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.
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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;
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
«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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Figure 7 - Suspension en développement vue de haut
Figure 8 - Suspension en développement vue isométrique
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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 :
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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:
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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
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Les efforts latéraux aux roues VRA1Y, VRA2Y, VRB1Y ET VRB2Y sont calculés de la manière suivante :
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
Les efforts longitudinaux aux roues FRA1X, FRA2X, FRB1X ET FRB2X sont calculés de la manière suivante :
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
Le tableau suivant résume les efforts mesurés pour un freinage à 2 G
Tableau 4 - Efforts mesurés pour un freinage de 2 G.
Réactions Effort calculé
(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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
Figure 12 - Schéma de chargement en accélération aux roues
Tableau 5 - Efforts mesurés aux roues pour une accélération de 1.2 G
Réactions Effort calculé
(N)
ARA1Z 1119
ARA2Z 1119
ARB1Z 352
ARB2Z 352
ARA1X 1096
ARA2X 1096
ARB1X 0
ARB2X 0
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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
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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
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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
-
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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
Segment V1 (N) V2 (N) Nombre de
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
-
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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
Segment V1 (N) V2 (N) Nombre de
cycles
1 0 / 375 0 / 750 101647
2 0 / 866 0 / 866 31765
3 0 / 2200 0 / 1100 19059
Total 152471
Roue
arrière
Segment V1 (N) V2 (N) Nombre de
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
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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:
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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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
Projet synthèse 2012
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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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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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.
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
Projet synthèse 2012
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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:
Matériaux AISI 1020 AISI 4130 6061-T6 Fibre de
carbone
Densité (g/CC) 7.87 7.85 2.70 1.8
Pondération accordée 2 2 4 5
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
Matériaux AISI 1020 AISI 4130 6061-T6 Fibre de
carbone
Module de Young (GPa) 205 205 69 117-227*
Pondération accordée 4 4 2 5
* 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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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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
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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
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
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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
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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
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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
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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.
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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
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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.
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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.
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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
du 6061-T6 et que sa limite élastique est de 275 MPa, le facteur de sécurité minimal dans la pièce est de
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.
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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
du 6061-T6 et que sa limite élastique est de 275 MPa, le facteur de sécurité minimal dans la pièce est de
1.20. La contrainte la plus élevé se trouve dans le logement du roulement sphérique.
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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.
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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.
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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
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Figure 44 - Étape 3 Usinage préliminaire dans le bois
Figure 45 - Étape 4 usinage final dans l'aluminium
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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 :
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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.
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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.
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Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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
Metric English Comments
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 %
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Annexe 1b - AISI 4130
Physical Properties AISI4130
Metric English Comments
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 %
Projet synthèse 2012
81
Mikhael Simard et Pierre-Olivier Morel
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 %