RAPPORT FINAL - UQACCOORDONNATEUR : Jacques Paradis, ing. Approbation du rapport final pour diffusion Nom du conseiller Date Signature . Projet synthèse 2012 3 ... Ferdinand P. Beer

Université du Québec à Chicoutimi

MODULE D’INGÉNIERIE

GÉNIE MÉCANIQUE

6GIN555 – PROJET SYNTHÈSE EN INGÉNIERIE

RAPPORT FINAL

Projet # 269

Conception des liaisons mécanique pour la suspension de la Formule SAE-UQAC

Préparé par

MOREL-TREMBLAY, PIERRE-OLIVIER

et

SIMARD, MIKHAEL

Pour

FORMULE SAE UQAC

UNIVERSITÉ DU QUÉBEC À CHICOUTIMI

16 AVRIL 2012

CONSEILLER : Gilles Bouchard, ing.

COORDONNATEUR : Jacques Paradis, ing

Approbation du rapport final pour diffusion

Nom du conseiller

Date

Signature

Projet synthèse 2012

3

Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel

Remerciements

Nous tenons à souligner l'assistance de M. Gilles Bouchard, professeur au Département des

Sciences Appliquées de l'UQAC, pour ses conseils et son expertise qu'il a su nous transmettre tout au

long du projet.

Nous tenons aussi à remercier les Cycles Devinci pour nous avoir ouvert les portes de son laboratoire de

recherche et développement. De plus, Cycles Devinci nous a permis d'utiliser de l'équipement de haute

technologie afin d'effectuer des traitements de surface.

Finalement, nous remercions grandement M. Danick Gallant par l'entremise du Centre des Technologies

de l'Aluminium pour sa grande générosité comme consultant pour les adhésifs structuraux.


4


Table des matières

1. Introduction ....................................................................................................................... 10

1.1 Contexte et problématique .......................................................................................... 10

1.2 Objectifs du projet ....................................................................................................... 10

2. Étapes préliminaires .......................................................................................................... 11

2.1 Recherche bibliographique ..................................................................................... 11

2.2 Méthodologie utilisée .................................................................................................. 13

3. Étude de conception .......................................................................................................... 14

3.1 Réglementation ....................................................................................................... 14

3.2 Acquisition de donnés et analyse de donnés ............................................................... 15

3.3 Création de la suspension sur Optimum K ................................................................... 22

3.4 Calcul des efforts au point de contact des roues ......................................................... 25

3.4.1Efforts statique aux roues ............................................................................... 25

3.4.2 Efforts en virage ............................................................................................. 27

3.4.3 Efforts en freinage .......................................................................................... 30

3.4.4 Efforts en accélération longitudinale ............................................................. 33

3.5 Analyse en fatigue ................................................................................................................. 35

3.5.1 Fatigue induite par un virage ......................................................................... 35

3.5.2 Fatigue induite par un cas d’accélération et de freinage ............................... 38

3.6 Liaisons mécaniques ..................................................................................................... 41


5


Descriptif des composantes: ................................................................................... 41

3.6.1 Rod-end .......................................................................................................... 41

3.6.2 Roulement sphérique ..................................................................................... 41

3.6.3 Bielle ............................................................................................................... 42

3.6.4 Lamelles de déformation ............................................................................... 42

4. Conception et design ............................................................................................................... 43

4.1 Introduction au design de la suspension ..................................................................... 43

4.2 Configuration des liaisons mécaniques ........................................................................ 44

4.3 Particularités ................................................................................................................ 45

4.4 Matrice de décision ...................................................................................................... 46

4.5 Description de la matrice - Liaisons mécaniques ......................................................... 46

4.5.1 Rod end .......................................................................................................... 46

4.5.2 Bielle ............................................................................................................... 47

4.5.3 Roulement sphérique ..................................................................................... 48

4.5.4 Lamelles déformables .................................................................................... 49

4.6 Configuration choisie ................................................................................................... 50

4.7 Caractérisation des matériaux des membrures ........................................................... 51

4.7.1 Matrice de décision pour la caractérisation du matériau des membrures .... 53

4.7.2 Analyse de la matrice de décision: ................................................................. 54

4.8 Conception des embouts et théorie des adhésifs structuraux .................................... 56


6


4.8.1 Fabrication des embouts d’aluminium ..................................................................... 58

4.8.2 Essais de traction ....................................................................................................... 62

4.8.3 Chimie des adhésifs ................................................................................................... 64

4.10 Modélisation 3D ......................................................................................................... 65

5. Analyse par éléments finis ................................................................................................. 67

6. Essais expérimentaux .............................................................................................................. 76

7. Conclusion ............................................................................................................................... 78

Annexe 1 - Propriétés des matériaux .......................................................................................... 79

Annexe 1a - AISI 1020 ........................................................................................................ 79

Annexe 1b - AISI 4130 ........................................................................................................ 80

Annexe 1c - Aluminium 6061-T6 ........................................................................................ 81


7


Liste des figures

Figure 1 - Circuit auto-slalom Riverside Speedway ..................................................................................... 16

Figure 2 - Essai no 9 enregistrement des accélérations .............................................................................. 17

Figure 3 - Portion d'accélération maintenue .............................................................................................. 18

Figure 4 - Accélération maximale pour chacun des essais .......................................................................... 20

Figure 5 - Repère géométrique des centres instantané et du centre de roulis .......................................... 23

Figure 6 - Centre de roulis pour la suspension en développement ............................................................ 23

Figure 7 - Suspension en développement vue de haut ............................................................................... 24

Figure 8 - Suspension en développement vue isométrique ........................................................................ 24

Figure 9 - Schéma pour chargement statique aux roues ............................................................................ 25

Figure 10 - Schéma du chargement dynamique en virage aux roues ......................................................... 27

Figure 11 - Schéma de chargement en freinage aux roues ......................................................................... 30

Figure 12 - Schéma de chargement en accélération aux roues .................................................................. 34

Figure 13 - Détermination des pics d'accélérations .................................................................................... 35

Figure 14 - Positionnement des forces en virage ........................................................................................ 37

Figure 15 - Positionnement des forces en freinage .................................................................................... 39

Figure 16 - ‘‘Rod-end’’ mâle typique ........................................................................................................... 41

Figure 17 - Roulement sphérique ................................................................................................................ 41

Figure 18 - bielles de suspension ................................................................................................................ 42

Figure 19 - Lamelles de déformation .......................................................................................................... 42

Figure 20 - Modélisation d'une suspension à double triangulation............................................................ 43

Figure 21 - Exemple de mauvaise utilisation des rod end .......................................................................... 47

Figure 22 - Logement d'un roulement sphérique ....................................................................................... 48

Figure 23 - Configuration des liaisons 2012 ................................................................................................ 50

Figure 24 - Assemblage membrure-embout soudé .................................................................................... 55

Figure 25 - Description de la conception des embouts ............................................................................... 57

Figure 26 - Assemblage d'un embout et d'un tube en fibre de carbone .................................................... 57

Figure 27 - Échantillons pour essais de traction ......................................................................................... 58

Figure 28 - Usinage des embouts : centrage ............................................................................................... 59


8


Figure 29 - Usinage des embouts : dégrossissage ....................................................................................... 59

Figure 30 - Usinage des embouts : diamètre final ...................................................................................... 60

Figure 31 - Usinage des embouts : préparation de la surface .................................................................... 60

Figure 32 - Usinage des embouts : tronçonnage ........................................................................................ 61

Figure 33 - Usinage des embouts : montage sur fraiseuse numérique ...................................................... 61

Figure 34 - Couche moléculaire des adhésifs structuraux .......................................................................... 64

Figure 35 - Modélisation 3D des suspensions ............................................................................................. 66

Figure 36 - simulation du triangle supérieur avant ..................................................................................... 68

Figure 37 - simulation du triangle inférieur avant ...................................................................................... 69

Figure 38 - simulation du triangle supérieur arrière ................................................................................... 70

Figure 39 - simulation du triangle inférieur arrière .................................................................................... 71

Figure 40 - simulation du levier avant ......................................................................................................... 72

Figure 41 - simulation du levier arrière ....................................................................................................... 73

Figure 42 - Étape 1 modélisation 3D ........................................................................................................... 74

Figure 43 - Étape 2 Analyse par éléments finis ........................................................................................... 74

Figure 44 - Étape 3 Usinage préliminaire dans le bois ................................................................................ 75

Figure 45 - Étape 4 usinage final dans l'aluminium ..................................................................................... 75

Figure 46 - Étape 5 grenaillage des surfaces ............................................................................................... 76

Figure 47 - Montage sur banc d'essai.......................................................................................................... 77


9


Liste des tableaux

Tableau 1 - Accélération maximales atteintes par essai ............................................................................. 19

Tableau 2 - Analyse des données ................................................................................................................ 21

Tableau 3 - Efforts mesurés pour un virage de 2 G. .................................................................................... 30

Tableau 4 - Efforts mesurés pour un freinage de 2 G. ................................................................................ 33

Tableau 5 - Efforts mesurés aux roues pour une accélération de 1.2 G ..................................................... 34

Tableau 6 - Compilation des données pour l'analyse en fatigue ................................................................ 36

Tableau 7 - Résumé des efforts aux roues avant et arrières en virage ....................................................... 38

Tableau 8 - Résumé des efforts aux roues avant et arrières en freinage ................................................... 40

Tableau 9 - Matrice de décision pour les liaisons mécaniques ................................................................... 46

Tableau 10 - Matrice de décision pour la caractérisation du matériau des membrures ............................ 53

Tableau 11 - Configuration des échantillons soumis aux essais de traction ............................................... 62

Tableau 12 - Résultats des essais de traction ............................................................................................. 63


10


1. Introduction

1.1 Contexte et problématique

La Formule SAE consiste en une série d’événements se déroulant dans plusieurs pays où les participants

doivent relever le défi de concevoir et fabriquer une voiture de type formule dans son intégralité.

Prônant la recherche et le développement des transports autopropulsés, la Society of Automotive

Engineers (SAE) renouvelle les règlements à chaque année. C’est dans une optique d’amélioration et

d'optimisation que nous allons entreprendre la conception des composantes mécaniques de la

suspension pour la Formule SAE de l’Université du Québec à Chicoutimi. Cette année, l'équipe demande

à améliorer la suspension de la formule SAE. En effet, des essais dynamiques ont mené à la détection de

plusieurs problèmes de suspension. D'abord, les composantes actuelles ne permettent pas d'éviter les

jeux aux points des pivots. Effectivement, le type de composante actuellement utilisé possède même à

l'état neuf, un jeu, qui nuit au comportement dynamique de la voiture lors d'efforts intenses. Malgré la

rigueur utilisée pour ajuster les angles de la suspension lors de l'assemblage, le jeu présent annule ce

travail. Ensuite, le ratio rigidité/poids doit être amélioré pour optimiser la masse de l'ensemble de la

voiture et améliorer sa tenue de route. Finalement, le dimensionnement des composantes de

suspension a toujours été surdimensionné parce que les forces admises ont toujours été inconnues.

C'est dans cette optique que nous voulons munir la voiture d'un système d'acquisition de données afin

de connaître les efforts pour permettre un dimensionnement optimal.

1.2 Objectifs du projet

Dans ce projet de synthèse, nous avons plusieurs objectifs afin de répondre aux exigences de la Formule

SAE. Les objectifs qui devront être atteints sont les suivants:

Éliminer au mieux les jeux d'assemblage entre les composantes;

Accroître la rigidité des membrures de la triangulation;

Réduire considérablement le poids des suspensions ;

Augmenter la fiabilité;


11


Réduire les coûts de fabrication;

Faire le dimensionnement des composantes des suspensions (liaisons et membrures);

Prévoir une méthode d'ajustement du ''Camber, Caster et Toe'';

Développer une méthode de fixation des liaisons sur le châssis de la voiture 2012;

Produire un prototype réel;

Faire des essais en laboratoire pour confirmer les simulations par éléments finis;

Implantation du résultat final sur la voiture 2012.

2. Étapes préliminaires

2.1 Recherche bibliographique

La conception des suspensions d'une voiture de course n’est pas un domaine inconnu pour les

ingénieurs automobiles. En effet, il existe quelques ouvrages traitant du sujet. Cependant, posséder de

la documentation intéressante traitant d’avantage sur la conception pure des composantes est

beaucoup plus difficile. C’est pourquoi nous avons concentré nos recherches sur la conception des

suspensions de voiture de course, la résistance des matériaux et la dynamique des voitures. Nos

recherches nous ont menées à quelques œuvres traitant du sujet.

Formula 1 Technologies

Dans le livre « Formula 1 Technologies », nous allons tirer une grande partie de

l’information nécessaire pour ce qui est des concepts fondamentaux des suspensions

de voitures de type formule. Un chapitre complet est dédié exclusivement aux

possibles géométries de suspension. Les termes techniques et leurs définitions, les

efforts dynamiques et tout un langage sera étudié au travers de cet ouvrage.

Relativement récent, Formula 1 Technologies est un œuvre où l’on peut noter une ressemblance

marquante entre la Formule 1 et la Formule SAE.


12


Optimum G

L'ouvrage de référence par excellence en ce qui traite de la conception

complète d'une suspension de formule SAE est le document de M. Claude

Rouelle, consultant en suspension pour la Fédération Internationale Automobile (FIA), «Optimum G».

Cette référence complète traite de tous les étapes nécessaires pour concevoir une géométrie de

suspension fonctionnelle par l'explication de tous les paramètres de conception.

Race Car Vehicle Dynamics

Le troisième ouvrage de référence nommé «Race Car Vehicle Dynamics», écrit par les frères

Miliken est un appui supplémentaire pour ce qui est de l’application des charges sur notre

suspension. Il vient s’ajouter au livre Optimum G afin de nous donner d’autres

d’informations et des méthodes d’analyses différentes.

Mécanique pour ingénieur

Un livre que nous allons beaucoup utiliser est le livre : «Mécanique pour ingénieur» de

Ferdinand P. Beer et E. Russell Johnson. Ce livre était notre manuel lors du cours de statique

et de dynamique et sera très utile pour nos calculs.

Résistance des matériaux

Ce livre sera utilisé durant notre projet conception, il traite de la résistance des matériaux.

Nous aurons à faire quelques calculs de résistance des matériaux surtout pour ce qui

concerne l’inertie et le flambage de colonne longue si applicable. Nous allons utiliser le livre

que nous possédons déjà de M. Barzegui. «Résistance des Matériaux, 3e édition».

Mechanical Engineering Design


13


«Mechanical Engineering Design» de Richard G. Budynas et Keith J Nisbett est une référence en ce qui

concerne la conception des différents composantes mécanique comme les joints rotulés, les

roulements, la fatigue et la résistance des matériaux.

2.2 Méthodologie utilisée

La méthodologie utilisée pour le projet est la suivante :

Consultation d’ouvrages de références et recherches bibliographiques afin de clarifier certains

éléments concernant les suspensions;

Acquisition de données des accélérations latérales et longitudinales de la voiture afin d’établir

les cas de chargement au point de contact des roues;

Analyse de données suite à l’acquisition dans l’optique de mettre en évidence les fréquences

des amplitudes d’accélération données;

Conception de la géométrie de la suspension sur Optimum K afin d’optimiser les caractéristiques

de la suspension;

Recherche sur les types de connexions possibles entre les membrures des suspensions et le

châssis;

Sélection de la meilleure solution;

Optimisation de la meilleure solution;

Essais expérimentaux sur un banc d'essai.

Conclusion et recommandations.

http://www.amazon.co.uk/Richard-G-Budynas/e/B001ILHIH8/ref=ntt_athr_dp_pel_1

http://www.amazon.co.uk/s/ref=ntt_athr_dp_sr_2?_encoding=UTF8&search-alias=books-uk&field-author=Keith%20J%20Nisbett


14


3. Étude de conception

3.1 Réglementation

Les suspensions d'une monoplace représente, avec le groupe motopropulseur, les aspects de la voiture

qui comprennent le plus de recherche et de développement. Dans cette optique, la Society of

Automotive Engineers laisse libre cours à la créativité et l'audace des étudiants afin de promouvoir les

développements dans ce domaine. C'est ce qui explique le peu de réglementation sur les suspensions

selon le cahier des règlements. Voici l'extrait des règlements1 qui présente les spécifications pour la

conception des suspensions:

B6.1 Suspension

B6.1.1 The car must be equipped with a fully operational suspension system with shock absorbers, front

and rear, with usable wheel travel of at least 50.8 mm (2 inches), 25.4 mm (1 inch) jounce and 25.4 mm

(1 inch) rebound, with driver seated. The judges reserve the right to disqualify cars which do not

represent a serious attempt at an operational suspension system or which demonstrate handling

inappropriate for an autocross circuit.

B6.1.2 All suspension mounting points must be visible at Technical Inspection, either by direct view or

by removing any covers.

Ainsi, en lien avec les règlements, les points à respecter pour la suspension sont:

La suspension doit être munie d'amortisseurs à l'avant comme à l'arrière;

La conception doit admettre un jeu de 2 pouces au total dont, 1 pouce en compression

et 1 pouce en détente par rapport à la position neutre de la voiture;

1 Règlements officiels provenant de la Society of Automotive Engineers


15


Les juges peuvent disqualifier une écurie qui ne présente pas une conception

convenable ou qui démontre des lacunes faramineuse sur la tenue de route et sur la

sécurité du pilote ou des autres participants;

Tous les points de suspension doivent être clairement visibles.

Suite à ces informations, il est donc démontré que nous pouvons effectuer la conception des liaisons

mécaniques et des triangulations selon nos propres spécifications.

3.2 Acquisition de donnés et analyse de donnés

Afin de vérifier les efforts de la voiture en condition réelle de course nous avons fait l’instrumentation

de celle-ci. Pour s’assurer que les essais se rapprochent le plus possible des conditions de la piste de

course au Michigan, la voiture a été testé sur un circuit dédié à la course automobile. Le circuit en

question est situé à Ste-Croix dans la région de Québec. L’image suivante représente le circuit. Les essais

ont eut lieu le 25 Septembre 2011. Les conditions météorologiques ont permis d'obtenir des résultats

similaires aux conditions réelles aux États-Unis soit environ 25 degrés Celsius et 85 % d'humidité.

Cet espace est laissé intentionnellement vide.


16


Figure 1 - Circuit auto-slalom Riverside Speedway

Le système d’acquisition de données permet d’enregistrer les accélérations de la voiture

longitudinalement et latéralement. Il permet aussi de faire l’acquisition par l’utilisation de jauges de

déformations, toutefois dans le cadre du projet l’acquisition se limite à mesurer les accélérations faute

de temps et de financement. Le module d’enregistrement est issu de la compagnie Isaac

instrumentation, qui ce spécialise dans l’acquisition de données pour les véhicules lourds et les voitures

de course. Le module et tous ses accessoires ont été empruntés de la compagnie Cycles Devinci qui

l’utilise pour l’instrumentation de leurs vélos haut de gamme. Les numéros indiqués sur le circuit

représentent les pics d’accélération latérale de la figure 2.

Afin de mesurer les accélérations adéquatement, le module a été placé au centre de la voiture et

parfaitement aligné avec la ligne centrale longitudinale de la voiture. L’acquisition a été effectuée à

1000Hz pour capter le moindre pic d’accélération.

1

2

3 6

5

4

=

4

4 7

8 9

10

11


17


Le circuit de la piste de course mesurait 1,1 kilomètre au total ce qui correspond approximativement à la

distance parcourue pour un tour de piste lors de la compétition d’endurance à la compétition

internationale. Le jour d’essais était particulièrement favorable puisque la température ambiante était

de 21°C. De plus, la piste était parfaitement déblayée et absente de tout débris. En tout 12 essais

routiers ont été enregistrés. Quatre pilotes ont eut la chance d’apprivoiser le circuit en effectuant

chacun quatre tours de piste avant de débuter l’acquisition. Par la suite, chacun des pilotes a effectué

trois tours de piste durant lesquels les accélérations longitudinales et latérales ont été mesurées.

Le graphique suivant illustre les accélérations du véhicule dans des directions latérale et longitudinale.

La courbe en rouge illustre les accélérations latérales et la courbe verte celles longitudinales. Les points

se situant sous le seuil du zéro correspondent au freinage pour les accélérations longitudinales, alors

que pour les accélérations latérales il s’agit d’un virage vers la gauche.

Figure 2 - Essai no 9 enregistrement des accélérations

3

4

4

5

2 6 8 10

1 7 9 11


18


En analysant le graphique de l’essai numéro 9, on remarque que les accélérations latérales ont atteint

un maximum de -2,7 G. En décélération nous avons un atteint un maximum de -1,36 G alors qu’en

accélération il est de 0,806 G. Chacun des sommets du graphique correspond à une action du pilote. Il

peut s’agir d’un cas de freinage, d’accélération, ou de virage à gauche et à droite. Une action ce

caractérise par le passage de la courbe par zéro jusqu’à un maximum et un retour au zéro. Plus la

distance entre les deux points passant par zéro est large, alors plus l’étape a été longue à effectuer. En

effet, il est possible d’accélérer à 0.5 G pendant près de trois secondes pour ensuite ne plus pouvoir

accélérer et atteindre une vitesse constante. Pour ce cas l’étape est particulièrement longue. On peut

remarquer cet effet au premier pic d’accélération de la courbe verte qui débute à environ 13 secondes

et qui se termine 21 secondes. Cette partie du circuit est identifié sur la figure suivante.

Figure 3 - Portion d'accélération maintenue

Le pilote a accéléré sans jamais

freiner jusqu’à la cinquième courbe.


19


Dépendamment de la température des pneus et de l’habilité du pilote, les accélérations mesurées ne

sont pas les mêmes. Le tableau suivant indique les accélérations maximales mesurées de chacun des

trajets.

Tableau 1 - Accélération maximales atteintes par essai

Essai Pilote Accel. Max. Long. Décel. max Accel. Max. Lat.

1 1 0,813 1,587 2,559

2 1 0,761 1,252 2,514

3 1 0,781 1,323 2,649

4 2 0,819 1,077 1,83

5 2 0,845 1,077 1,855

6 2 0,813 1,368 1,933

7 3 1,026 1,181 2,155

8 3 0,761 1,258 2,129

9 3 0,806 1,361 2,701

10 4 0,742 1,374 2,019

11 4 0,742 1,529 2,063

12 4 0,806 1,574 2,18


20


Voici sous forme d’un graphique les accélérations longitudinales et latérales maximales atteintes:

Afin de concevoir les suspensions d’une formule SAE, il est primordial de respecter la fatigue des

matériaux. En effet, une suspension est considérablement sollicitée en fatigue et ce facteur ne doit pas

être négligé. Pour les trois cas de chargement, soit un virage, un freinage et une accélération

longitudinale, les fréquences des accélérations ont été extraites. Par exemple, pour un virage, nous

avons identifié la fréquence pour des accélérations allant de 0 à 0.5 G, de 0.5 à 1 G, de 1 à 1.5 G et ainsi

de suite jusqu’à 3 G.

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

0 2 4 6 8 10 12 14

Acc

élé

rati

on

(G

)

Numéro de l'essai

Accélérations maximales pour chacun des essais

Accel max long

Décel max

Accel max latéral

Figure 4 - Accélération maximale pour chacun des essais


21


Le tableau suivant démontre la fréquence des accélérations pour les trois types de chargement.

Tableau 2 - Analyse des données

Accélération latérale (G)

Intervalle 0 @ 0,5 0,5 @ 1 1 @ 1,5 1,5 @ 2 2 @ 2,5 2,5 @ 3

fréquence 25421 25742 15825 2994 305 24

% 36,16 36,61 22,51 4,26 0,43 0,03

Accélération longitudinale accélération (G)

Intervalle 0 @ 0,2 0,2 @ 4 0,4 @ 0,6 0,6 @ 0,8 0,8 @ 1 1 @ 1,2

fréquence 11752 17344 8693 1159 64 24

% 30,11 44,43 22,27 2,97 0,16 0,06

Accélération longitudinale freinage (G)

Intervalle 0 @ 0,25 0,25 @ 5 0,5 @ 0,75 0,75 @ 1 1 @ 1,5 1,5 @ 2

fréquence 13043 13268 4779 1991 941 56

% 38,27 38,93 14,02 05,84 2,76 0,16

Selon les données du tableau, ont remarque que la voiture est soumise, en majorité du temps, à des

accélérations latérales allant de 0 à 1.5 G, à des accélérations en freinage allant de 0 à 0.75 G et à des

accélérations longitudinales allant de 0 à 0.6 G. En résumé :

Accélération latérales : 0 à 1.5 G à 95.28% du temps;

Accélération en freinage: 0 à 0.75 G à 91.22% du temps;

Accélération longitudinales : 0 à 0.6 G à 96.81% du temps;

Le travail réalisé sur l’acquisition de données est une première en ce qui concerne l’équipe de la FSAE

UQAC. Jamais dans le passé, l’équipe n’avait évalué les efforts admissibles dans des conditions réelles de

course. Cet exercice s’avère très instructif en ce qui concerne le comportement dynamique de la voiture.

La connaissance des efforts réels permettra à la voiture 2012 une conception optimisée en termes de

légèreté, de résistance et de rigidité. La suite de l’analyse consiste à discrétiser les pics d’accélération

afin de déterminer les cycles de chargement pour les études en fatigue.


22


3.3 Création de la suspension sur Optimum K

La conception des bras de suspension de la voiture de course a été effectuée avec optimum K. Optimum

K est un logiciel de la compagnie Optimum G qui permet de concevoir, de simuler et d’analyser une

suspension en entier sur un circuit routier. Optimum G est un groupe international de consultants qui

travail avec les constructeurs automobiles et les équipes de voitures de course pour améliorer leur

compréhension de la dynamique du véhicule. Leur logiciel de développement permet de vérifier le

comportement de tous les éléments d’une suspension. Entre autre, on note la dynamique du camber,

du toe, du centre de roulis et du centre instantané. Les principaux points auxquels une suspension doit

s’attardé concerne d’abord le centre de roulis et le centre instantané. La conception préliminaire de la

suspension sur Optimum K s’est donc concentrée sur ces deux paramètres.

Le critère le plus important à considérer est d’abord le centre de roulis. La hauteur du centre de roulis

détermine, lors du déplacement de la voiture, quel pourcentage de la force sera transféré sur le pneu tel

une surface d’appui et quel pourcentage sera transféré en un chargement latéral contre la face des

pneus avec le sol. Un effort vertical créé un appui sur les pneus extérieurs à un virage. Plus le centre de

roulis est bas à partir du sol, plus la force verticale sera importante, alors que plus il sera haut par

rapport au sol, plus la force sera transmise horizontalement, créant une force de cisaillement à la

surface de contact des pneus. En générale, le centre de roulis doit être situé entre 1 et 3 pouces au

dessus de la surface du sol.

Ensuite le deuxième critère à considérer concerne le centre instantané de la voiture. Le centre

instantané de la voiture est inter-relié avec le centre de roulis puisqu’ils sont issus de la même

géométrie (voir figure 5). Le centre instantané doit être placé de telles sortes qu’il se déplace au

minimum lors du déplacement de la voiture par rapport à son point initial. Le centre instantané doit se

déplacer au minimum pour limiter le déplacement du centre de roulis. En général, le centre instantané

doit être situé entre 1 et 2 pouces de chaque roue opposée. L’image suivante représente les repères

géométriques des centres instantanés et du centre de roulis.


23


Figure 5 - Repère géométrique des centres instantané et du centre de roulis

Après plusieurs essais et simulation, voici des images de la géométrie de la suspension actuelle qui se

rapproche considérablement de la solution finale.

Figure 6 - Centre de roulis pour la suspension en développement

Centre

instantané

Centre

instantané

Centre de roulis

Centre de roulis


24


Figure 7 - Suspension en développement vue de haut

Figure 8 - Suspension en développement vue isométrique


25


3.4 Calcul des efforts au point de contact des roues

Le calcul des efforts au point de contact de la roue est primordial pour effectuer le dimensionnement

des matériaux qui constituent la suspension de la voiture. Les efforts mesurés correspondent au trois

cas de chargement possible de la voiture, soit le freinage, l’accélération et le virage. Évidemment, des

cas de chargements combinés peuvent survenir comme dans le cas d’un virage en freinage, toutefois,

ces cas ne seront pas étudiés pour le moment.

3.4.1Efforts statique aux roues

La première étape du calcul consiste à calculer les efforts aux roues lorsque la voiture est au repos.

Celle-ci ne subit aucune accélération autre que celle de la gravité. Le schéma suivant illustre le cas

étudié :

Figure 9 - Schéma pour chargement statique aux roues

Afin de calculer les efforts, il est important de connaître la position du centre de gravité de la voiture.

Cette année, le centre de gravité de la voiture sera réparti à 43% vers l’avant et 57% vers l’arrière.

Latéralement, le centre de gravité sera situé en plein centre de la voiture et à 250 mm de haut par


26


rapport au sol. La hauteur du centre de gravité a été mesurée avec la voiture 2011 de l’équipe FSAE

UQAC. La hauteur du centre de gravité ne devrait pas changer drastiquement.

La répartition du poids sur chaque roue est donc la suivantes :

La réaction aux roues arrières est la suivante :

Ainsi, chaque roue arrière est soumise à l’effort suivant au repos :

Et chaque roue avant est soumise à l’effort suivant au repos :


27


3.4.2 Efforts en virage

Les efforts en virage sont issus du transfert de masse dû à la hauteur du centre de gravité. Le centre de

gravité agit tel un bras de levier et entraîne une augmentation des efforts aux roues extérieures au

virage en fonction de l’accélération latérale produite. Le même phénomène se produit pour un cas de

freinage et un cas en d’accélération longitudinale. Le calcul effectué inclus une accélération latérale de 2

G. Le schéma suivant illustre le cas de virage étudié :

Figure 10 - Schéma du chargement dynamique en virage aux roues

La démarche suivante est utilisée pour calculer les efforts en virage :

Calculons d’abord la force en virage générée par le poids du véhicule et l’accélération:


28


Calculons ensuite l’effet du transfert de poids :

Connaissant le transfert de poids, il est possible de calculer les efforts VRA1Z, VRA2Z, VRB1Z et VRB2Z


29


Les efforts latéraux aux roues VRA1Y, VRA2Y, VRB1Y ET VRB2Y sont calculés de la manière suivante :


30


Le tableau suivant résume les efforts mesurés pour un virage à 2 G.

Tableau 3 - Efforts mesurés pour un virage de 2 G.

Réactions Effort calculé

(N)

VRA1Z 1499

VRA2Z 178

VRB1Z 1131

VRB2Z 135

VRA1Y 2998

VRA2Y 357

VRB1Y 2262

VRB2Y 269

3.4.3 Efforts en freinage

Le calcul suivant permettra de vérifier les efforts générés en freinage. Une décélération de 2G sera

utilisée pour les calculs.

Figure 11 - Schéma de chargement en freinage aux roues


31


La démarche suivante est utilisée pour calculer les efforts en virage :

Calculons d’abord la force en freinage générée par le poids du véhicule et l’accélération :

Calculons ensuite l’effet du transfert de poids :

Connaissant le transfert de poids, il est possible de calculer les efforts FRA1Z, FRA2Z, FRB1Z et FRB2Z.


32


Les efforts longitudinaux aux roues FRA1X, FRA2X, FRB1X ET FRB2X sont calculés de la manière suivante :


33


Le tableau suivant résume les efforts mesurés pour un freinage à 2 G

Tableau 4 - Efforts mesurés pour un freinage de 2 G.


(N)

FRA1Z 371,6

FRA2Z 371,6

FRB1Z 1099,9

FRB2Z 1099,9

FRA1X 743,2

FRA2X 743,2

FRB1X 2199,8

FRB2X 2199,8

3.4.4 Efforts en accélération longitudinale

Le calcul des efforts pour ce cas de chargement s’effectue de la même manière que pour un freinage,

excepté que l’accélération est générée à l’inverse et qu’elle est beaucoup plus faible. Par conséquent, la

démarche de calcul ne sera pas démontrée, pour référence, voir la section précédente. La seule

différence réside dans la force longitudinale sur les roues avants (ARB1X et ARB2X), ces efforts sont très

négligeables, voir même nul puisque les roues avants ne possèdent aucune motricité, uniquement les

roues arrières sont couplées au moteur. Le schéma et le tableau suivants résument les efforts calculés.

L’accélération utilisée est de 1,2 G.


34


Figure 12 - Schéma de chargement en accélération aux roues

Tableau 5 - Efforts mesurés aux roues pour une accélération de 1.2 G


(N)

ARA1Z 1119

ARA2Z 1119

ARB1Z 352

ARB2Z 352

ARA1X 1096

ARA2X 1096

ARB1X 0

ARB2X 0


35


3.5 Analyse en fatigue

Afin d’effectuer une analyse en fatigue adéquate, il est d’abord question de déterminer les cas de

fatigue qui seront analysés sur le banc de test. Nous savons que les chargements induits à la voiture sont

des cas survenant lors d’un freinage, lors d’une accélération et lors d’un virage. Hors, lors d’un freinage,

il est d’abord question d’avoir accéléré au préalable. Ainsi, un des cas de chargement effectué consiste

donc en un essai de fatigue simulant une accélération suivit d’un freinage. Le deuxième cas de fatigue

analysé sera un cycle de fatigue en virage qui simule un virage vers la droite suivit d’un virage vers la

gauche. Dans son cadre d’utilisation, incluant la compétition et tous les essais dynamiques sur pistes, la

voiture est destinée à 150 heures d’utilisation.

3.5.1 Fatigue induite par un virage

Afin de vérifier les cas de chargement et l’amplitude associés aux virages, chacun des pics sur les

graphiques d’accélération ont été pointés de tel sorte d’identifier les maximums de chaque transition en

virage. Rappelons que la courbe en rouges correspond aux transitions pour les virages. Pour chacun des

12 essais routiers, tous les points ont été déterminés et compilés dans des plages d’accélération de 0 à

1G, de 1 à 1,5 G, de 1,5 à 2 G et de 2 à 2,5 G. Voici les points identifiés:

Figure 13 - Détermination des pics d'accélérations


36


Voici le tableau résumé, selon la compilation des donnés:

Tableau 6 - Compilation des données pour l'analyse en fatigue

Accélération (G) 0-1 1-1,5 1,5-2 2-2,5 Total

Nombre de cycles 41294 54000 25412 19059 139765

D’après le tableau, on observe le nombre total de cycles pour chaque plage de valeurs. Le total des

cycles cumulés est de 139765 cycles.

De plus, considérant le tableau, on remarque qu’il y aura 4 segments de fatigue à effectuer. Les efforts

de ces 4 segments seront calculés en utilisant la limite supérieure de chaque plage pour analyser le pire

cas. Par exemple, toutes les valeurs se situant dans la plage de 1 à 1,5 G seront rapportées à la valeur

supérieure de cette plage, soit 1,5 G.

L’image suivante illustre la position des forces V1 et V2 qui seront appliqué sur le banc d’essai. La force

V1 correspond au Vérin 1 qui sera utilisé horizontalement et la force V2 correspond au Vérin 2 qui sera

utilisé verticalement. Les signes + ou – correspondent au sens d’application de la force, celle-ci peut être

en compression ou en tension dépendamment du sens du virage.

Cette espace est laissé intentionnellement vide


37


Figure 14 - Positionnement des forces en virage

Selon le nombre de ‘’G’’ les efforts pour chaque segments ont été calculés selon la démarche utilisée

dans la section «Calcul des efforts au point de friction de la roue». Voici les tableaux résumés pour les

cycles de fatigues d’une roue avant et d’une roue arrière.

+ V1 -

+

V2

-


38


Tableau 7 - Résumé des efforts aux roues avant et arrières en virage

Roue Avant

Segment V1 (N) V2 (N) Nombre de

cycles

1 -384 / 882 384/882 41294

2 -389 / 1510 259/1006 54000

3 -269 / 2262 135/1131 25412

4 -25 / 3139 10/1256 19059

Total 139765

Roue Arrière


cycles

1 -509 / 1169 509/1169 41294

2 -515 / 2001 343/1334 54000

3 -357 / 2998 178/1499 25412

4 -33 / 4161 13/1664 19059

Total 139765

3.5.2 Fatigue induite par un cas d’accélération et de freinage

Afin d’évaluer le cas de fatigue de cette action, la même méthode a été utilisée que pour la fatigue en

virage. De plus, pour référence concernant le calcul des efforts, voir la section «Calcul des efforts au

point de friction de la roue».

L’image suivante illustre la position des forces V1 et V2 qui seront appliquées sur le banc d’essai. Toue

comme en virage, la force V1 correspond au Vérin 1 qui sera utilisé horizontalement et la force V2

correspond au Vérin 2 qui sera utilisé verticalement. Les signes + ou – correspond au sens d’application

de la force, celle-ci peut être en compression ou en tension dépendamment d’un freinage ou d’une


39


accélération. Sur l’image suivante, le signe + de la force V1 correspond à un cas de freinage et le signe –

à une accélération.

Figure 15 - Positionnement des forces en freinage

+ V1 - +

V2

-


40


Voici les tableaux résumés pour les cycles de fatigues d’une roue avant et d’une roue arrière en

accélération/freinage:

Tableau 8 - Résumé des efforts aux roues avant et arrières en freinage

Roue avant


cycles

1 0 / 375 0 / 750 101647

2 0 / 866 0 / 866 31765

3 0 / 2200 0 / 1100 19059

Total 152471

Roue

arrière


cycles

1 -944 / 361 0 / 1050 101647

2 -944 / 605 0 / 1050 31765

3 -944 / 743 0 / 1050 19059

Total 152471

Les tableaux précédents sont constitués de trois segments, ces trois segments correspondent aux trois

plus grandes familles d’accélération/freinage qui ont ressorties lors de l’analyse. Les cas sont les

suivants :

Segment 1 : Accélération = 0,9G / Freinage= 0,5G

Segment 2 : Accélération = 0,9G / Freinage= 1 G

Segment 3 : Accélération = 0,9G / Freinage= 2 G


41


3.6 Liaisons mécaniques

Afin de lier les roues au châssis de la voiture, une quantité limitée d'options s'offre à nous. En effet,

dépendamment du niveau de performance de la voiture, il est possible de rencontrer les composantes

de liaisons suivantes:

Embouts rotulés ‘‘Rod-end’’;

Roulement sphérique;

Bielle;

Lamelles de déformation.

Descriptif des composantes:

3.6.1 Rod-end

Les ‘‘Rod-end’’ sont des composantes qui permettent des déplacements sur deux axes de rotation.

Elles représentent le type de liaison le plus couramment utilisé dans la conception des suspensions

des FSAE. Le mécanisme est fort simple, une bille percée est maintenue dans son logement qui

comprend un filet male ou femelle dépendamment de la configuration souhaitée. La bille est

complètement libre de tourner dans son logement, ce qui permet des rotations dans tous les axes,

tout en limitant les translations.

3.6.2 Roulement sphérique

Ce type de roulement est utilisé dans les composantes de suspension dans le cas où les

chargements sont sévères. Généralement, les roulements sphériques sont utilisés afin de

substituer les ‘‘Rod-end’’ lorsque les forces transmises sont trop élevées. Afin d'utiliser

les roulements sphériques, il est nécessaire de concevoir un logement adéquat. Ceci a

pour effet de personnaliser le logement selon les spécifications des géométries et ainsi

optimiser la rigidité des triangles de suspensions.

Figure 16 - ‘‘Rod-end’’ mâle typique

Figure 17 - Roulement sphérique


42


3.6.3 Bielle Les bielles de suspensions sont le plus souvent utilisées par les manufacturiers

automobiles lorsque les déplacements sont importants. Le seul degré de liberté

possible avec les bielles de suspensions est la rotation par rapport à un seul axe. La

géométrie de suspension doit être adaptée spécialement afin de permettre une

dynamique adéquate.

3.6.4 Lamelles de déformation

Les lamelles de déformation représentent le type de liaison mécanique utilisé dans les voitures de

course de type F1. En effet, même les voitures de production les plus performantes au monde ne

possèdent pas ce type de liaison. Cette technologie est presque exclusive aux voitures de Formule 1.

Toutefois, depuis 2009, certaines équipes de la Formule SAE européennes ont développé des lamelles

de déformation pour leur voiture. Le jeu résultant à l'utilisation de ce type de composantes de liaison est

nul. Cependant, une maitrise parfaite des notions d'ingénierie associée est nécessaire afin d'assurer un

assemblage sécuritaire et fiable.

Figure 18 - bielles de suspension

Figure 19 - Lamelles de déformation


43


4. Conception et design

4.1 Introduction au design de la suspension

Pour l'équipe de l'UQAC, les besoins sont les mêmes que pour les écuries de Formule 1. L'année dernière

(2011), nous avons prouvé que nous étions capables de concevoir et de fabriquer une voiture complète

qui était fiable et robuste, mais cette année, nous allons pousser l'audace en optimisant différents

systèmes afin d'obtenir des performances jamais vues. Les suspensions sont un des points de la voiture

qui sont concernés par le projet d'optimisation.

Afin de répondre aux exigences techniques difficiles des différents circuits et d'offrir une

personnalisation infinie de réglage, le type de suspension choisi pour la voiture FSAE- UQAC est du type

double triangulation ou double arbre en A (double wishbone/double A-Arm suspension). Cette

configuration est présentée à la figure 20.

Figure 20 - Modélisation d'une suspension à double triangulation


44


Ce type de suspension permet au porte moyeu d'être supporté par un triangle supérieur et inférieur à

ses extrémités. Comme le triangle inférieur se trouve le plus près de la zone de contact des

pneumatiques, c'est celui qui reprend le plus d'effort lorsque la voiture est en mouvement. Si l'on

regarde le système en élévation, on constate que la géométrie créée est en réalité un parallélogramme

qui permet à la roue un déplacement vertical. Cependant, en plus d'un mouvement vertical, la

dynamique de la géométrie créée aussi un mouvement de la roue latéralement causé par l'arc de cercle

résultant des triangles supérieur et inférieur par rapport aux points d'attaches des triangles sur le

châssis et le porte moyeu. Ce déplacement latéral est bien connu des ingénieurs spécialisés en

suspensions et il est toujours présent. Malgré la complexité de calcul, de fabrication et d'assemblage de

ce type de suspensions, les avantages sont nombreux;

ajustement précis du carrossage des roues pour répondre aux différents besoins (camber);

ajustement précis du pincement et de l'ouverture des roues (toe);

possibilité de configurer la chasse des porte-moyeux (caster);

contrôle complet du centre instantané, du centre de roulis et de la garde au sol du véhicule.

Comme ce type de suspension est parfaitement adapté pour les voitures hautes performances et la

course automobile, aucun processus de sélection et de justification n'est nécessaire. En formule 1, c'est

la seule géométrie de suspension qui est utilisée justement pour les avantages mentionnés

précédemment.

4.2 Configuration des liaisons mécaniques

Cette section a pour objectif de déterminer quel sera l'assemblage final des suspensions. Comme les

types de liaisons ont tous été présenté à la section 3.6 du rapport, voici la liste des types de liaisons qui

seront analysés:

Rod-end;

Roulement sphérique;

Bielle;

Lamelles de déformation.


45


La configuration des liaisons mécaniques est un processus qui prend toute son importance pour la

sécurité, la fiabilité et les performances globales du produit fini. Le type de liaison qui sera choisi devra

répondre aux objectifs suivants soit :

d'éliminer au mieux les jeux d'assemblage entre les composantes;

d'accroître la rigidité des membrures de la triangulation;

de réduire considérablement le poids des suspensions ;

d'augmenter la fiabilité;

de réduire les coûts de fabrication;

de prévoir une méthode d'ajustement du carrossage, de la chasse et du pincement simple et

fonctionnel;

d'assurer un assemblage facile et précis.

4.3 Particularités

Premièrement, les liaisons mécaniques sont les composantes qui servent à lier les triangles de

suspension au châssis de la voiture. Normalement, des embouts sont insérés à l'intérieur des

membrures afin de venir assembler les connecteurs. Le type d'embout change en fonction du matériel

des membrures. Comme il a été déterminé que les membrures seront en fibre de carbone, il est

désormais impossible de souder quelques embouts que se soit. Une étude sur les adhésifs structuraux

sera nécessaire.

Ensuite, il est évident que le type de liaisons mécanique ne sera pas uniforme sur l'ensemble des points

de fixation. En effet, il est impossible d'avoir uniquement un type de liaison puisque certains d'entre

elles ne supporte pas les mêmes types d'efforts et il est impératif d'avoir une marge de manœuvre pour

ajuster nos triangulations. La solution finale sera un amalgame de différents types de liaisons.

Un dernier aspect qui est important concerne l'usage de rod-end pour les fixations sur le porte-moyeux.

En 2011, des rod-end ont été utilisé pour ces connexions ce qui a été une erreur puisque la rigidité et la

résistance était grandement altérée. Il a donc été discuté lors d'une rencontre post-mortem de ne plus

utiliser ce type de liaison pour les portes moyeux.


46


4.4 Matrice de décision

La matrice de décision est l'outil qui sera utilisé afin de trouver la meilleure configuration possible pour

nos géométries de suspension.

Tableau 9 - Matrice de décision pour les liaisons mécaniques

Critère % Ro

d e

nd

Bie

lle

Ro

ule

men

t sp

hér

iqu

e

Lam

elle

déf

orm

able

Réduire les jeux 15 3 4 4 5 Résistance 20 3 4 5 3

Poids 5 4 2 3 5

Fiabilité 20 3 4 4 1 Ajustement 15 4 1 3 2

Facilité d'assemblage 5 5 2 4 3

Innovation 10 1 2 2 5

Coûts 10 5 3 2 1

Total 100 330 305 360 285

4.5 Description de la matrice - Liaisons mécaniques

4.5.1 Rod end

Le jeu possible pour ce type de liaison concerne l'interférence entre la vis à épaulement et le perçage

interne de la bille. Les vis à épaulement étant rectifiées, le jeu entre les composantes est très faible. La

note de 3 est accorée pour ce critère. La résistance de la rod end est optimale axialement. Ce type

d'élément est destiné à être utilisé en tension/compression et il fortement déconseillé d'utiliser ce type

de liaison en flexion comme dans l'image qui suit:


47


Figure 21 - Exemple de mauvaise utilisation des rod end

De plus, celle-ci sont compacte et particulièrement légère puisqu'aucun logement particulier n'est

nécessaire pour créer la liaison. La composante comprend le logement de la bille ainsi que la bille dans

un assemblage compact. Pour cette raison, une note de 4 est accordée à la rod end au niveau du poids.

Depuis de nombreuses années, ce type de liaisons a prouvé à de nombreuses reprises sa fiabilité. En

effet, elle n'a jamais présenté de signe de faiblesse dans les 5 dernières années de formule SAE à

l'UQAC. Son ajustement est aussi particulièrement apprécié puisque la liaison est muni d'une extrémité

fileté ce qui facilite l'assemblage. Du côté de l'innovation, ces liaisons ne possèdent pas de particularités

exceptionnelles puisqu'elles sont déjà utilisées dans une multitude d'assemblage mécanique. Le coût de

celles-ci est moindre puisqu'elles peuvent être achetées d'un détaillant en grande quantité. Compte

tenu des caractéristiques de cet élément, une note de 330 points lui a été décernée.

4.5.2 Bielle

Les bielles sont des éléments de liaisons fortement utilisées en motorisation. Celles-ci ont su faire leurs

preuves et sont dotées d'une excellente fiabilité. Celles-ci possèdent une géométrie permettant très peu

d'ajustement puisqu'elles ne possèdent qu'un seul degré de liberté. Elles ne permettent pas de latitude


48


quant au désaxement de l'assemblage des suspensions ou du châssis de la voiture. Le coût est

relativement élevé puisqu'il nécessite un usinage de précision sur l'alésage pour limiter le jeu entre son

axe. Le pointage pour cette liaison est de 305.

4.5.3 Roulement sphérique

Les roulements sphériques sont sensiblement semblables aux rod end, mais ils n'offrent pas

d'ajustement longitudinal. Leur ajustement est donc uniquement dans le sens radial et permet de

s'ajuster légèrement lors d'un désalignement. Ce type de roulement possède une résistance mécanique

supérieure aux rod end puisque le logement de la rotule est usiné et permet, selon les cas de

chargements, un dimensionnement sur mesure. Comme la cage du roulement est usinée, cet aspect

vient nuire au critère de poids pour cette liaison. En effet, l'usinage du logement nécessite un

épaulement pour venir limiter les déplacements du roulement sphérique. De plus, une barrure circulaire

doit être utilisée afin d'empêcher le roulement de sortir de son logement. La figure suivante présente

une coupe d'un logement d'un roulement sphérique:

Figure 22 - Logement d'un roulement sphérique

Étant donné la robustesse de ce type de liaison, ils sont fréquemment utilisés pour les connections du

côté du porte moyeu, d'où le faible pointage pour l'innovation. Le coût des roulements sphériques est

plus élevé étant donné l'usinage nécessaire pour le logement et le cout même du roulement qui est le

double d'une rod end de bonne qualité. Une note de 360 points est accordée pour ce type de liaison.


49


4.5.4 Lamelles déformables

Les lamelles déformables sont l'ultime solution pour réduire les jeux d'assemblage. Cependant, il est très

difficile de prédire le comportement de ce type de liaison selon les différents cas de chargements. La

résistance des lamelles dépend de plusieurs facteurs comme:

La section minimale de la lamelle;

le matériau;

la température extérieure;

les précontraintes liés au chargement statique de la voiture;

la limite des déplacements verticaux des suspensions;

etc.

Dans cette optique, une valeur plus faible pour le critère de résistance est accordée. Un point fort des

lamelles déformables concerne le poids puisque l'on réduit au maximum le nombre de composantes

nécessaire à l'assemblage en éliminant le besoin de concevoir des attaches sur le châssis. Celles-ci

seraient boulonnées directement sur les membrures.

En ce qui concerne la fiabilité de ce type de liaison, c'est vraiment un point faible. Une lamelle de

déformation peut être considérée comme une poutre en flexion dont les fibres externes passent de la

tension à la compression en fonction des cycles de chargements. Le fini de surface est un des gros

problèmes en ce qui concerne les amorces de fatigue, c'est pourquoi les lamelles déformables sont la

moins fiable de nos solutions. Cependant, côté innovation, c'est définitivement cette solution qui

permettrait à l'équipe de récolter le plus de point lors de l'épreuve de design lors de la compétition.

L'usinage complexe sur une machine à commande numérique 5 axes est nécessaire afin d'obtenir le

profil désiré c'est pour cette raison que le cout associé à la fabrication de ce type de liaison est le plus

élevé de tous. Une note de 285 est accordée pour les lamelles déformables.


50


4.6 Configuration choisie

La configuration choisie permet de tirer avantages de différents types de liaisons. Cette année, des

roulements sphérique seront utilisés du coté du porte moyeu et des rod end seront utilisés du côté du

châssis. Cependant, des prototypes seront développés pour des lamelles de déformations afin de lancer

ce type d'initiative pour les années à venir. Cependant, cette solution ne sera pas implantée sur la

voiture de 2012. L'image suivante présente la configuration des suspensions 2012:

Figure 23 - Configuration des liaisons 2012

Roulements sphériques

Rod end


51


4.7 Caractérisation des matériaux des membrures

Les triangles de suspension transmettre, avec la ''push-rod'', les efforts dynamiques engendrés aux

points de contact des pneus et de la piste. Ils subissent des chargements aléatoires et alternés induisant

des contraintes en tension et compression. Le design des triangles de suspension est d'une importance

cruciale en termes de performance, tenue de route et sécurité. En effet, il est fréquent de voir lors des

épreuves dynamiques des assemblages de roues qui sont complètement arrachés lors de freinage ou de

reprises intenses. C'est l'une des raison qui force les ingénieurs à toujours opter pour le matériau

répondant le mieux aux besoins et aux exigences de la course de haute performance.

Cette année, nos besoins pour les triangles en termes de performance concernent la rigidité, la légèreté

et la facilité d'assemblage. Étant donné que plusieurs matériaux sont actuellement disponibles pour la

fabrication des membrures, une caractérisation des matériaux est nécessaire afin d'identifier la

meilleure solution.

Voici les critères auxquels les différents matériaux seront comparés:

la légèreté;

la rigidité;

la résistance;

la facilité de fabrication;

le coût de fabrication;

La légèreté (30%) :

Évidemment, la masse est un facteur qui est considéré dans tous les aspects d'un véhicule que l'on tente

d'optimiser étant donné les effets directs sur la performance dynamique de la voiture. Comme la

cylindré du moteur est limitée, 600CC, et que la puissance disponible pour la plupart des équipes reste

assez similaire, il est crucial d'abaisser au maximum la masse nette totale. Notre expérience antérieure

en termes de suspension nous démontre que la masse des composantes de suspensions peut être

significativement réduite. C'est pour ces raisons que nous donnons une pondération de 30% pour la

légèreté.


52


La rigidité (20%):

La rigidité est un critère essentiel pour les membrures des triangles des suspensions puisqu'ils

transmettent au pilote toutes les sensations de la voiture. Les vibrations de la route, l'adhérence des

pneus, la prévisibilité du comportement dynamique passent tous par des systèmes rigides qui

transmettre l'énergie au pilote. De plus, en ce qui concerne les triangles des suspensions, la rigidité et

d'autant plus importante afin de conservé l'intégrité des géométries et des angles lorsque les efforts

déforment les triangles. Une pondération de 20% est accordée pour ce critère.

La résistance (30%) :

La résistance mécanique est le dernier des critères d'importance majeur pour les membrures des

suspensions. Cet aspect ne doit en aucun cas être sous-estimé puisque la perte d'une roue a des

conséquences catastrophiques sur les résultats au classement, la santé et la sécurité du pilote. Il est

impératif d'avoir des membrures résistantes afin de supporter les cas de chargements les plus difficiles à

prédire tel que les cônes, une sortie de piste, les irrégularités de la piste, etc. Une importance de 30%

est attribuée à ce critère.

La facilité de fabrication (10%):

La géométrie d'une suspension est en réalité un assemblage complexe de plusieurs composantes.

Comme la totalité de la voiture est modélisée en 3D avec le logiciel commercial SolidWorks©, il est

important de pouvoir reproduire avec précision l'assemblage virtuel avec les composantes réelles. Opter

pour un matériau qui offre une facilité de fabrication et d'assemblage est important pour respecter les

angles capricieux de la géométrie et préservé le comportement dynamique du centre de roulis et du

centre instantané. Une valeur de 10% est accordée à ce critère.

Le coût de fabrication (10%):

Le cout de fabrication reste quand même un critère important pour notre équipe. Étant donné que nous

avons un budget parmi les plus faibles des équipes participant à la compétition, nous ne pouvons pas

négliger l'aspect financier de notre projet. C'est dans cette optique qu'un pourcentage de 10% est


53


accordé au cout de fabrication, ce qui inclut le matériel, les équipements reliés à l'assemblage (four

thermique, soudeuse, adhésif, usinage, etc.).

Afin de fabriquer nos membrures de suspensions, voici les matériaux qui seront analysés:

L'acier 1020;

L'acier allié 4130 (Chromoly);

L'aluminium 6061-T6;

La fibre de carbone.

4.7.1 Matrice de décision pour la caractérisation du matériau des membrures

Suivant les critères d'évaluations mentionnés précédemment, voici la matrice de décision pour la

caractérisation du matériau pour les membrures des suspensions. Elle expose différentes solutions

envisageables à un processus de sélection qui déterminera la solution répondant le mieux aux exigences

de la course automobile :

Tableau 10 - Matrice de décision pour la caractérisation du matériau des membrures

Critère %

Aci

er 1

02

0

Aci

er 4

13

0

Alu

min

ium

60

61

-T6

Fib

re d

e ca

rbo

ne

Résistance 30 3 4 2 5

Légèreté 30 2 2 4 5

Rigidité 20 4 4 2 5

Coût de fabrication 10 5 4 3 0

Facilité de fabrication 10 4 3 2 1

Total 100 320 330 270 420


54


4.7.2 Analyse de la matrice de décision: Résistance:

Le critère de résistance ce concentre sur la limite élastique et ultime du matériau en question. En effet,

voici un tableau qui résume les limites ultimes et élastique des matériaux en question:

Matériaux AISI 1020 AISI 4130 6061-T6 Fibre de

carbone

Limite élastique (MPa) 350 460 276 Fragile

Limite ultime (MPa) 420 731 310 1896*

Pondération accordée 3 4 2 5

* La limite ultime fournie par le fabricant de nos tubes en fibre de carbone. Cependant, comme la fibre

de carbone n'est pas un matériau isotrope et qu'il devra supporter des efforts en tension et en

compression, des essais destructifs seront effectués afin de sortir les propriétés réelles de ce matériau.

Légèreté:

La légèreté concerne précisément la masse volumique du matériau. En effet, voici un tableau qui

résume les densités spécifiques des matériaux en question:


carbone

Densité (g/CC) 7.87 7.85 2.70 1.8


Rigidité:

La rigidité est évaluée en comparant les modules de Young des différents matériaux. Le tableau suivant

compare les propriétés en rigidité de nos matériaux soumis à l'analyse.


55



carbone

Module de Young (GPa) 205 205 69 117-227*


* Le module de Young change en fonction de différents paramètres comme, l'angle de tressage, le

nombre de couche, le type d'époxy, etc. Cependant, des essais destructifs seront effectués afin de sortir

les propriétés réelles de ce matériau.

Le coût de fabrication:

Donc en plus du coût brut du matériau, il faut évaluer les frais reliés à l'assemblage des composantes. La

pondération est donc réalisée en fonction de l'expérience que nous avons acquis avec les années. Pour

les tubes en acier au carbone 1020 et acier allié 4130, les tubes sont coupés à une cote précise et des

embouts ''tube-end'' filetés sont soudés à l'une des extrémités du tube, à l'autre extrémité, un logement

de roulement sphérique est soudé. La figure suivante présente un assemblage typique de membrure-

embout.

Figure 24 - Assemblage membrure-embout soudé

Les coûts reliés à ce type d'assemblage ne sont normalement pas très élevé puisque les équipements

nécessaires pour la fabrication sont déjà disponibles dans l'atelier de fabrication. Le seul coût engendré

par ce type d'assemblage est celui de la matière brute. Cependant, le Chromoly (4130) requiert un

traitement de revenu après la soudure. Pour l'aluminium, c'est similaire sauf dans ce qui concerne la


56


soudure. La soudure doit être réalisée au TIG et des traitements thermiques doivent être effectués afin

de retrouver les propriétés du 6061-T6, ce qui engendre des coûts supplémentaires. Pour les tubes en

fibre de carbone, le matériel brute est environ 13 fois plus élevé et les adhésifs nécessaires pour

assembler les membrures en fibre aux embouts en aluminium est tout aussi dispendieux. C'est la

solution la plus désavantagée en termes de coût de fabrication.

Facilité de fabrication:

La facilité de fabrication est un paramètre qui est plus difficile à évaluer. Les triangulations de la

géométrie de la suspension consiste à assembler des tubes d'un certain matériau à des embouts fileté

où viendront se visser des ''rod-end''. Donc, en fonction du type de matériau choisi, il sera possible

d'assembler les embouts soit par adhésifs structuraux, soit par soudage. Normalement, pour avoir

fabriquer les suspensions des voitures précédente, la fabrication ne représente pas une difficulté majeur

pour les étudiants. Cependant, la précision et la rigueur nécessaire pour avoir un film de colle parfait est

beaucoup plus complexe que la soudure des triangles en acier. Des triangles en aluminium sont eux

aussi plus difficile à mettre en forme puisque les soudures des embouts en aluminium sur un petit

diamètre est très difficile à faire sans dégrader les filets par une chaleur excessive. En effet, tous les

procédés qui comportent de la soudure dégradent la qualité des filets existant dans les embouts.

4.8 Conception des embouts et théorie des adhésifs structuraux

La méthode de fixation des embouts d’aluminium avec les tubes de carbone est effectuée par des

adhésifs structuraux. Les adhésifs utilisés sont issus de la compagnie Loctite et 3M. Les caractéristiques

de ces colles sont décrites plus en profondeurs dans la section ‘’Résultats des essais de traction’’. En

partenariat avec le Centre des technologies de l’aluminium, des essais destructifs de ces adhésifs ont eut

lieu pour en déterminer la limite ultime.

Afin d’effectuer un collage adéquat, les embouts collés doivent avoir une géométrie précise. D’abord, Le

jeu fonctionnel entre les embouts et le tube de carbone doit être situé entre 8 et 12 millièmes de

pouces sur le diamètre. Cette tolérance est particulièrement importante et doit être constante sur toute

la périphérie de l’embout. Pour ce faire de minces épaulements d’un diamètre sensiblement égal au

diamètre internes des tubes de carbone ont été réalisés pour assurer le centrage parfait de l’embout à


57


chaque extrémité. L’épaulement de la première extrémité à être inséré dans le tube est munie d’un

dégagement pour assuré le bon étalement de la colle sur toute la surface. De plus, pour les fins de

l’expérimentation, une protubérance avec des plats a été réalisée pour s’adapter à la méthode de

fixation de la presse utilisée. L’image suivante illustre les embouts réalisés :

Figure 25 - Description de la conception des embouts

L’image suivante illustre l’embout inséré dans un tube en carbone. Sur l’image, le tube de carbone est

montré en transparence.

Épaulements pour le centrage.

Dégagement pour l’infiltration de l’adhésif.

Diamètre de 8 à 12 millièmes de pouce

inférieur à la paroi interne du tube de

carbone.

Embout d’aluminium

Tube en fibre de carbone

Figure 26 - Assemblage d'un embout et d'un tube en fibre de carbone


58


Afin d’avoir un outil de comparaison, deux longueurs d’embouts différentes ont été utilisées. Des

embouts de 35mm et de 20mm de longueur utile pour la surface de colle ont été testés. Les tubes de

carbone réalisés ont été coupés à une longueur de 100mm. Au total, huit échantillons ont été fabriqués

et testé en laboratoire. Voici une image des échantillons :

Figure 27 - Échantillons pour essais de traction

4.8.1 Fabrication des embouts d’aluminium

La fabrication des embouts d’aluminium a été effectué à partir de machines outils. Un tour et une

fraiseuse ont été utilisés. Les étapes de fabrication seront décrites dans cette section.


59


1 - Centrage de la pièce brut.

La première étape consistait à centrer le brut des embouts co-axialement au centre de rotation du

moyeu du tour. Pour ce faire, un indicateur à cadran est utilisé pour obtenir un centrage adéquat.

Figure 28 - Usinage des embouts : centrage

2 - Dégrossissage de la pièce et surfaçage jusqu’au diamètre des épaulements

La seconde étape de fabrication concerne le dégrossissage de la pièce jusqu’au surfaçage au diamètre

des épaulements, soit 1 millième de pouce inférieur à celui du tube interne en carbone.

Figure 29 - Usinage des embouts : dégrossissage

Indicateur à cadran

Brut en aluminium


60


3 - Ajustement au diamètre requis pour la surface de collage

Cet ajustement est effectué en prenant soins de conserver les deux épaulements requis pour le

centrage de l’embout.

Figure 30 - Usinage des embouts : diamètre final

Préparation de la surface avec un papier abrasif de 600 grains

Figure 31 - Usinage des embouts : préparation de la surface


61


4 - Tronçonnage de la pièce avec un outil prévue à cet effet.

Figure 32 - Usinage des embouts : tronçonnage

5 - Usinage des plats et du dégagement pour l’infiltration de la colle

Afin d’effectuer les plats et les dégagements, une fraiseuse a été utilisée. La fraiseuse utilisée est à usage

CNC, ce qui veut dire qu’elle fonctionne par programmation. La fraiseuse a été programmée en code G.

un code a été créé pour les plats et un autres pour les dégagements. Les deux programmes effectuait

leurs opérations en moins de 15 secondes ce qui s’est avéré particulièrement apprécié pour rentabiliser

le temps.

Figure 33 - Usinage des embouts : montage sur fraiseuse numérique


62


4.8.2 Essais de traction

Afin de vérifier la résistance en cisaillement de différents adhésifs et aussi la résistance en tension de

nos éprouvettes, nous les avons soumises à des essais de traction. Pour les essais, 4 types de colle ont

été utilisés. Les types de colle utilisés sont les suivantes :

Loctite, HysAE-60hp-EN

Loctite, HysA9432NA-EN

Loctite, HysA9460F-EN

3M : DP460

Les caractéristiques de ces adhésifs sont décrites en annexe 2 - fiches techniques des adhésifs.

Le tableau suivant exprime les numéros d’échantillons avec la longueur de l’embout et le type de colle

utilisé :

Tableau 11 - Configuration des échantillons soumis aux essais de traction

Échantillon Colle Longueur (mm)

A HysAE-60hp-EN 20

B HysAE-60hp-EN 35

C HysA9432NA-EN 20

D HysA9432NA-EN 35

E HysA9460F-EN 20

F HysA9460F-EN 35

G DP460 20

H DP460 35


63


En fonction des longueurs et du type de colle utilisé, voici le tableau des résultats :

Tableau 12 - Résultats des essais de traction

Le graphique démontre que les deux premières colles utilisées n’ont jamais cédé à une force de 43 000N

pour les embouts de 35mm de longueur. Le test a pris fin puisqu'il a eu déformation plastique des

embouts d’aluminium. Effectivement, ceux-ci se sont déformés dans les mâchoires de la presse avant

même que l’adhésif cisaille sous l’effet de la traction. De nombreux paramètres peuvent influencer le

résultat :

L’épaisseur du film d’adhésif;

La surface d’interférence entre les deux surfaces;

Le fini et la propreté des surfaces des pièces collées;

L’humidité;

La viscosité de l’adhésif;

Le temps de séchage.

Compte tenu des résultats, l'adhésif choisi est le Loctite 9432NA-EN.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

Forc

e m

axim

ale

(K

N)

HysAE-60hp-EN HysA9432NA-EN HysA9460F-EN DP460

Essai de collage

Échantillon 20mm

Échantillon 35mm


64


4.8.3 Chimie des adhésifs

Le traitement de surface utilisé est un traitement au silane et à l’alumine. Les sol-gels et silanes sont des

agents de couplage qui permettent de créer des liens résistants entre un adhésif et un substrat

d’aluminium.

Le traitement de surface pour les adhésifs est primordial. Dans le cas de l’aluminium l’adhésif doit

adhérer et s’insérer dans les interstices de la couche d’alumine. La couche d’alumine est

particulièrement résistante et permet des liaisons de très haute performance. Afin d’augmenter la

couche de cette oxyde, un traitement de surface par abrasion à l’alumine est effectuée. La figure

suivante illustre la couche d’aluminium, la couche d’oxyde et la couche d’adhésif.

Figure 34 - Couche moléculaire des adhésifs structuraux

Afin de permettre une adhésion parfaite avec l’adhésif et la couche d’oxyde des liaisons chimiques

s’imposent. Le traitement silane permet des liaisons chimiques de haute résistance entre l’adhésif époxy

et la couche d’oxyde d’alumine. La molécule de silane est munie d’un groupement OH qui se lie au

Couche d’adhésif

alumine/adhésif

Couche

d’aluminium


65


groupement OH de la molécule d’alumine. Deux nouvelles molécules sont ainsi crées, une molécule

nécessaire au collage et une molécule d’H2O.

Le schéma suivant illustre la théorie du procédé utilisé :

Cette molécule est munie d’un groupe parfaitement liée chimiquement avec la couche d’alumine. À

l’autre extrémité, un groupement réticulaire se lie lui aussi chimiquement avec un adhésif à base époxy.

Ce type de collage est utilisé dans des procédés d’aviation et demeure une technologie de fine pointe

qui est éprouvée.

4.10 Modélisation 3D

Comme le processus de conception de la dynamique des suspensions a été complété sur le logiciel

Optimum K, il est maintenant possible de créer la la modélisation 3D. En connaissant, les points critiques

des géométries, nous pouvons construire les membrures et les embouts de manière à respecter le

comportement de la suspension. Voici une vue isométrique de l’assemblage complet.

Molécule de silane

Molécule d’alumine

Molécule de collage


66


Figure 35 - Modélisation 3D des suspensions

Une analyse démontre que la composante critique des triangles de suspension est en réalité le logement

du roulement sphérique inférieur qui transmettre les efforts verticaux à le membrures de compression

(push rod). Cette composante est considérée comme critique puisque les tolérances géométriques pour

s'assurer du bon film de colle rendent l'usinage difficile.


67


5. Analyse par éléments finis

Afin de s'assurer de la solidité de nos composantes, des analyses par éléments finis de nos composantes

ont été effectuées. Cette méthode est particulièrement utile lorsque les géométries analysées sont

complexes et irrégulières. Les analyses par éléments finis réalisées dans ce projet présentent les efforts

et contraintes des cas de chargements les plus sévères. Les composantes qui sont analysées par cette

méthode sont:

le triangle supérieur;

le triangle inférieur;

le levier;

Cet espace est laissé intentionnellement vide


68


Le triangle supérieur avant:

Figure 36 - simulation du triangle supérieur avant

La contrainte maximale dans le triangle supérieur avant est de 142 MPa. Comme l'aluminium en

présence est du 6061-T6 et que sa limite élastique est de 275 MPa, le facteur de sécurité minimal dans

la pièce est de 1.93. La contrainte la plus élevé se trouve dans le logement du roulement sphérique.

Cette zone de contrainte élevée est en compression et permet donc de demeurer plus conservatif dans

notre conception.


69


Le triangle inférieur avant:

Figure 37 - simulation du triangle inférieur avant

La contrainte maximale dans le triangle inférieur est de 214 MPa. Comme l'aluminium en présence est

du 6061-T6 et que sa limite élastique est de 275 MPa, le facteur de sécurité minimal dans la pièce est de

1.28. La contrainte la plus élevé se trouve dans le logement du roulement sphérique. Cette zone de

contrainte élevée est en compression et permet donc de demeurer plus conservatif dans notre

conception.


70


Le triangle supérieur arrière:

Figure 38 - simulation du triangle supérieur arrière

La contrainte maximale dans le triangle supérieur est de 86 MPa. Comme l'aluminium en présence est


3.19. La contrainte la plus élevé se trouve dans le logement du roulement sphérique. Cette zone de

contrainte élevée est en compression et permet donc de demeurer plus conservatif dans notre

conception.


71


Le triangle inférieur arrière:

Figure 39 - simulation du triangle inférieur arrière

La contrainte maximale dans le triangle inférieur est de 229 MPa. Comme l'aluminium en présence est


1.20. La contrainte la plus élevé se trouve dans le logement du roulement sphérique.


72


Le levier avant :

Figure 40 - simulation du levier avant

Dans le levier avant, la répartition des contraintes est plus uniforme que dans les triangles. Le design du

levier est optimisé afin de limiter les concentrations de contraintes et de minimiser les coûts de

fabrication. En effet, en étant fabriquer en aluminium de 0.125 po, il est possible de les découper au

laser et d'aléser les trous par la suite. Aucun usinage n'est nécessaire. La contrainte maximum dans le

levier est de 98 MPa ce qui donne un facteur de sécurité de 2.8.


73


Le levier arrière:

Figure 41 - simulation du levier arrière

Dans le levier, la répartition des contraintes est plus uniforme que dans les triangles. Le design du levier

est optimisé afin de limiter les concentrations de contraintes et de minimiser les coûts de fabrication. En

effet, en étant fabriquer en aluminium de 0.125 po, il est possible de les découper au laser et d'aléser les

trous par la suite. Aucun usinage n'est nécessaire. La contrainte maximum dans le levier est de 98 MPa

ce qui donne un facteur de sécurité de 2.8.

Comme nous devons essayer notre design de suspension sur un banc de test, nous avons du procédé à

la programmation des pièces pour l'usinage.

L'usinage des pièces est effectué sur une fraiseuse à commande numérique (CNC mill) au CÉGEP de

Jonquière. Étant donné la géométrie complexe des pièces, l'usinage a été réalisé sur une fraiseuse à cinq

degrés de liberté.


74


Voici l'évolution d'une composante, le triangle inférieur avant, de la conception au produit final:

Figure 42 - Étape 1 modélisation 3D

Figure 43 - Étape 2 Analyse par éléments finis


75


Figure 44 - Étape 3 Usinage préliminaire dans le bois

Figure 45 - Étape 4 usinage final dans l'aluminium


76


Figure 46 - Étape 5 grenaillage des surfaces

6. Essais expérimentaux

Afin de valider l'ensemble du projet, des essais expérimentaux ont été réalisés dans les laboratoires

de recherche et développement de Cycles Devinci. Lors ce ces essais, le coin avant gauche de la

voiture a été reproduit. Voici les principales caractéristiques des essais effectués:

Utilisation de deux vérins instrumentés;

Cyclage à 4Hz en fatigue, chargements variables sur 154 000 cycles;

Affaiblissement des membrures critiques, impact et réduction de la section effective;

Aucune diminution des forces suite à l’affaiblissement des membrures.

L'image suivante présente le montage sur le banc d'essai :


77


Figure 47 - Montage sur banc d'essai

Les résultats des essais expérimentaux ont dévoilé que les suspensions répondaient parfaitement aux

critères de conception établis précédemment. En effet, voici les mesures et observations qui ont été

notées:

Gain en rigidité : 20%;

Fiabilité accrue;

Réduction des jeux d’assemblage;

Rigidité des pièces usinées à améliorer.


78


7. Conclusion

Sommes toutes, la conception des liaisons mécaniques de la suspension de formule SAE a été conçue et

réalisée en concordance avec les objectifs de départ. Effectivement, les jeux d'assemblages ont été

réduit au maximum, le poids du véhicules est désormais inférieur de 5 lb, la rigidité est augmentée de

20% et la fiabilité est accrue.

Une toute nouvelle géométrie a été conçue et analysée et devrait permettre à la voiture d'avoir une

adhérence de loin supérieure aux voitures précédentes. Cette géométrie a été analysée sur le logiciel

optimum K. Ce logiciel a permis une optimisation complète de la voiture et a permis de comprendre

facilement le comportement dynamique de celle-ci.

Ensuite, la modélisation de la suspension a été réalisée sur le logiciel Solidworks. Chaque pièce a été

développée et insérée dans un assemblage complet afin de valider l'encombrement et l'homogénéité de

chacune d'elles. Des simulations par éléments finis ont permis d'optimiser les composantes afin d'allier

le meilleur gain en rigidité, en résistance en fatigue et en poids.

Afin d'améliorer le ratio rigidité/poids, une toute nouvelle conception avec des membrures en fibre de

carbone a été réalisée. Ces membrures sont assemblées par collage avec des embouts en aluminium

selon un procédé spécifique digne des techniques de l'aéronautique. La résistance ultime à l'interface de

l'adhésif dépasse les 40 kN.

Enfin, afin de valider le concept, un coins de la suspension avant a été fabriqué et testé sur un banc

d'essais dynamiques. Des essais en fatigue ont permis de valider que le concept était suffisamment

résistant pour la durée de vie requise des suspensions selon les données recueillis lors de l'acquisition de

données. Ces essais expérimentaux ont aussi permis de vérifier la résistance des membrures en fibre de

carbone, puisque la validité du logiciel Solidworks était incertaine face à l'analyse de ce matériau

anisotrope.

Le point culminant de ce projet synthèse sera lors de la compétition annuel ayant à Lincoln au Nebraska.

Cette épreuve ultime témoignera de la véritable performance de la suspension.


79


Annexe 1 - Propriétés des matériaux

Annexe 1a - AISI 1020

Physical Properties AISI1020

Metric English Comments

Density 7.87 g/cc 0.284 lb/in³

Mechanical Properties Metric English Comments

Hardness, Brinell 121 121

Hardness, Knoop 140 140 Converted from Brinell hardness.

Hardness, Rockwell B 68 68 Converted from Brinell hardness. Hardness, Vickers 126 126 Converted from Brinell hardness.

Tensile Strength, Ultimate 420 MPa 60900 psi

Tensile Strength, Yield 350 MPa 50800 psi

Elongation at Break 15.0 % 15.0 % In 50 mm

Reduction of Area 40.0 % 40.0 %

Modulus of Elasticity 205 GPa 29700 ksi Typical for steel

Bulk Modulus 140 GPa 20300 ksi Typical for steel

Poissons Ratio 0.290 0.290

Machinability 65 % 65 % Based on AISI 1212 steel. as 100% machinability

Shear Modulus 80.0 GPa 11600 ksi Typical for steel

Component Elements Properties


Carbon, C 0.17 - 0.230 % 0.17 - 0.230 %

Iron, Fe 99.08 - 99.53 % 99.08 - 99.53 % As remainder

Manganese, Mn 0.30 - 0.60 % 0.30 - 0.60 %

Phosphorous, P <= 0.040 % <= 0.040 % Sulfur, S <= 0.050 % <= 0.050 %

http://www.matweb.com/tools/unitconverter.aspx?fromID=43&fromValue=7.87


http://www.matweb.com/tools/unitconverter.aspx?fromID=108&fromValue=420











80


Annexe 1b - AISI 4130

Physical Properties AISI4130


Density 7.85 g/cc 0.284 lb/in³

Mechanical Properties Metric English Comments

Hardness, Brinell 217 217

Hardness, Knoop 240 240 Converted from Brinell hardness.

Hardness, Rockwell B 95 95 Converted from Brinell hardness.

Hardness, Rockwell C 17.0 17.0 Converted from Brinell hardness. Value below normal HRC range,

for comparison purposes only.

Hardness, Vickers 228 228 Converted from Brinell hardness.

Tensile Strength, Ultimate 731 MPa 106000 psi

Tensile Strength, Yield 460 MPa 66700 psi

Elongation at Break 25.1 % 25.1 % in 50 mm

Reduction of Area 59.6 % 59.6 %

Modulus of Elasticity 205 GPa 29700 ksi Typical for steel

Bulk Modulus 140 GPa 20300 ksi Typical for steel Poissons Ratio 0.290 0.290 Calculated

Machinability 70 % 70 % annealed and cold drawn. Based on 100% machinability for AISI

1212 steel.

Shear Modulus 80.0 GPa 11600 ksi Typical for steel Component Elements

Properties Metric English Comments

Carbon, C 0.280 - 0.330 % 0.280 - 0.330 % Chromium, Cr 0.80 - 1.10 % 0.80 - 1.10 %

Iron, Fe 97.03 - 98.22 % 97.03 - 98.22 % As remainder

Manganese, Mn 0.40 - 0.60 % 0.40 - 0.60 %

Molybdenum, Mo 0.15 - 0.25 % 0.15 - 0.25 %

Phosphorous, P <= 0.035 % <= 0.035 %

Silicon, Si 0.15 - 0.30 % 0.15 - 0.30 %

Sulfur, S <= 0.040 % <= 0.040 %














81


Annexe 1c - Aluminium 6061-T6

Physical Properties Metric English Comments

Density 2.70 g/cc 0.0975 lb/in³ AA; Typical Mechanical Properties Metric English Comments

Hardness, Brinell 95 95 AA; Typical; 500 g load; 10 mm ball

Hardness, Knoop 120 120 Converted from Brinell Hardness Value

Hardness, Rockwell A 40 40 Converted from Brinell Hardness Value

Hardness, Rockwell B 60 60 Converted from Brinell Hardness Value

Hardness, Vickers 107 107 Converted from Brinell Hardness Value

Tensile Strength, Ultimate

310 MPa 45000 psi AA; Typical

Modulus of Elasticity 68.9 GPa 10000 ksi AA; Typical; Average of tension and compression. Compression modulus is about 2% greater than tensile modulus.

Notched Tensile Strength

324 MPa 47000 psi 2.5 cm width x 0.16 cm thick side-notched specimen, Kt = 17.

Ultimate Bearing Strength

607 MPa 88000 psi Edge distance/pin diameter = 2.0

Bearing Yield Strength 386 MPa 56000 psi Edge distance/pin diameter = 2.0

Poissons Ratio 0.330 0.330 Estimated from trends in similar Al alloys.

Fatigue Strength 96.5 MPa

@# of Cycles 5.00e+8 14000 psi

@# of Cycles 5.00e+8 completely reversed stress; RR Moore

machine/specimen

Fracture Toughness 29.0 MPa-m½ 26.4 ksi-in½ KIC; TL orientation.

Machinability 50 % 50 % 0-100 Scale of Aluminum Alloys

Shear Modulus 26.0 GPa 3770 ksi Estimated from similar Al alloys. Shear Strength 207 MPa 30000 psi AA; Typical Component Elements

Properties Metric English Comments

Aluminum, Al 95.8 - 98.6 % 95.8 - 98.6 % As remainder

Chromium, Cr 0.040 - 0.35 % 0.040 - 0.35 % Copper, Cu 0.15 - 0.40 % 0.15 - 0.40 %

Iron, Fe <= 0.70 % <= 0.70 %

Magnesium, Mg 0.80 - 1.20 % 0.80 - 1.20 %

Manganese, Mn <= 0.15 % <= 0.15 %

Other, each <= 0.050 % <= 0.050 %

Other, total <= 0.15 % <= 0.15 %

Silicon, Si 0.40 - 0.80 % 0.40 - 0.80 %

Titanium, Ti <= 0.15 % <= 0.15 %

Zinc, Zn <= 0.25 % <= 0.25 %





















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RAPPORT FINAL - UQACCOORDONNATEUR : Jacques Paradis, ing. Approbation du rapport final pour diffusion Nom du conseiller Date Signature . Projet synthèse 2012 3 ... Ferdinand P. Beer