C C 1 A m CI.II...1 1... A Apppppprrroooccchhheee pppllluuurrriii-ttteeeccchhhnnnooolllooogggiiiqqquuueee dddeeesss sssyyyssstttèèèm meeesss CPGE - PTSI - Ch. Coeffin C C C.ooonnnssstttiiitttuuuaaannntttsss dddeee lllaaa ccchhhaaaîîînnneee ddd’’’ééénnneeerrrgggiiieee Sciences Industrielles de l’ingénieur FFiicchheess RReessssoouurrcceess T.ransmetteurs de puissance Compétence(s) : Analyser, Identifier les caractéristiques d’un transmetteur de puissance, Identifier les domaines d’application, Analyser une solution constructive. 1. Introduction Une chaîne d’action d’un système mécanique vise à transformer une énergie disponible pour créer un mouvement ou un effort. L’énergie mécanique à la sortie de l’actionneur devra être adaptée et transmise à l’effecteur afin d’obtenir l’effet attendu. L’analyse et l’étude des transmetteurs de puissance est implicitement liés à la fonction générique Transmettre de la chaîne d’énergie. Ce document est une synthèse non exhaustive des différentes solutions technologiques permettant de transmettre et adapter de l’énergie mécanique. Les différents aspects abordés concerneront essentiellement : - Les Les Les Les Les Les arbres et accouplements, engrenages, réducteurs et Multiplicateurs, mécanismes vis – écrou, liens flexibles, mécanismes plans à barres. 2. Arbres et accouplements 2.1. Arbres et axes - Définitions Les arbres sont des pièces mécaniques, de section généralement circulaire. On distingue principalement deux familles d’arbres : - ceux qui transmettent un couple entre les éléments de transmission qu’ils supportent : poulies, pignons, joints d’accouplement, … ; ceux qui ne transmettent pas de couple, on les appelle alors des axes, ils servent de support d’organes mécaniques ou bien d’axes d’articulation. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 1 sur 23 Un peu de vocabulaire : 1 2 3 4 5 6 7 8 : : : : : : : : méplat ; saignée ; gorge ; dégagement ; filetage ; rainure ; épaulement ; chanfrein Le dimensionnement des arbres sort du cadre de ce cours. Sachons tout de même qu’il s’effectue soit par un calcul de résistance des matériaux, soit par résolution numérique sur logiciel de calcul par éléments finis. 2.2. Accouplements - Définitions On s’intéresse plus particulièrement aux accouplements entre arbres alignés. Ces accouplements assurent la transmission de puissance entre deux arbres de transmission alignés ou possédant quelques défauts d’alignement. La puissance à transmettre est donnée par la formule P = C.ω (solide tournant autour d’un axe fixe, P en Watt, C, en N.m, ω en rad/s). Les défauts d’alignement peuvent être de type : radial, axial, angulaire, écart angulaire en torsion : Doc. Ressources - Transmission puissance Page 2 sur 23 Il est toutefois possible d’assurer la transmission de puissance entre deux arbres sécants par des joints d’accouplement appelés joints de cardan. Suivant la solution adoptée, cette transmission pourra être homocinétique ou non. Le joint d’accouplement est dit homocinétique, lorsqu’au cours du temps la vitesse de rotation de sortie, reste à tout instant t, égale à la vitesse de rotation d’entrée. Exemple d’accouplement réalisé avec deux joints de cardan 2.3. Accouplements permanents Dans le cas d’un accouplement permanent, le désaccouplement n’est possible qu’après démontage. On distinguera : - Les accouplements rigides ; ils ne tolèrent pas de défaut d’alignement. Les accouplements élastiques par joints d’accouplement ; ils tolèrent certains défauts d’alignement. 2.3.1. Accouplement rigide par manchon et clavettes Il est nécessaire de dimensionner correctement une clavette afin qu’elle puisse transmettre le couple. Le critère adopté est un critère de résistance au matage. L’effort exercé par le moyeu sur la clavette est de la forme : Cet effort engendre une pression de contact supposée uniforme : On fait souvent l’approximation S ≈ L ×b/2. Cm . d /2 P = F /S F≈ avec S surface du 1/2 flanc. P doit être inférieure à la pression de matage admissible par la clavette (de 30 à 100 MPa) : P ≤ Padmissible . 2.3.2. Accouplement rigide par manchon et goupilles Doc. Ressources - Transmission puissance Page 3 sur 23 Il est nécessaire de dimensionner correctement une goupille afin qu’elle puisse transmettre un couple ou un effort axial. Le critère adopté est un critère de résistance au cisaillement. Soit T l’effort de cisaillement. Dans le 1er cas (transmission d’un couple), 2×T × D = Cm 2 d’où T=Cm/D. Dans le 2nd cas (transmission d’un effort axial), T=F/2. La contrainte tangentielle moyenne est τ =T S avec S section cisaillée de la goupille. Il est d’usage d’adopter un coefficient de sécurité s (2 ou 3 selon les applications classiques). La contrainte tangentielle moyenne τ doit alors être inférieure à la limite τ r (de l’ordre de 150 MPa) du matériau constituant la clavette, divisée par le coefficient s : τ ≤τr s . Les goupilles réalisent la transmission du couple. Les vis d’assemblage réalisent uniquement l’assemblage des deux plateaux et ne participent pas à la transmission du couple. 2.3.3. Accouplement rigide par centrage et goupille(s) ∆r = ±0,3 mm ; Désalignement axial : ∆a = ±4 mm ; Désalignement angulaire : ∆α = ±5° . Désalignement radial : 2.3.4. Accouplement élastique par manchon à bagues élastomères Doc. Ressources - Transmission puissance Page 4 sur 23 Désalignement radial : ∆r = ±4 mm ; Désalignement axial faible ; Désalignement angulaire nul ; Joint homocinétique. 2.3.5. Accouplement par joint de Oldham 2.4. Accouplements temporaires L’accouplement est dit temporaire lorsque les deux arbres peuvent être désolidarisés, sous l’action d’une commande extérieure (humaine ou automatisée). L’embrayage est un mécanisme qui permet sous l’effet d’une action extérieure, d’accoupler ou de séparer, progressivement ou non, les arbres respectivement solidaires du moteur et du récepteur. Dans le cas des freins, un arbre est fixe par rapport au bâti. La fonction est alors de ralentir ou d’arrêter l’arbre en mouvement. Le principe du freinage repose sur l’apparition d’un couple résistant de frottement. Beaucoup de systèmes de freinage existent : freins à tambours, à disques,…… La roue libre permet de transmettre la puissance entre deux arbres, mais uniquement pour un sens de rotation. C’est une transmission unidirectionnelle. Ce comportement peut être obtenu à partir du phénomène d’arc-boutement ou encore par des cliquets escamotables. Arc-boutement Doc. Ressources - Transmission puissance Cliquets escamotables Page 5 sur 23 3. Engrenages 3.1. Introduction - Généralités Les engrenages ont pour fonction de transmettre la puissance, les deux vitesses (entrée et sortie) restant dans un rapport constant, c’est une transmission homocinétique. Les solutions concurrentes : • transmission par accouplement, les arbres devant être dans le prolongement l’un de l’autre, • transmission par friction : roues de friction, courroies plates ou courroies trapézoïdales sur poulies, • transmission par courroie crantée sur poulies ou par chaîne sur roues. Pour un prix de revient modéré, les engrenages ont pour avantages un excellent rendement et un encombrement plutôt faible. L’engrènement est un phénomène connu depuis plusieurs siècles, les moulins à vent utilisaient des engrenages en bois assez perfectionnés, et les mécanismes d’horlogerie ont utilisé très tôt les roues dentées. Le développement des moteurs thermiques et électriques a provoqué un fort développement de ce type de transmission. Un engrenage est un ensemble de deux roues dentées complémentaires, chacune en liaison (pivot ou glissière) par rapport à un support (souvent le bâti). La petite roue se nomme le pignon, la grande roue extérieure s’appelle la roue, la grande roue intérieure s’appelle la couronne. L’une des roues peut avoir un rayon infini, elle s’appelle alors une crémaillère. Le rapport de transmission k est par définition : k = ωentrée / ω sortie . On appelle surfaces primitives, les surfaces fictives des roues de friction associées donnant la même cinématique que l’engrenage. On distingue les différents types d’engrenages suivants : • les engrenages à axes parallèles à denture droite ou hélicoïdale, • les engrenages à axes concourants à denture droite ou hélicoïdale, • les engrenages à axes non concourants ou gauches (roue - vis sans fin, hypoïde, etc.) 3.2. Caractéristiques des engrenages cylindriques à denture droite 3.2.1. Géométrie On appelle cylindre primitif de diamètre primitif d le cylindre décrit par l’axe instantané de rotation du mouvement relatif de la roue conjuguée par rapport à la roue considérée. La section droite du cylindre primitif donne le cercle primitif de diamètre d . Doc. Ressources - Transmission puissance Page 6 sur 23 da le cylindre enveloppe du sommet des dents. La section droite du cylindre de tête donne le cercle de tête de diamètre da . On appelle cylindre de tête de diamètre de tête df le cylindre enveloppe du fond des dents. La section droite du cylindre de pied donne le cercle de pied de diamètre df . On appelle cylindre de pied de diamètre de pied ha : distance radiale entre le cylindre de tête et le cylindre primitif. Creux hf : distance radiale entre le cylindre de pied et le cylindre primitif. Hauteur de dent h : distance radiale entre le cylindre de tête et le cylindre de pied. Saillie Flanc : portion de surface d’une dent comprise entre le cylindre de tête et le cylindre de pied. Profil : section d’un flanc par un plan normal à l’axe. Pas : longueur d’un arc de cercle primitif compris entre deux profils consécutifs. Largeur de denture b : largeur de la partie dentée d’une roue mesurée suivant une génératrice du cylindre primitif. Entraxe entre deux roues a : plus courte distance entre les axes des deux roues. Cercle de base : cercle permettant d’obtenir le profil en développante de cercle des dents. Ligne d’action : normale commune à deux profils de dents conjuguées, en leur point de contact. Cette ligne est fixe pour les engrenages à développante de cercle. Angle de pression α : angle de la ligne d’action avec la tangente aux cercles primitifs ( α = 20° pour une denture normalisée). Module m : valeur permettant de définir les caractéristiques dimensionnelles de la roue dentée. C’est le rapport entre le diamètre primitif et le nombre de dents. Désignation Module Nombre de dents Diamètre primitif Diamètre de tête Diamètre de pied Saillie Creux Hauteur de dent Pas Largeur de denture Entraxe Symbole Formule m Z d da Par un calcul de RDM Par un rapport de vitesse df ha df = d − 2,5m ha = m hf h p b a hf = 1,25m h = 2,25m p = πm b = km ( 5 ≤ k ≤ 16 ) a = ( d1 + d 2 ) 2 d = mZ da = d + 2m Les roues extérieures tournent en sens contraires alors que pour un engrenage intérieur, les deux roues tournent dans le même sens. 3.2.2. Efforts sur les dentures Soit P1 la puissance à transmettre. On a la relation pour un solide en rotation autour d’un axe fixe : P1 = C1 × ω1 , qui lie la puissance (en Watt) au couple (en N.m) et à la vitesse de rotation (en rad/s). Doc. Ressources - Transmission puissance Page 7 sur 23 Si le rendement de la transmission est η = 1 , P2 = C2 × ω2 = C1 × ω1 . On peut donc déterminer le couple C1, connaissant la puissance et la vitesse de rotation. L’effort tangentiel s’obtient à l’aide du couple, sachant que FT = C1 / r1. On peut ensuite en déduire la composante radiale FR et la norme de l’effort mutuel qu’exerce une roue sur l’autre, connaissant l’angle de pression α (valeur usuelle 20°). Notons que dans le cas où la transmission n’est pas idéale, η ≠ 1 , et l’effort tangentiel n’est pas identique pour les deux roues. 3.3. Caractéristiques des engrenages cylindriques à denture hélicoïdale 3.3.1. Géométrie Les engrenages à denture hélicoïdale permettent un fonctionnement plus silencieux que celui des engrenages à denture droite ; ils présentent également un meilleur rendement. Ils sont notamment utilisés dans les boîtes de vitesses d’automobiles, les réducteurs et les multiplicateurs de vitesses. Hélice primitive : intersection d’un flanc avec le cylindre primitif d’une roue hélicoïdale. Angle d’hélice β : angle entre la tangente à l’hélice primitive et une génératrice du cylindre primitif. Pas apparent pt : longueur de l’arc de cercle primitif compris entre deux profils homologues consécutifs. pn : pas mesuré sur une hélice normale à l’hélice primitive. Module apparent mt : rapport entre le pas apparent et le nombre de dents. Module réel mn : rapport entre le pas réel et le nombre de dents. Pas réel Doc. Ressources - Transmission puissance Page 8 sur 23 Quel que soit le diamètre, les roues dentées à denture hélicoïdale de même module et de même angle d’hélice engrènent entre elles, à condition que les hélices soient de sens contraire. Les dentures hélicoïdales provoquent une poussée axiale, d’où la nécessité de l’emploi de butées. La poussée axiale est proportionnelle à l’angle d’hélice β . On peut donc réduire la poussée axiale en diminuant l’angle d’hélice, mais on peut également la supprimer, en utilisant des roues jumelées dont les dentures sont inclinées en sens opposé ou encore par l’utilisation d’une denture en chevrons. Désignation Module réel Nombre de dents Symbole mn Z Formule Par un calcul de RDM Par un rapport de vitesse Angle d’hélice β Module apparent mt mt = mn cos β Pas apparent pt pt = pn cos β Pas réel Diamètre primitif pn d pn = π mn d = mt Z Diamètre de tête da da = d + 2mn Diamètre de pied df ha df = d − 2,5mn ha = mn hf h b a hf = 1,25mn h = 2,25mn b ≥ π mn sin β Saillie Creux Hauteur de dent Largeur de denture Entraxe Entre 20° et 30° a = ( d1 + d 2 ) 2 3.3.2. Efforts sur les dentures L’angle de pression réel est noté αn. De même que pour une denture droite, à partir de la puissance à transmettre, on détermine l’effort tangentiel, puis les autres composantes. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 9 sur 23 3.4. Caractéristiques des engrenages coniques 3.4.1. Géométrie Les engrenages coniques sont des engrenages à axes concourants. Ils permettent de transmettre le mouvement entre deux arbres concourants, avec un rapport de vitesse rigoureux. Les conditions d’engrènement imposent que les deux roues doivent avoir même module et que les sommets des deux cônes soient confondus. Ce dernier impératif oblige le concepteur à un centrage très précis des deux roues pour assurer un fonctionnement correct. Il faut donc prévoir au montage un réglage axial des deux roues. On peut utiliser par exemple des boîtiers et des cales de réglage. Cône primitif, angle primitif δ : cône décrit par l’axe instantané de rotation du mouvement relatif de la roue conjuguée par rapport à la roue considérée. Le ½ angle au sommet de ce cône est l’angle primitif Cône de tête, angle de tête δa δ . : cône enveloppe des sommets des dents. Le ½ angle au sommet de ce cône est l’angle de tête δ a . Cône de pied, angle de pied δf : cône enveloppe des bases des dents. Le ½ angle au sommet de ce cône est l’angle de pied δ f . Cône complémentaire : cône dont les génératrices sont perpendiculaires à celles du cône primitif, à l’extrémité externe de la largeur de la denture. d : diamètre du cercle intersection du cône primitif et du cône complémentaire (cercle primitif). da : diamètre du cercle intersection du cône de tête et du cône complémentaire (cercle de tête). Diamètre primitif Diamètre de tête df : diamètre du cercle intersection du cône de pied et du cône complémentaire (cercle de pied). denture b : largeur de la partie dentée de la roue mesurée suivant une génératrice du cône primitif. Diamètre de tête Largeur de Saillie Creux ha : distance entre le cercle primitif et le cercle de tête, mesurée suivant une génératrice du cône complémentaire. hf : distance entre le cercle primitif et le cercle de pied, mesurée suivant une génératrice du cône complémentaire. Angle de saillie Angle de pied θa θf : différence entre l’angle de tête et l’angle primitif. : différence entre l’angle de pied et l’angle primitif. Pas : longueur de l’arc de cercle primitif compris entre deux profils homologues consécutifs. Hauteur de dent : distance entre le cercle de tête et le cercle de pied, mesurée suivant une génératrice du cône complémentaire. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 10 sur 23 Désignation Symbole Module Nombre de dents Angle primitif Diamètre primitif Largeur de denture Diamètre de tête Diamètre de pied Saillie Creux Hauteur de dent Par un calcul de RDM Par un rapport de vitesse df ha df 1 = d1 − 2,5m cos δ 1 ha = m hf h hf = 1,25m h = 2,25m θa = m L θa θf δa δf Angle de saillie Angle de creux Angle de tête Angle de pied Formule m Z δ d b da tan δ 1 = Z1 Z2 d1 = mZ1 et d 2 = mZ2 b = km ( 5 ≤ k ≤ 16 ) da1 = d1 + 2m cos δ 1 θ f = 1,25m L δ a1 = δ 1 + θ a δ f 1 = δ1 − θ f 3.4.2. Efforts sur les dentures FA = FT × tan α n × sin δ FR = FT × tan α n × cos δ F F= T cos α n F = FT2 + FA2 + FR2 L’angle de pression réel est noté αn. A partir de la puissance à transmettre, on détermine l’effort tangentiel à l’aide du rayon moyen rm. rm = d − b × sin δ 2 Puis, on détermine les autres composantes. 3.5. Caractéristiques d’un engrenage gauche – Système roue et vis sans fin 3.5.1. Géométrie C’est un engrenage hélicoïdal dont les axes sont orthogonaux et non concourants. La transmission par ce type d’engrenage donne une solution simple pour les grands rapports de réduction, avec un fonctionnement peu bruyant. La poussée de la vis est forte, surtout si la démultiplication est grande. On utilise alors une butée à billes ou à rouleaux ou encore des roulements à contact oblique pour réaliser la liaison pivot avec le support. Lorsque l’inclinaison des filets est faible (vis à un filet et inclinaison inférieure à 5°), la transmission est irréversible, ce qui est souvent utile, car le réducteur s’oppose à toute rotation commandée par la machine réceptrice (exemple : appareils de levage). Toutefois le rendement est alors faible, et de plus le couple de démarrage est beaucoup plus fort que le couple à vitesse de régime. Le rendement est meilleur avec les fortes inclinaisons, à condition que les métaux en présence soient bien choisis (vis en acier / roue en bronze, nylon, … ) et l’exécution des dentures très précises, avec des états de surface très soignés. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 11 sur 23 • Pour la vis : Filet : une des dents de la vis. Les vis peuvent avoir un ou plusieurs filets. Cylindre de référence : surface primitive de référence de la vis. Hélice de référence : hélice d’intersection d’un flanc avec le cylindre de référence de la vis. Pas hélicoïdal pz : distance axiale entre deux profils homologues consécutifs d’un filet. Pas axial px : rapport entre le pas hélicoïdal et le nombre de filets (le pas axial est égal au pas hélicoïdal si le nombre de filets est égal à 1). Module axial • mx : rapport entre le pas et le nombre π. Pour la roue : Le profil de la roue est le profil conjugué de celui de la vis. L’engrènement d’une vis avec une roue n’est possible que si elles ont même module axial et même angle d’hélice. Les caractéristiques dimensionnelles de la roue sont identiques à celles d’une roue à denture hélicoïdale. La roue est généralement cylindrique pour transmettre des efforts relativement faibles, mais pour transmettre des efforts importants, une roue creuse est préférable. Désignation Symbole Module réel mn Z Nombre de filets Angle d’hélice β Formule Par un calcul de RDM Déterminé par le rapport des vitesses Déterminé pour l’irréversibilité Diamètre primitif mx px pn pz d Diamètre extérieur da mx = mn cos γ px = pn cos γ pn = π mn pz = px Z d = pz π tan γ da = d + 2mn Diamètre intérieur df L df = d − 2,5mn 4 px < L < 6 px Module axial Pas axial Pas réel Pas de l’hélice Longueur de la vis (γ < 5°, β + γ = 90° ) 3.5.2. Efforts sur les dentures Si les frottements sont négligé, Doc. Ressources - Transmission puissance η = 1 : FTv = FAr = Cv F Fr tan α n ; . ; FAv = FTr = Tv ; F = F F= R Tv rv tan γ sin αn sin γ Page 12 sur 23 Si les frottements ne sont pas négligés avec f le coefficient de frottement : FTv = F × (cos α n sin γ + f cos γ ) ; FTr = F × (cos α n cos γ − f sin γ ) ; FR = F sin α n ; On peut exprimer le rendement sous la forme η= cos α n − f tan γ cos α n + f cot γ . 3.6. Représentation des engrenages Doc. Ressources - Transmission puissance Page 13 sur 23 4. Réducteurs - Multiplicateurs 4.1. Modification de la fréquence de rotation Les réducteurs et multiplicateurs sont des transmetteurs de puissance. Leur place dans la chaîne d’énergie est la suivante : C1,ω1 Moteur Réducteur ou multiplicateur C2,ω2 Récepteur L’actionneur associé aux réducteurs et multiplicateurs, est principalement un moteur électrique, thermique, hydraulique ou pneumatique. Lorsque l’on a ω2 ω < 1 , on parle de réducteur. Lorsque l’on a 2 > 1 , on parle de multiplicateur. ω1 ω1 On parle aussi d’inverseur lorsqu’il y a inversion du sens de rotation. On appelle rapport de transmission ou rapport de réduction le rapport ω1 ω2 . Le rapport de multiplication est l’inverse du rapport de transmission. Dans une boîte de vitesse d’automobile, on peut passer par tous ces états. L’utilisation d’un réducteur ou d’un multiplicateur peut permettre d’adapter la fréquence de rotation, à la nécessité d’une fonction. Par exemple, en fabrication, afin d’imposer une vitesse de coupe spécifique selon les matériaux utilisés pour l’outil et la pièce à usiner, il est nécessaire de pouvoir régler la fréquence de rotation de la broche. Selon l’application, le rapport des fréquences de rotation peut soit être fixe, soit être variable (variateur, boîte de vitesse). η = 1, on a C2 ω1 . = C1 ω 2 D’un point de vue énergétique, si le rendement du réducteur ou du multiplicateur est idéal, c'est-à-dire la relation de conservation de la puissance mécanique : C1 × ω1 = C2 × ω 2 . On en déduit alors : Dans le cas d’un réducteur de fréquence de rotation, il y a multiplication du couple. Dans le cas d’un multiplicateur de fréquence de rotation, il y a réduction du couple. Si l’on prend en compte le rendement de la transmission η, on a C1 × ω1 × η = C2 × ω 2 . 4.2. Train d’engrenages simples Le train d’engrenage est la façon la plus répandue de réaliser des réducteurs ou des multiplicateurs. On appelle train d’engrenages simple (ou ordinaire), un train pour lequel tous les roues dentées tourne autour d’un axe fixe par rapport au carter. La loi entrée /sortie en vitesse est donnée par : ωs produit du nombre de dents des menantes = (− 1)P ωe produit du nombre de dents des menées Avec p : nombre de contacts extérieurs Doc. Ressources - Transmission puissance Page 14 sur 23 Lorsque cela est possible, on peut remplacer des rapports de nombre de dents par des rapports de diamètres primitifs. On donne ci-dessous le tableau des réducteurs élémentaires. Dans l’exemple ci-dessous, le réducteur est composé de deux étages : - Premier étage constitué par un engrenage à denture hélicoïdale, Deuxième étage constitué par un engrenage conique. 4.3. Train d’engrenages épicycloïdaux Un train d'engrenages est qualifié d'épicycloïdal quand, pendant le fonctionnement, une ou plusieurs roues dentées tournent autour d'un axe géométrique mobile par rapport au carter principal. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 15 sur 23 La formule de Willis permet de déterminer la loi entrée - sortie dans les trains épicycloïdaux : ω s − ω ps = r , r est la raison de base ω e − ω ps r = (− 1)P produit du nombre de dents des menantes . produit du nombre de dents des menées ω s la vitesse de rotation de la dernière roue ; ω ps la vitesse de rotation du bras porte-satellite ; ω e la vitesse de rotation de la première roue. Différentes configurations sont possibles : 4.4. Boites de vitesses Lorsque l’organe récepteur oppose un couple résistant d’intensité variable, il peut être nécessaire d’utiliser une boîte de vitesse. Le rapport de fréquences de rotation entre l’arbre d’entrée (sortie moteur thermique) et l’arbre de sortie (entrée différentiel) est variable. Il existe plusieurs rapport de transmission, selon la sélection. Exemple : véhicule automobile avec 4 rapports + marche arrière : K1 = -0,24 ; K2 =- 0,54 ; K3 = -0,86 ; K4 = -1,21 ; KAR = 0,3. Le passage des vitesses peut se faire manuellement (levier de vitesse) ou automatiquement. La commande au niveau de la boîte peut être mécanique, hydraulique ou électro-hydraulique. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 16 sur 23 4.5. Variateurs de vitesses Il existe principalement deux catégories de variateurs de vitesse : - les variateurs mécaniques ; les variateurs électroniques. Malgré un essor très important des solutions électroniques (rendement, sécurité, prix, …), les solutions mécaniques sont toujours utilisées (pas d’alimentation électrique). IL faut toutefois noter que dans le cas d’un variateur électronique, la puissance n’est pas adaptée après l’actionneur mais au niveau de l’alimentation de l’actionneur (adaptation de la tension, de la fréquence,….). La figure ci-dessous représente un variateur de vitesse mécanique, parmi bien d’autres solutions. 5. Mécanisme vis-écrou 5.1. Liaisons hélicoïdale Un mécanisme vis-écrou est réalisé sur le principe de la liaison hélicoïdale. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 17 sur 23 La liaison hélicoïdale d'axe est symboliquement représentée ci-contre : Dans le torseur cinématique : Si pas à droite, résultante et moment résultant ont même signe. Dans le torseur d’actions transmissibles : Si pas à droite, résultante et moment résultant ont des signes opposés. La liaison hélicoïdale est en général associée à d’autres liaisons. Les fonctions techniques principales de la liaison hélicoïdale sont : - - transformer un mouvement ; Les paramètres importants sont notamment le jeu dans la liaison et la vitesse de glissement au contact visécrou. transmettre un effort ; Les déformations, le frottement, les pressions de contact sont des paramètres importants. On distingue principalement de types de réalisation de liaison hélicoïdale : - à contact glissant ; à éléments roulants. 5.2. Transmission de puissance par mécanisme vis-écrou On cherche en général à transmettre un effort r F à partir d’un couple Dans le cas idéal où la puissance est conservée, on a la relation r C. C ×ω = F ×V avec ω vitesse de rotation de la vis et V vitesse de translation de l’écrou par rapport au bâti. Le guidage en rotation de la vis peut nécessiter un nombre plus ou moins important de paliers. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 18 sur 23 5.3. Exemples de réalisation Etau Vérin d’appoint 6. Transmission par liens flexibles 6.1. Transmission de puissance par courroies asynchrones 6.1.1. Généralités Une courroie est un lien flexible destiné à assurer une transmission de puissance entre un arbre moteur et un arbre récepteur, dont les axes sont en général parallèles. Pour le montage le plus courant, il n’y a pas d’inversion de sens de rotation : ω2 ω1 Brin tendu r2 1 : poulie motrice, rayon r1 ; 2 : poulie réceptrice, rayon r2. r1 1 Brin mou 2 La transmission par poulie / courroie asynchrone, présente les avantages suivant : - arbres d’entrée et de sortie éloignés ; possibilité de variation d’entraxe ; souplesse de la transmission ; pas de lubrification ; fonctionnement silencieux ; bon rendement (>95 %) ; coût réduit. Les inconvénients de ce type de transmission sont principalement : - transmission non homocinétique (glissement) ; efforts radiaux important. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 19 sur 23 6.1.2. Comportement cinématique ω 2 r1 = ω1 r2 Dans le cas où il y a non glissement, le comportement cinématique est le suivant : . Dans la réalité, il y peut y avoir glissement de la courroie sur la poulie. Ce glissement fonctionnel noté g, est de l’ordre de 2 % en général. On a alors ω2 r = (1 − g ) × 1 ω1 r2 . 6.1.3. Tension dans les brins de courroies En isolant la poulie réceptrice 2, on voit qu’elle est soumise, à l’équilibre, à l’action r r T , rdu brin mou t , d’un couple résistant C 2 et de l’action du bâti du brin tendu en O2. Le théorème du moment statique exprimé en O2, nous donne en projection sur T −t = C2 C1 = r2 r1 r z : . La détermination du couple se fait connaissant la puissance à transmettre ainsi que la vitesse de rotation : C1 = P On admettra ω1 et C2 = P T = t × e fα 2 ω2 . Il faut une 2nd relation pour connaître individuellement T et t. avec f coefficient de frottement et angle d’enroulement de la poulie. 6.1.4. Tension de pose r r Pour avoir les tension T et t en fonctionnement, il faut appliquer une tension initiale à l’arrêt, appelée tension de pose T0, sur les brins de la courroie. On montre alors que T + t = 2T0 . La valeur de la tension de pose est souvent contrôlée par la mesure de la flèche du brin rectiligne, sous un effort normal F, appliqué en son milieu. L’usure et le vieillissement de la courroie entraînent une diminution progressive de la tension de pose. Afin d’éviter d’avoir à refaire un réglage de cette dernière, il est possible de prévoir un dispositif permettant d’assurer une tension constante : Doc. Ressources - Transmission puissance Page 20 sur 23 6.2. Transmission de puissance par courroies synchrones La transmission de puissance par courroie synchrone (ou crantée), associée à des poulies dentées, permet d’éviter le glissement. On les utilise par exemple pour les courroies de distribution d’automobiles. L’entraînement ne se fait plus par adhérence, mais par obstacle, comme dans le cas des engrenages. Le dimensionnement de la transmission est essentiellement basé sur la capacité de la courroie à supporter l’effort de traction. 6.3. Différents types de courroies 6.4. Transmision de puissance par chaîne 6.4.1. Généralités Une chaîne est un lien déformable destiné à assurer une transmission de puissance entre un arbre moteur et un arbre récepteur, dont les axes sont parallèles. Il n’y a pas d’inversion de sens de rotation : ω2 ω1 Brin tendu r2 1 : poulie motrice, rayon r1 ; 2 : poulie réceptrice, rayon r2. r1 1 Brin mou 2 La plupart du temps, la chaîne travaille en traction, sauf chaînes spécifiques qui peuvent être « poussées ». Doc. Ressources - Transmission puissance Page 21 sur 23 La transmission par chaîne présente les avantages suivants : - puissances transmises importantes ; possibilité de variation d’entraxe ; pas de glissement ; aptitude à fonctionner dans des conditions sévères (choc, température, …) ; efforts limités sur les paliers ; rendement ( ≈ 98 %) ; coût réduit. Les inconvénients de ce type de transmission sont principalement : - nécessité d’une lubrification ; - niveau sonore important ; - vibrations longitudinales ; - limitation du rapport de transmission. L’entraînement se fait par obstacle. Le dimensionnement de la transmission est essentiellement basé sur la capacité de la chaîne à supporter l’effort de traction. De même que pour les courroies, on peut utiliser un dispositif assurant la tension constante de la chaîne. 6.4.2. Comportement cinématique La transmission devient quasiment homocinétique à partir de 20 dents sur le plus petit pignon. Le rapport de transmission moyen est donné par, ω 2 r1 = ω1 r2 . 6.5. Représentation schématique 7. Mécanismes plans à barres Après avoir sélectionné un actionneur, il peut être nécessaire de modifier la nature du mouvement. Souvent, l’actionneur utilisé est un moteur, le mouvement en sortie de celui-ci est un mouvement de rotation continue. Quelquefois, l’actionneur utilisé est un vérin, le mouvement disponible est alors une translation rectiligne jusqu’à ce que l’on arrive en fin de course. Ce qui suit, présente quelques principes de transformation de mouvement, à l’aide de mécanismes plans à barres. Système bielle – manivelle Le système bielle - manivelle (ou vilebrequin) permet de transformer une rotation continue en une translation rectiligne alternative. On le retrouve dans la réalisation des moteurs thermiques, compresseurs, … Doc. Ressources - Transmission puissance Page 22 sur 23 Système à excentrique Sur la scie sauteuse ci-dessous, l’arbre 6 entraîné par le moteur, est muni d’un axe excentré 7. La transformation de mouvement est réalisée à l’aide du patin 8. Le coulisseau 10 est en translation rectiligne alternative. Système à came Les systèmes à came, transforment un mouvement de rotation en un mouvement de translation rectiligne alternative. L’exemple ci-dessous montre le mécanisme arbre à came - soupape d’un moteur thermique d’automobile. Doc. Ressources - Transmission puissance Page 23 sur 23