticPor＝0.5Fr＋YoFa

When Por＜Fr use Por＝Fr

For values of e, Y2 and Yo

see the table below.

Equivalent radial loaddynamicPr＝XFr＋YFa

141

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