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Université de Lorraine
Mémoire d’Habilitation à Diriger des Recherches
Dynamique des structures, des véhicules et du
corps humain dans le contexte de la prévention
des risques professionnels
Pierre LEMERLE
Soutenue le 26 janvier 2015 à l’INRS, centre de Vandœuvre, Devant le jury composé de :
M. Louis JEZEQUEL Rapporteur
Professeur des universités, Ecole Centrale de Lyon M. Philippe BIDAUD Rapporteur
Professeur des universités, Université Pierre et Marie Curie M. Jean-Christophe POPIEUL Rapporteur
Professeur des universités, Université de Valenciennes et du Hainaut-Cambrésis M. Franck SGARD Examinateur
Chercheur, Institut de recherche Robert-Sauvé en Santé et en Sécurité du Travail M. Ahmed ABU HANIEH Examinateur
Professeur assistant, Université de Beir Zeit M. Jean-François GANGHOFFER Examinateur
Professeur des universités, Université de Lorraine M. Didier BAPTISTE Examinateur
Directeur scientifique, Institut National de Recherche en Sécurité
Ecole doctorale EMMA
Spécialité Mécanique
Les travaux de recherche présentés dans ce mémoire ont été réalisés à l’Institut
National de Recherche et de Sécurité pour la prévention des accidents du travail et des
maladies professionnelles (INRS). Ils sont le fruit d’un travail collectif, en particulier
celui de mon équipe, le laboratoire de Modélisation des Systèmes Mécaniques de
Prévention (MSMP), que je tiens à saluer et à remercier.
Je dédie ce mémoire à mes parents qui ont été des modèles dans ma vie.
1
SOMMAIRE
1 INTRODUCTION ...................................... ................................................... ......................... 3
2 BILAN ET PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES .................................................................. .............. 5
2.1 VISCOELASTICIMETRIE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
2.1.1 CONTEXTE ET ENJEUX DE RECHERCHE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
2.1.2 RESULTATS ET PERSPECTIVES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7
2.2 STABILITE DYNAMIQUE DES MACHINES MOBILES... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9
2.3 VIBRATIONS TRANSMISES A L’ENSEMBLE DU CORPS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13
2.3.1 COMPRENDRE ET PREDIRE LE COMPORTEMENT VIBRATOIRE DES PNEUMATIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . 13
2.3.2 DEVELOPPER DES METHODES DE CONCEPTION DE SUSPENSIONS DE MACHINES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . 18
2.3.3 AMELIORER LES CONNAISSANCES SUR LE COMPORTEMENT DYNAMIQUE DE L’HOMME ... . . . . . . 21
2.3.4 INTEGRER L’ERGONOMIE A LA CONCEPTION DES SYSTEMES DE PROTECTION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24
2.4 VIBRATIONS TRANSMISES AU MEMBRE SUPERIEUR .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26
2.4.1 METROLOGIE DES EFFORTS DE POUSSEE ET DE PREHENSION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
2.4.2 EFFETS PHYSIOPATHOLOGIQUES DES VIBRATIONS SUR L’HOMME ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29
3 VALORISATIONS DES RECHERCHES ET TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES ......................................36
3.1 ABSORBEUR D’ENERGIE LIPROTEC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36
3.2 DEVELOPPEMENT DE GANTS DE MESURE DE DISTRIBUTION DE PRESSION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38
3.3 SIMULATEURS DE CONDUITE DE CHARIOTS ELEVATEURS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41
4 RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE ............................................................................. ................45
4.1 ORGANISATION DE CONGRES SCIENTIFIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45
4.2 CONFERENCES INVITEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45
4.3 PARTICIPATION AUX COMITES DE LECTURE DE JOURNAUX SCIENTIFIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46
4.4 PARTICIPATION A DES PROJETS EUROPENS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47
4.5 COLLABORATIONS AVEC DES UNIVERSITES ET DES INSTITUTS HOMOLOGUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48
4.6 NORMALISATION INTERNATIONALE ET EUROPEENNE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49
5 DIRECTION ET ENCADREMENT DE TRAVAUX UNIVERISTAIRES ..................................................51
5.1 ACCUEIL D’ELEVES INGENIEURS EN STAGE DE FIN D’ETUDE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51
5.2 ENCRADEMENT DE DOCTORANTS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51
6 CARTOGRAPHIE DES RECHERCHES EFFECTUEES A L’ INRS ...................................................... ...54
7 REFERENCES......................................... ................................................... ..........................55
2
7.1 THESE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55
7.2 COLLOQUES INTERNATIONAUX AVEC ACTES ET COMITE DE LECTURE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55
7.3 REVUES INTERNATIONALES DE RANG A AVEC COMITE DE LECTURE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56
7.4 REVUE NATIONALES SPECIALISEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56
7.5 BREVETS ET DROITS D’AUTEUR .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57
7.6 CONFERENCES INVITEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57
7.7 BIBLIOGRAPHIE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57
3
1 INTRODUCTION
J’ai suivi une formation initiale d’ingénieur à l’Ecole Centrale de Lyon (promotion 1990). Dès mon intégration à
l’ECL et malgré le contexte économique en pleine expansion dans le secteur de l’ingénierie, j’ai souhaité
m’orienter vers la recherche. J’étais attiré par l’acoustique, qui me semblait être le prolongement logique de ma
passion dès le plus jeune âge pour la musique.
En 1990, après l’obtention d’un Diplôme d’Etudes Approfondies d’acoustique -préparé en parallèle à mon
diplôme de fin d’études d’ingénieur-, j’ai saisi l’opportunité de me former à la recherche en travaillant au sein du
laboratoire Coques et Structures du CERDAN (Centre d’Etudes et de Recherches sur la Discrétion Acoustique des
Navires de la Direction des Constructions Navales) à Toulon, dans le cadre d’une thèse de doctorat. Mes travaux
portaient sur le développement de méthodes numériques d’optimisation des structures selon des critères de
discrétion acoustique [PL_Th1], [PL_Conf_Int1]. Ils ont été financés par la Direction Générale de l’Armement
grâce à une bourse DRET/CNRS. Il s’agissait de développer une méthode d’optimisation numérique des
structures, adaptée à la méthode des éléments finis, pour minimiser leur flexibilité et leur transmissibilité
mécaniques sur une large bande de fréquence. Ces recherches étaient motivées par des exigences de discrétion
acoustique pour la conception des futures générations de sous-marins, en particulier pour réduire le bruit
transmis à la coque et rayonné dans le milieu aquatique par les carlingages et autres supports de machines.
Cette expérience m’a permis d’affirmer mon goût pour l’innovation scientifique et d’améliorer concrètement des
méthodes de conception utilisées en bureaux d’études. Ce dernier point et plus généralement le caractère
applicatif de la recherche, a constitué un attrait supplémentaire. Cet aspect compte encore aujourd’hui dans ma
motivation personnelle.
J’ai effectué mon doctorat en toute autonomie, en développant des liens étroits et en favorisant les échanges
avec les membres de mon laboratoire d’accueil, tous spécialisés dans le domaine de la vibro-acoustique.
Au plan technique, cette expérience m’a également permis de faire mes armes dans le domaine du calcul
scientifique dans la période effervescente du début des années 90 marquée par l’essor des super calculateurs.
Après mon doctorat, j’ai souhaité retrouver et développer toutes ces facettes de la recherche appliquée.
Après une période transitoire de 2 ans dans le monde industriel, où j’ai exercé en tant qu’ingénieur spécialisé en
calcul de structures au bureau d’études satellite de l’Aérospatiale, j’ai saisi l’opportunité de retrouver le monde
de la recherche. Ainsi ai-je rejoint l’INRS (Institut National de Recherche en Sécurité pour la prévention des
accidents du travail et des maladies professionnelles) en 1996, au début comme chargé d’étude puis en tant que
responsable du laboratoire MSMP (Modélisation des Systèmes Mécaniques de Prévention).
Le présent document dresse le bilan de mon activité de chercheur depuis l’obtention de mon doctorat
d’acoustique en 1994. Il s’articule autour de 3 parties principales :
• La première partie intitulée BILAN et PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES est consacrée à la présentation
synthétique du contenu scientifique de mes travaux de chercheur. Par souci de clarté et compte tenu du
caractère multidisciplinaire de mes travaux, qui touchent aussi bien à la dynamique des structures, qu’à
la biomécanique ou à la dynamique du véhicule, j’ai choisi de ne pas m’appesantir sur les
4
développements théoriques, préférant approfondir la réflexion sur les avancées obtenues, en les
positionnant par rapport à l’état de l’art dans ces différents domaines et en les mettant en perspective
par rapport aux enjeux à venir. Cet effort d’analyse est facilité pour ce qui concerne mes premiers
thèmes de recherche pour lesquels j’ai aujourd’hui un recul suffisant, qui me permet de mieux évaluer
mes contributions. Tous les travaux présentés ont donné lieu à des publications scientifiques dans des
journaux à comité de lecture cités en référence et pour certaines d’entre-elles jointes en annexe.
• Dans la seconde partie, intitulée VALORISATIONS des RECHERCHES et TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES,
je m’attache plus particulièrement aux retombées de mes travaux de recherche et de ceux de mon
équipe. Elles sont de diverses natures, brevets, transferts technologiques et industriels.
• Dans le domaine de la sécurité au travail, la normalisation constitue une autre forme de valorisation des
études, sans doute moins visible mais son impact est très important : les résultats de recherches
peuvent aussi servir à faire évoluer les normes en vigueur et même contribuer à l’élaboration de
nouvelles normes. Le champ de la normalisation sera abordé dans la troisième partie intitulée
RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE, dans laquelle je ferai également le point sur mes participations aux
comités de lecture de revues scientifiques, à l’organisation de conférences internationales et aux projets
de recherche financés par la communauté européenne ou autres collaborations avec des instituts
homologues ou des laboratoires universitaires.
5
2 BILAN ET PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES
J’anime le laboratoire MSMP à l’INRS depuis 14 ans.
L’équipe du laboratoire MSMP se compose actuellement de 6 chercheurs et techniciens et d’un étudiant
chercheur, spécialisés dans la modélisation en mécanique (dynamique des structures, biomécanique et
dynamique des véhicules).
Son originalité repose sur la dualité simulation/expérimentation favorisée par de nombreux moyens d’essais et
de calcul. Nos études et recherches visent à améliorer les connaissances scientifiques utiles à la prévention des
risques professionnels, par exemple la compréhension des mécanismes physiologiques induits par l’exposition de
l’homme aux vibrations. Elles visent aussi à apporter des solutions concrètes à des problèmes rencontrés dans le
monde de l’entreprise. Ainsi par exemple disposons-nous également d’une grande expérience dans la conception
de suspensions de machines vibrantes.
2.1 VISCOELASTICIMETRIE
2.1.1 CONTEXTE ET ENJEUX DE RECHERCHE
Mes premiers travaux de recherche à l’INRS ont porté sur le développement de méthodes de mesure des
caractéristiques viscoélastiques des matériaux. En termes de prévention des risques professionnels, ces travaux
s’inscrivaient dans une action de réduction du bruit et des vibrations à la source, c’est-à-dire dès le stade de la
conception.
Les matériaux viscoélastiques, comme les élastomères, sont employés couramment dans l’isolation vibratoire et
acoustique. Ils sont utilisés par exemple pour la conception de plots ou de tôles sandwich… Aujourd’hui, les outils
de simulation numérique permettent d’optimiser le dimensionnement des composants des machines, bien avant
leur fabrication. Or, les méthodes de calcul employées nécessitent de connaître les caractéristiques physiques
des matériaux intervenant dans les composants isolants. Parmi ces caractéristiques, le module d’Young
caractérisant l’élasticité et le facteur de perte caractérisant l’amortissement, sont les deux grandeurs qui influent
directement sur les performances d’atténuation.
Les méthodes de mesure utilisées dans l’industrie se classent habituellement en trois catégories : les méthodes
vibratoires, les méthodes ultrasonores et les méthodes de propagation d’ondes.
Les premières consistent généralement à mesurer la rigidité dynamique d’un échantillon de matériau soumis à
des vibrations forcées, hors résonance. L’amplitude et le déphasage de la relation force-déplacement sont
directement liés aux caractéristiques de raideur et d’amortissement. L’appareil utilisé pour réaliser ces essais
porte le nom de viscoanalyseur [1]. Les méthodes vibratoires, répertoriées sous le vocable AMD (analyse
mécanique dynamique), peuvent également consister à déduire les propriétés viscoélastiques des
caractéristiques modales observées aux résonances d’une structure simple (poutre [2], plaque [3] ) composée du
6
matériau que l’on souhaite caractériser. Ces méthodes ne permettent pas de caractériser les matériaux aux
fréquences moyennes et élevées, ce qui les rend peu adaptées à des applications en acoustique.
Au contraire, les méthodes ultrasonores sont utilisées pour caractériser les matériaux à hautes fréquences. Elles
ont des applications nombreuses dans le domaine biomédical [4], [5], [6], [7]. Elles ne permettent pas d’accéder
directement aux grandeurs viscoélastiques dans le domaine audible [20-20000 Hz].
Les méthodes de propagation d’ondes couvrent idéalement la bande fréquentielle inexploitée par les deux
autres méthodes, domaine spectral qu’il est indispensable de prendre en compte pour des applications vibro-
acoustiques.
Les méthodes de propagation consistent à étudier la progression d’une onde de choc de compression dans un
barreau échantillon [8], [9]. En mesurant le front d’onde de la grandeur observée (déformation ou vitesse) en un
même point et aux instants correspondants à deux passages successifs (échos), il est possible, par un simple
calcul de fonction de transfert, d’accéder au module d’Young et au facteur de perte du matériau constituant le
barreau. Cette méthode dite à impulsions séparées est applicable lorsqu’on n’observe aucune interférence c’est-
à-dire en l’absence de recouvrement des impulsions successives (cf. Figure 1-a), ce qui est réalisable si le rapport
entre l’amortissement et la distance parcourue par le front de propagation n’est pas trop élevé. On comprend
aisément que dans le domaine temporel, l’amortissement aura pour effet d’élargir le front d’onde au cours de sa
propagation (phénomène de dispersion) et qu’il sera d’autant plus difficile d’isoler deux échos successifs que cet
amortissement est élevé (cf. Figure 1-b). Dans ce cas, une alternative pourra consister à mesurer l’onde incidente
en deux points distants, sous réserve d’augmenter la longueur du barreau échantillon, pour retrouver ainsi les
conditions d'impulsions séparées [10].
Figure 1 : allure de l’onde de propagation : a) impulsions séparées ; b) interférence
Outre les aspects liés à la couverture fréquentielle, cette méthode de mesure offre de nombreux avantages:
simplicité, coût et légèreté de mise en œuvre. L’appareil de mesure est réduit à sa plus simple expression : un
système de suspension du barreau échantillon par des fils (cf. Figure 2), un marteau pour générer l’onde de
compression à son extrémité et un capteur avec contact (jauge de déformation) ou sans contact (capteur de
vitesse à reluctance variable), équipé d’une chaîne de mesure et d’acquisition.
A l’époque où j’ai débuté mes travaux dans ce domaine, la méthode de propagation d’ondes comportait des
inconvénients qui limitaient drastiquement ses possibilités d’application dans un contexte industriel. Parmi ces
inconvénients, citons les trois plus importants :
• Les conditions restrictives d’impulsions séparées : La méthode n’est pas adaptée aux matériaux très
amortissants, comme il a été évoqué plus haut, pour des raisons de superposition de front d’ondes.
Impulsion réfléchie
b)
t
Impulsion réfléchie
a)
t
Impulsion incidente Impulsion incidente
7
L’état de l’art consistait à mesurer les fronts de déformation en deux endroits distincts à l’aide
d’extensomètres à fils résistants (plus communément appelés jauges de déformation). Or, la maîtrise
des techniques extensométriques, en particulier pour les matériaux à faible module élastique, constitue
en soi un savoir-faire rare ;
• La mise en forme des échantillons : Il n’est pas toujours aisé, voire souvent impossible d’extruder des
échantillons de matériaux sous la forme de longs barreau. Dans l’industrie, il est plus simple d’avoir
recours à des échantillons aux dimensions réduites, tels des plots;
• Les conditions limites : les matériaux sont mesurés dans des conditions libres aux deux extrémités. Or
les caractéristiques d’amortissement et de raideur évoluent aussi en fonction de la compression, pour
l’utilisation de plots isolants par exemple, ou de l’étirement, dans le cas de courroies, d’élingues, etc. Il
serait donc utile de pouvoir mesurer ces caractéristiques dans des conditions limites diverses, comme
cela est permis avec le viscoanalyseur.
2.1.2 RESULTATS ET PERSPECTIVES
Mes premières investigations ont porté sur la technologie de mesure des fronts d’onde. L’objectif était de
permettre cette mesure en une position quelconque du barreau, pour s’assurer du respect des conditions
d'impulsions séparées, ce qu’il était possible de réaliser avec des jauges de déformation.
De surcroit et contrairement à ces dernières, la mise en œuvre et l’utilisation des capteurs ne devaient pas
requérir de compétences autres que les bonnes pratiques de métrologie.
Le troisième objectif était économique : les technologies de mesure bon marché étaient privilégiées, dans un
souci de promouvoir la méthode auprès des concepteurs des bureaux d’études au budget parfois modeste.
Le meilleur compromis fut obtenu en utilisant des cellules phonolectrices haute-fidélité. Selon les lois de
l’induction électromagnétique, ces têtes de lecture de microsillons permettent de convertir les oscillations du
diamant en contact avec le barreau, elles-mêmes liées à la vitesse de propagation de l’onde, en un courant
alternatif.
D’un coût très abordable (quelques euros pour les têtes utilisées, de type aimant mobile), leur utilisation est
d’une extrême simplicité.
Les études menées, en partie en partenariat avec le Laboratoire de Mécanique et d’Acoustique de Marseille, ont
permis de valider l’utilisation de cette technologie de capteurs et de confirmer son apport pour garantir le
respect des hypothèses théoriques d'impulsions séparées [PL_Rev_Int1].
8
Figure 2 : vue d’ensemble du banc de mesure de matériaux viscoélastiques sur échantillons courts
Le problème lié à la fabrication des échantillons tests a été abordé plus tard, à la suite d’échanges avec un
équipementier du secteur automobile. Ce dernier était intéressé par la méthode de propagations d’ondes pour
caractériser des matériaux viscoélastiques entrant dans la composition de climatiseurs et pour réduire le bruit
émis par ces équipements. Or, il ne lui était pas possible de réaliser des échantillons tests de telle dimension.
J’ai alors travaillé à adapter la méthode de propagation à des échantillons de taille réduite. D’un point de vue
théorique, l’approche proposée est sensiblement différente. Contrairement à la méthode de propagation d’onde
explicitée plus haut, on n’accède plus directement aux grandeurs viscoélastiques dans le domaine fréquentiel.
C’est une méthode d’identification dans le domaine temporel qui consiste à modéliser la propagation de l’onde
dans une structure unidimensionnelle à deux milieux, en tenant compte des réflexions et des transmissions à
leur interface. Cette modélisation tient compte des propriétés viscoélastiques des deux matériaux au travers de
leur module d’Young et de leur facteur de perte. Le premier milieu prend la forme d’un barreau de référence aux
propriétés connues. Le second est composé d’un barreau court (quelques centimètres), collé à l’extrémité du
premier et dont les propriétés viscoélastiques sont inconnues. Il faut donc déterminer ces dernières par une
méthode inverse, dans un processus de minimisation de l’écart, au sens des moindres carrés, entre la forme
d’onde calculée et la forme d’onde mesurée sur une fenêtre temporelle bornée [PL_Rev_Int2]. Les résultats
Marteau Cellule phonolectrice
Echantillon test
Amplificateur
Cellules
photo-électriques (trigger)
Barreau référence
Analyseur spectral
9
obtenus avec un matériau élastomère ont démontré l’efficacité et la robustesse de cette approche qui est très
peu sensible, par exemple, à la position de la cellule phonolectrice sur le barreau, ou à la longueur de
l’échantillon test.
Plus tard, les travaux conduits pour étendre la méthode de mesure par identification à des échantillons pré-
contraints n’ont pas pu aboutir, en raison des difficultés liées à l’isolation des réflexions aux extrémités et au
contrôle du flambage aux taux de compression élevés.
2.2 STABILITE DYNAMIQUE DES MACHINES MOBILES
Depuis 2004, le laboratoire MSMP a développé un axe de recherche important s’inscrivant dans la thématique de
stabilité des machines mobiles.
Cette nouvelle thématique de recherche a été pour moi l’occasion d’élargir mon domaine de compétences, de la
dynamique des structures vers la dynamique des véhicules.
Initialement, je me suis intéressé aux problèmes de stabilité dynamique des compacteurs à cylindres à
conducteur porté. Ce type de machine est utilisé dans l’industrie routière et est destiné à compacter la couche
supérieure de la chaussée, après épandage d’un enrobé à chaud. Il est réputé instable, du fait d’un centre de
gravité assez haut. Une approche de simulation numérique, validée par des essais de basculement dynamique,
ont permis de démontrer que la caractérisation statique de la limite de stabilité en roulis n’est pas un indicateur
pertinent de sécurité de la machine, en conditions de fonctionnement [PL_Rev_Nat1] car il en surestime la
réserve de stabilité. Plus largement, cette étude a mis en évidence l’effet de paramètres influant sur la stabilité
dynamique en incluant les paramètres de conduite. Aujourd’hui certains fabricants internationaux de
compacteurs diffusent ces derniers résultats dans leurs notices d’utilisation.
Par la suite, au travers du projet de recherche multidisciplinaire CEMAMO (Conception Ergonomique des
MAchines MObiles) que je co-animais, nous nous sommes intéressés aux chariots élévateurs, qui sont à l’origine
de plus de 500 accidents avec incapacité par an et plus de 8000 arrêts de travail. Parmi les accidents observés sur
ce type de machines, le renversement latéral est la première cause d’accidents mortels (environ 6 décès chaque
année en France).
L’objectif de notre projet était d’agir à plusieurs niveaux pour infléchir favorablement ces statistiques :
• la conception,
• la réglementation,
• la formation.
L’originalité de cette approche reposait sur son caractère multidisciplinaire, alliant l’ingénierie dans ses
composantes de modélisation mécanique, de simulation et de conception, à l’ergonomie pour ce qui concerne
l’analyse de l’activité réelle de conduite des chariots et de l’organisation du travail.
Nous avons focalisé nos recherches sur le développement d’un modèle numérique capable de prédire la
dynamique du véhicule en toutes circonstances.
Du point de vue de la physique, la stabilité des chariots élévateurs repose sur la dynamique du contact roue/sol.
En termes de simulation numérique, la complexité réside dans la modélisation des relations entre les forces de
10
contact des pneumatiques et leur angle de dérive (angle entre la trajectoire d'une roue et son plan
d’orientation), le reste du véhicule étant traité avec des hypothèses de corps rigides.
L’établissement du modèle de pneumatique a été conduit en partenariat avec 3 fabricants européens (MICHELIN,
CONTINENTAL et TRELLEBORG).
Jérôme REBELLE, chercheur au laboratoire MSMP a eu en charge cette étude. Il a pu bénéficier de données
expérimentales réalisées par les 3 manufacturiers pour valider son modèle dans une approche de modélisation
connue sous le nom de « formule magique » ou « formule de Pacejka » [11], [12]. Le modèle de J Rebelle était
suffisamment précis pour prédire le renversement d’un chariot en fonction de tous les paramètres de conception
(dimensions du véhicule, distribution de masse, type de pneumatiques) et des paramètres de conduite (évolution
de l’angle de braquage, vitesse, positionnement de la charge).
Parallèlement, en 2006, je commençais à m’intéresser aux techniques de modélisation temps réel et à la réalité
virtuelle. J’ai alors décidé de valoriser les travaux de mon collègue en développant un simulateur de conduite
fondé sur son modèle mécanique de tenue de route, enrichi d’un modèle cinématique des organes de
manutention et d’un modèle de transmission de la force motrice.
L’objectif était double :
• dans un premier temps, développer un outil de recherche permettant de réaliser des études
paramétriques et contribuer ainsi à améliorer la stabilité des chariots dès le stade de la conception. Les
retombées de ces travaux étaient orientées vers les fabricants de chariots.
• A plus long terme, se profilaient également des perspectives de déploiement d’un outil pédagogique
d’aide à la formation des caristes. L’idée était de sensibiliser des derniers au risque de renversement en
les confrontant, par leur propre expérience, aux effets de conduites à risques. La cible visée était ici les
organismes de formation des caristes.
Le premier prototype a été développé en 2007 cf. ( [PL_Rev_Int3] ). Une cabine d’engin de chantier a été utilisée
pour reproduire le poste de conduite d’un chariot élévateur. L’environnement virtuel était retro-projeté
directement sur les 4 faces de la cabine, recouvertes de calque industriel et permettant ainsi une immersion
totale à 360°.
Au plan informatique, j’ai développé le logiciel de simulation en langage Delphi, en utilisant la bibliothèque
graphique OpenGL, la bibliothèque audio OpenAL et le moteur physique Newton Game Dynamics. C’est cette
configuration de développement, utilisant des bibliothèques OpenSource pour la plupart, et libres pour la
totalité d’entre elles, que j’ai conservée pour tous les simulateurs développés par la suite. L’inconvénient était
initialement un important investissement personnel qu’imposait l’appropriation de connaissances informatiques
spécifiques, notamment les techniques de programmation objet 3D temps réel que j’ai dû apprendre et
maîtriser.
L’avantage résidait dans les possibilités illimitées offertes en termes de modélisation, possibilités inégalées avec
des suites logicielles commerciales de développement 3D et surtout dans le fait de n’être soumis à aucune
redevance commerciale, avec pour perspective un déploiement ultérieur.
11
Une phase préliminaire de validation nous a permis de vérifier la précision des simulations grâce à des essais
comparatifs réalisés par 3 caristes professionnels et à l’aide de notre chariot d’essai instrumenté.
Nous avons alors utilisé le simulateur pour étudier l’influence des paramètres de conception dans la stabilité
latérale des chariots [PL_Rev_Int3]. Les simulations étaient suffisamment fiables et discriminantes pour mettre
en évidence l’effet des différents types de montes pneumatiques (enveloppes gonflées ou pleines) dans le
comportement global du véhicule. Plus précisément, nous avons montré que les pneumatiques gonflés
conféraient au véhicule une meilleure stabilité que les pneumatiques pleins dans certaines conditions de virage,
résultats qui allaient à l’encontre des idées reçues et qui ont été confirmés par la suite lors d’essais
systématiques effectués par nos partenaires industriels sur engins réels.
Nous avons évalué l’influence de tous les paramètres de conception (dimensions, position du centre de gravité,
inerties, cinématique de l’essieu arrière) sur la stabilité globale du véhicule.
Enfin, nos études ont permis de déterminer la vitesse critique de stabilité dynamique pour ce type de machines
mobiles. Pour des chariots de capacité de charge de 2.5 tonnes, cette vitesse est de l’ordre de 15 km/h. Cela
signifie qu’un tel chariot circulant à vide – a fortiori en charge, fourche baissée - à une vitesse inférieure à 15
km/h ne pourra pas se renverser sous l’effet des forces d’inertie, indépendamment de la vitesse de braquage.
Cette information revêt un intérêt particulier pour la conception des systèmes d’assistance à la conduite en
sécurité, ces derniers constituant les innovations majeures des dernières années dans le domaine de la
manutention.
En outre nos travaux s’inscrivaient dans une action importante au plan de la normalisation européenne. Nous
étions engagés dans un projet de conception d’une nouvelle norme de stabilité dynamique.
Cette norme est aujourd’hui en vigueur [13]. Elle définit les règles d’un code d’essai en virage, dans un parcours
délimité, dont les dimensions sont ajustables, en particulier la largeur du couloir de sortie et caractérisent la
stabilité dynamique du véhicule. Les essais de mise au point de la norme ont été réalisés conjointement par le
laboratoire MSMP et l’université de Hambourg, en partenariat avec les fabricants européens engagés en
normalisation. Ces derniers ont mis à disposition des deux équipes des chariots sécurisés par des béquilles pour
limiter le basculement latéral. En parallèle à cette phase purement expérimentale, des campagnes d’essais
virtuels ont été effectuées sur simulateur de conduite. Elles ont permis d’extrapoler les résultats obtenus lors des
essais réels en faisant varier les caractéristiques du chariot testé. Cette étude de sensibilité a permis d’améliorer
la robustesse de la norme [PL_Rev_Int3] et a mis en évidence le rôle de chaque paramètre de conception.
Le simulateur de conduite utilisé pour nos études a été exposé au salon de la manutention 2008 à Paris Nord
Villepinte (cf. Figure 3). Il a ainsi contribué à faire connaître le caractère applicatif de nos recherches dans le
secteur de la manutention. Ce fut également l’occasion d’échanger avec des professionnels de la formation sur
leurs attentes et les perspectives offertes par un tel outil au plan pédagogique. Cette expérience m’a convaincu
de l’utilité de la simulation de conduite pour la formation des caristes. Par la suite je me suis investi dans la
démarche de transfert vers les organismes de formation, cf. § 3.3.
12
Figure 3: simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°1 (2007)
13
2.3 VIBRATIONS TRANSMISES A L’ENSEMBLE DU CORPS
Les vibrations transmises à l’ensemble du corps par les véhicules et les engins (chariots de manutention, engins
de chantier…) entraînent des risques pour la santé des salariés, notamment des lombalgies ou des hernies
discales.
La protection des salariés nécessite d’agir à tous les maillons de la chaîne de transfert. On distingue
principalement 3 niveaux de transmission dans le cas des machines mobiles : la liaison roue-sol, la suspension de
cabine et la suspension de siège. Notons que l’immense majorité des machines utilisées dans le génie civil ou
dans le secteur industriel est dépourvue de suspension de châssis. C’est le cas par exemple des chariots
élévateurs.
Depuis une quinzaine d’années, avec mon équipe, nous avons contribué à agir sur ces trois composantes par des
actions d’études et recherches.
2.3.1 COMPRENDRE ET PREDIRE LE COMPORTEMENT VIBRATOIRE DES PNEUMATIQUES
Lors de l’entrée en vigueur de la directive machines [14], le contexte réglementaire européen a nécessité la mise
en place de méthodes d’essais vibratoires normalisées. La directive machine est un texte législatif adopté par les
institutions européennes régissant l’utilisation en toute sécurité des machines mises sur le marché. Elle prend en
compte tous les risques physiques et les nuisances susceptibles de résulter d’un usage normal ou
« raisonnablement prévisible ». Parmi ces nuisances, l’émission vibratoire de la machine doit être évaluée selon
des codes d’essais normalisés et spécialisés.
L’établissement d’un code d’essais vibratoires dédié aux chariots élévateurs a donc requis des travaux de
recherche spécifiques. Réalisé dans le cadre d’un projet européen [15], mon action s’est concentrée sur la
caractérisation du comportement vibratoire des pneumatiques de chariot élévateur. Il s’agissait d’évaluer
l’influence des pneumatiques sur le comportement global de la machine, afin de garantir la robustesse de la
méthode d’essai.
Le principe de l’essai consiste à faire circuler le véhicule à vitesse constante sur un parcours rectiligne, sur lequel
sont disposées transversalement deux planches, d’une épaisseur suffisante (quelques millimètres) pour générer
l’excitation vibratoire à leur passage. Rappelons que les chariots élévateurs sont des véhicules rigides dépourvus
de suspension et donc prompts à générer des secousses. La grandeur physique mesurée est l’accélération
verticale au poste de conduite, sa valeur efficace pondérée [16] (pour tenir compte de l’effet sur la santé des
vibrations transmises au corps entier) représentant l’indice de nuisance vibratoire de la machine.
Le but de mes recherches était de prédire la contribution des pneumatiques dans l’émission vibratoire du
véhicule et la sensibilité de cette contribution à tous les autres paramètres, comme la vitesse de déplacement,
l’emplacement et les dimensions des obstacles.
La méthode des éléments finis semblait convenir pour établir un modèle fiable et prédictif du franchissement
d’obstacle. Cependant cette approche se heurtait à plusieurs difficultés. Tout d’abord, il était extrêmement
difficile de disposer des caractéristiques mécaniques des divers constituants d’une roue sans réaliser d’essais
14
destructifs. D’autre part, la mise en données pouvait s’avérer complexe dans certains cas, compte tenu de la
nature composite de ces structures. Il n’est pas abusif de considérer que la maîtrise de la modélisation EF des
pneumatiques constitue en soi une expertise métier dans laquelle nous ne souhaitions pas investir. Enfin, les
calculs pouvaient s’avérer très longs, ce qui n’était propice à réaliser des études paramétriques.
J’ai donc choisi de m’orienter vers une autre approche, en développant un nouveau modèle de pneumatique.
L’objectif était de mettre au point un modèle de franchissement d’obstacle valide pour tous types de
pneumatiques, pleins ou gonflés, ne nécessitant pas d’essais de caractérisation coûteux et suffisamment réaliste
et discriminant pour conduire des études paramétriques fiables sur le comportement vibratoire du véhicule
complet. En outre, le modèle devait nécessiter des temps de calcul raisonnables.
Pendant la phase d’élaboration du modèle, nous avons conçu et fabriqué, au sein du laboratoire MSMP, un banc
d’essai destiné à tester le comportement vibratoire de pneumatiques en roulement (cf. Figure 4). Ce banc
permettait de mesurer l’accélération verticale d’un pneumatique roulant dans une couronne, avec un
chargement quelconque, dans des conditions de réponse libre ou forcée. Dans ce dernier cas, un vérin électro-
hydraulique permettait de générer une excitation arbitraire. Il était également possible de mesurer l’écrasement
instantané du pneumatique et l’effort vertical transmis à l’embase. Le moyeu de la roue était entraîné par un
moteur électrique et la couronne était libre, simplement guidée par des galets. En fixant un obstacle sur la face
intérieure de la couronne, on pouvait reproduire un essai de franchissement d’obstacle, avec certes un écart
quantitatif, par rapport aux essais sur piste, écart provenant de la courbure de la surface de roulement. Ce banc
a également été utilisé pour caractériser les divers pneumatiques modélisés et fournir les données d’entrée
nécessaires aux calculs.
Figure 4 : banc d’essais vibratoires de pneumatiques de chariots élévateurs
15
Le modèle que j’ai développé est fondé sur une approche semi-empirique qui consiste à modéliser la relation
force-écrasement au cours du franchissement d’obstacle en recherchant des invariants dans l’identification de
réseaux de courbes de mesure. Pour cela, j’ai introduit la notion de facteurs de forme, deux fonctions décrivant
respectivement l’évolution des efforts de contact entre la roue et le sol et l’évolution des efforts de contact entre
la roue et la surface de l’obstacle plat. L’idée était de trouver les paramètres judicieux et la métrique associée
pour que les facteurs de forme puissent décrire l’évolution des deux forces de contact, indépendamment de
l’écrasement du pneumatique et ainsi découpler la dimension verticale et la dimension horizontale.
Lorsque le pneumatique franchit l’obstacle, il existe au moins1 deux empreintes simultanées, la première sur le
sol, la seconde sur la surface de l’obstacle (cf. Figure 5). Les longueurs d’empreinte sont estimées par un simple
calcul trigonométrique dans le plan de roulement de la roue, en considérant le pneumatique comme un cercle
parfait. Le facteur de forme s’applique à la fraction entre la longueur d’empreinte sur la surface considérée (le sol
ou le sommet de l’obstacle) et la longueur d’empreinte que créerait la roue sur une surface infiniment plane
située à même altitude. Cette fraction évolue donc entre 0, dans le cas où le pneumatique n’est pas en contact
avec la surface et 1, dans le cas où la roue est entièrement en contact avec cette surface. Les efforts de contact
s’expriment alors chacun comme le produit du facteur de forme respectif et de la loi charge-écrasement du
pneumatique sur une surface plane, l’effort total d’écrasement étant égal à la somme des efforts de contact. En
pratique, les facteurs de forme et la courbe charge-écrasement sont tous identifiés par des polynômes du second
ordre.
Cette représentation ne permet pas de simuler correctement la relation force-écrasement au franchissement,
même dans des conditions statiques, car ces hypothèses sont irréalistes, en particulier à cause des efforts
internes s’exerçant mutuellement entre les surfaces du pneumatique en contact avec le sol et l’obstacle. En
effet, le cisaillement du pneumatique sur l’arête de l’obstacle tend à décoller la bande de roulement du sol,
réduisant d’autant la longueur de l’empreinte. Mais ces effets de couplages peuvent être pris en compte très
fidèlement, en introduisant un terme supplémentaire que j’ai appelé l’avance du choc. Ce terme peut être
interprété comme la longueur de décollement du pneumatique au niveau de l’arête de l’obstacle (cf. Figure 5).
Tout se passe comme si l’obstacle était décalé vers l’avant et comme si le choc se faisait ressentir en avance par
rapport à une représentation purement géométrique. Pour une hauteur d’obstacle et un modèle de
pneumatique donnés, une valeur constante de l’avance de choc permet d’obtenir une identification très précise
de la relation force-écrasement au cours du franchissement.
1 Si l’obstacle est suffisamment court, il peut y avoir présence de 3 empreintes simultanées, la roue pouvant être en contact
avec le sol de part et d’autre de l’obstacle. Ce cas de figure a été également pris en compte.
16
Figure 5 : modèle de calcul vibratoire de pneumatique
L’amortissement du pneumatique est pris en compte dans un modèle visqueux.
Ce modèle a été validé à l’aide du banc d’essai, en comparant des simulations d’accélérations verticales à des
mesures réalisées en faisant varier les paramètres de vitesse de roulement, de hauteur d’obstacle et de
chargement. D’excellentes corrélations ont été obtenues dans toutes ces conditions et pour différents types de
pneumatiques [PL_Conf_Int2].
Ce modèle a également été validé en calculant l’émission vibratoire du chariot complet en mouvement.
L’accélération verticale a été calculée au poste de conduite en faisant des hypothèses de corps rigides sur le
comportement dynamique du châssis dans la gamme fréquentielle excitée. Seule intervient donc la distribution
de masse de la machine, caractérisée par sa masse, son centre de gravité et ses inerties, grandeurs mesurées au
laboratoire. Les mesures d’accélération verticale ont été réalisées sur un chariot de 1.5 T de capacité de charge,
avec un obstacle de 0.8×15 cm. La Figure 6 représente des comparaisons calculs-essais de l’émission vibratoire
pour diverses valeurs de la vitesse de circulation du chariot (vitesse constante au cours de chaque essai).
Empreinte
Roue-sol
Empreinte
Roue-obstacle
Avance du choc
Fsol
Fobstacle
17
Figure 6 : émission vibratoire du chariot sur le parcours d’essai. Comparaison mesures-calculs à diverses vitesses de circulation.
La corrélation est bonne et l’on peut remarquer que l’accélération maximale instantanée n’est pas une fonction
croissante de la vitesse. Un phénomène d’interférence a permis d’expliquer cette évolution : l’accélération
maximale se produit au passage de l’essieu arrière sur l’obstacle. A cet instant, selon la valeur de l’angle de phase
de la réponse libre du chariot après excitation du train avant, le choc sur le train arrière est soit atténué (en
opposition de phase) soit amplifié (en phase).
Figure 7 : validation du modèle de calcul dynamique de pneumatiques de chariot élévateur selon le principe du code d’essai vibratoire EN
1302
La Figure 7 représente l’évolution, en fonction de la vitesse de circulation, de la valeur maximale de l’accélération
efficace glissante calculée sur une durée de 1 s. On observe une bonne corrélation entre les valeurs mesurées et
les résultats de calcul, pour une monte de pneumatiques gonflés ainsi que pour des pneumatiques pleins. On
remarque que le modèle est suffisamment précis pour rendre compte des écarts observés sur l’émission
vibratoire. Par exemple, à la vitesse de 9 km/h, en fonction du type de pneumatiques utilisés, cet écart atteint
40%.
18
Ces résultats ont été exploités pour mettre au point la procédure d’essai aujourd’hui normalisée [17]. Le modèle
numérique développé pour ces besoins et présenté plus haut, a été publié dans la revue scientifique
internationale du pneumatique Tire Science and Technology [PL_Rev_Int4].
Dans cette approche et contrairement aux éléments finis, les temps de calculs sont très courts. Les simulations
pourraient sans aucune difficulté être réalisées en temps réel. Quant aux données d’entrée du modèle, elles sont
extraites de deux essais, une mesure de la relation charge-écrasement sur une surface plane et une mesure de la
relation force-avancement de la roue à hauteur constante du moyeu au franchissement de l’obstacle (essai
répété pour 4 valeurs de la hauteur). De ces essais de caractérisation sont identifiés les facteurs de forme et
l’avance du choc.
Les résultats présentés sur la Figure 7 mettent en évidence le rôle joué par le pneumatique dans la transmission
des vibrations. Nous avons étudié plusieurs types de roues de chariots élévateurs pour analyser leurs
performances vibratoires et tenter d’isoler les caractéristiques mécaniques influentes. Des fabricants de
pneumatiques européens tels Michelin, Trelleborg ou Hutchinson, ont collaboré à ces travaux en fournissant des
montes et/ou en participant aux essais réalisés sur le banc INRS et sur piste. A cette occasion, la société
Hutchinson souhaitait évaluer le comportement vibratoire d’un nouveau concept de chambres anti-crevaison
qu’elle avait récemment déposé [18]. Des essais systématiques conduits en parallèle à des simulations ont
permis de dégager des recommandations à destination des manufacturiers [PL_Rev_Nat2]. Les principales
conclusions concernent le rôle de la raideur et de l’amortissement : contrairement aux idées reçues, l’usage de
pneumatiques gonflés ne réduit pas significativement l’émission vibratoire, par rapport aux pneumatiques pleins.
Malgré une souplesse plus importante qui tend à atténuer les chocs dus aux irrégularités du sol, leur
amortissement plus faible entretient plus longuement les vibrations libres du véhicule. Globalement et en termes
de dose vibratoire mesurée au poste de conduite, les performances des deux types de roues sont très proches.
Le concept de chambre pleine, initialement destiné à réduire les risques de crevaison des pneumatiques gonflés,
est, lui, intéressant car il allie une grande souplesse à un amortissement élevé [PL_Rev_Nat3].
2.3.2 DEVELOPPER DES METHODES DE CONCEPTION DE SUSPENSIONS DE MACHINES
La protection des salariés contre les vibrations transmises à l’ensemble du corps est en général efficace et de
faible coût, en isolant le poste de conduite. Malgré cela, de nos jours encore, certaines catégories de machines
mobiles mises sur le marché sont dépourvues de suspensions de cabine ou incorporent des suspensions
totalement inadaptées. Les fabricants préfèrent équiper leurs véhicules de sièges à suspension. Mais ceux-ci ne
représentent en fait qu’un pis-aller. Lorsque leurs caractéristiques – en particulier leur course, leur raideur et
leur amortissement - sont adaptées à la machine qu’ils équipent, ils nécessitent en général un réglage de poids à
la prise de poste, ce qui implique une formation adéquate mais également une autodiscipline qui n’est pas
communément répandue. A contrario, les cabines suspendues ne nécessitent aucun réglage et agissent de
surcroît sur plusieurs degrés de liberté.
19
Le laboratoire MSMP a conduit plusieurs actions de sensibilisation et de promotion du concept de cabine
suspendue auprès des fabricants de machines mobiles. Notre stratégie a consisté à développer des méthodes de
conception fondées sur la simulation numérique et des techniques d’optimisation, puis à réaliser des
démonstrateurs dans le cadre de partenariats auto financés avec des industriels.
Ainsi avons-nous développé un prototype de suspension de cabine de chariot élévateur avec le fabricant
allemand STILL [19] [PL_Rev_Int5]. Nous avons démontré que la modélisation permettait d’optimiser les
paramètres de conception de la suspension, pour atteindre une performance de filtrage de l’ordre de 50%, ce qui
revient à diviser d’un facteur 2 les accélérations transmises au conducteur. Contrairement au domaine
automobile, la masse suspendue, c’est-à-dire la cabine, étant très inférieure à la masse totale du véhicule, il est
légitime de poser des hypothèses de découplage. La méthode consiste alors à dimensionner les organes de
suspension en considérant les entrées vibratoires au niveau des fixations de la cabine. Ces dernières sont
mesurées lors de parcours types, tels des franchissements d’obstacles. L’intérêt est ici de s’affranchir de l’étape
de modélisation de la liaison roue-sol. Les caractéristiques de suspension sont alors optimisées par calcul pour
obtenir le meilleur compromis entre filtrage et occurrence de chocs sur butées. En effet, c’est la course, limitée à
quelques centimètres seulement, qui constitue ici le paramètre dimensionnant. Le prototype de cabine
suspendue a été réalisé dans une version mécanique intégrant des ressorts hélicoïdaux et des amortisseurs à
huile (cf. Figure 8). Il a été validé par la société STILL et par la suite, le partenaire allemand s’est approprié la
méthode de conception pour développer une suspension utilisant une technologie pneumatique, plus
économique.
Figure 8 : prototype de cabine suspendue INRS-STILL
20
Dans la même thématique, nous avons contribué à réduire l’exposition vibratoire des salariés travaillant dans le
secteur des travaux routiers, en concevant des plates-formes antivibratiles pour les finisseurs [20].
Les finisseurs sont des machines utilisées pour la construction et la réfection des routes. Ils servent à épandre
des enrobés bitumineux à chaud. Le régleur est un opérateur chargé de vérifier la qualité de l’épandage et du
lissage. Il doit également ajuster la largeur des bandes de bitume. Il stationne pour une grande partie de son
activité debout sur une plate-forme située à l’arrière de la machine. Cette dernière est équipée d’une suspension
qui fonctionne selon un principe très rudimentaire. Pourtant, les fabricants n’avaient pas réussi à concevoir un
système efficace. Sans le savoir, ils étaient confrontés à un problème d’adaptation d’impédance mécanique. En
effet, l’homme en station debout se comporte comme un système mécanique ayant une fréquence propre
autour de 5 HZ. Pour une excitation à fréquence plus élevée, environ 50 Hz pour les finisseurs, sa masse
apparente diminue et il est donc indispensable de compenser cet effet en lestant la plate-forme. 15 kg ont été
nécessaires pour un filtrage optimal.
Nous avons également été sollicités par la Mutualité Sociale Agricole pour développer une méthodologie de
conception de suspension pour sulky de trot attelé (cf. § 4.5). Il s’agissait de démontrer qu’il était possible
d’atténuer les vibrations transmises aux drivers pendant leurs séances d’entraînement [21]. La plupart des
modèles de sulky commercialisés sont équipés de suspensions mécaniques, généralement disposés sous l’assise
du siège et agissant en torsion ou en compression. Or, nous avons constaté qu’aucun de ces systèmes n’était
efficace, amplifiant même les vibrations au lieu de les atténuer. Nous avons donc développé une méthodologie
de dimensionnement de suspension, fondée sur une approche similaire à celle utilisée pour les cabines de
chariot élévateur. La structure du sulky a été modélisée avec des hypothèses de corps rigide, hypothèses
préalablement vérifiées par des calculs éléments finis. Les entrées vibratoires ont été mesurées lors d’une séance
de trot sur piste. Ces entrées sont de diverses natures : d’une part l’excitation provenant de la traction animale
possède une signature spectrale très typée, composée d’une raie fondamentale à 4 Hz correspondant à l’allure
du trot, suivie de ses harmoniques. D’autre part, l’excitation des roues provient des irrégularités de la piste. Elle
prend la forme d’un signal aléatoire de largeur de bande [5-20Hz].
Figure 9 : prototype de suspension de sulky INRS
21
Afin d’autoriser un débattement maximal, la suspension s’intègre comme un élément de berceau articulé autour
des points de fixation des brancards (structure tubulaire de couleur blanche sur la Figure 9). Deux ressorts
hélicoïdaux, disposés en V sous le siège, assurent la souplesse nécessaire entre le berceau et le châssis. Le
réglage de poids est permis par un système à manivelle agissant sur l’écartement des têtes de ressorts. La
cinématique de réglage est issue des calculs d’optimisation effectués avec le modèle numérique. Contrairement
au cas du chariot élévateur (où la réponse dynamique du conducteur avait une influence négligeable sur le
comportement dynamique de la cabine, du fait du contraste de masse), il existe un couplage dynamique
important entre le driver et le sulky. Le modèle de calcul intègre donc un mannequin numérique poly-articulé
implémenté à cet effet. Ses caractéristiques articulaires ont été identifiées par rapport aux spécifications de la
norme ISO 5982 [18] pour reproduire fidèlement le comportement biodynamique de l’être humain en position
assise.
Le prototype de sulky conçu et fabriqué par l’INRS a dans un premier temps été validé sur le banc d’essais
vibratoires du laboratoire MSMP2, puis en conditions réelles d’utilisation sur piste (cf. Figure 8). Les résultats ont
montré une atténuation vibratoire d’un facteur supérieur à 2 dans toutes les phases d’entraînement
[PL_Rev_Int6].
2.3.3 AMELIORER LES CONNAISSANCES SUR LE COMPORTEMENT DYNAMIQUE DE L’HOMME
Au travers des exemples de suspensions de machines mobiles précédemment évoqués, il apparaît clairement
que la conception de tels dispositifs de protection requiert des connaissances fondamentales sur le
comportement dynamique du corps humain. C’est bien souvent l’oubli ou la méconnaissance de ces derniers
aspects qui conduit à une isolation vibratoire inadaptée, voire totalement inefficace.
Par exemple, pour concevoir et évaluer une suspension de siège - étage ultime de filtrage des vibrations - il est
nécessaire de prendre en compte le couplage dynamique entre l’homme et la structure mécanique : l’homme en
position assise et soumis à des vibrations ne réagit pas comme une masse inerte. Sa colonne vertébrale se
déforme et influe en retour sur le comportement dynamique du siège. Les codes d’essais normalisés de siège à
suspension [22], [23], [24] recommandent l’utilisation de sujets humains répartis par catégories de poids.
Comme certains homologues et universitaires européens confrontés aux difficultés liées à l’emploi de sujets
d’expériences, le laboratoire MSMP a développé son propre mannequin anthropodynamique (cf. Figure 10). Ce
système, composé d’un assemblage de masses, de ressorts et d’amortisseurs, comprend 3 degrés de liberté de
translation en parallèle orientés dans l’axe vertical. Il est conçu de façon à reproduire l’impédance mécanique du
corps humain en position assise sur une surface rigide. Nous nous sommes appuyés sur la norme ISO 5982 [18]
définissant des enveloppes probables caractérisant la masse apparente de l’homme assis. Des essais inter-
laboratoires ont montré la fidélité de la simulation et les avantages de ce dispositif [25], [26].
2 Table d’essais vibratoires à deux degrés de liberté (vertical et horizontal) actionnée par 2 vérins électro-hydrauliques.
22
Figure 10 : mannequin anthropodynamique INRS pour essais vibratoires de sièges à suspension
Dans ce domaine, j’ai porté les travaux de mon équipe auprès du groupe de normalisation européenne CEN
TC231/WG9 visant en particulier à définir et spécifier les caractéristiques de mannequins anthropodynamiques
pour essais vibratoires de sièges à suspension.
Dans ce cadre, mes travaux de recherche ont également contribué à apporter des réponses aux problèmes
soulevés par la simulation du comportement biodynamique de l’être humain. Précisément, il s’agissait de
caractériser le rôle exact des membres inférieurs dans la transmission des vibrations à l’ensemble du corps et
dans l’interaction dynamique entre le sujet en position assise et le siège. Bien évidemment, les résultats devaient
influencer la conception du mannequin.
J’ai donc conduit une étude avec un groupe constitué de 12 sujets d’expérience. Un dispositif expérimental a
permis de mesurer la contribution dynamique des membres inférieurs. Il comprenait un assemblage guidé
incluant une assise rigide, un ressort et un amortisseur (cf. Figure 11). Les deux composants de la suspension ont
été extraits d’un siège du commerce destiné à équiper des chariots industriels et des tracteurs agricoles. Deux
accéléromètres ont été utilisés pour mesurer les vibrations sur la base (γi) et sur l’assise du siège (γs). Une cellule
de force a été insérée entre l’assise et la suspension pour mesurer les efforts dynamiques transmis au séant (Fs).
Le dispositif complet reposait sur une plate-forme de force (Fi), elle-même fixée sur le banc d’excitations
vibratoires du laboratoire MSMP. Ce dernier servait à générer des accélérations verticales judicieusement
choisies. Ainsi était-il possible de mesurer la masse apparente d’un sujet dans plusieurs configurations.
Une première série d’expériences a été réalisée avec une entrée vibratoire aléatoire de largeur de bande [0-10
Hz]. L’accélération a alors été mesurée au niveau de l’assise, mettant en évidence le filtrage des plus hautes
fréquences par la suspension. Par la suite une autre série a été réalisée en bridant la suspension et en générant
une entrée vibratoire (γi) identique à celle précédemment mesurée au niveau de l’assise (γs). Les deux séries
23
d’essais conduisaient donc à une excitation identique sous le séant du sujet. En revanche, au niveau des pieds,
les accélérations différaient, compte tenu du mouvement relatif de la suspension.
Figure 11 : moyen d’essai de caractérisation vibratoire des membres inférieurs
En parallèle, un modèle numérique de type corps rigides poly-articulés a été établi pour simuler le
comportement dynamique du sujet assis et identifier les paramètres mécaniques articulaires des membres
inférieurs. Le modèle a servi à déterminer le facteur S.E.A.T. (rapport entre les accélérations efficaces pondérées
mesurées à la base du siège et sur l’assise [18] ), en prenant en compte les degrés de liberté articulaires, ou au
contraire en ne considérant que la contribution massique de ces segments corporels.
Les résultats de cette étude montrent que la mobilité des membres inférieurs influe peu sur la réponse
dynamique globale du corps assis. In fine, le facteur S.E.A.T. peut-être affecté dans des proportions de l’ordre de
10% au maximum, qui restent inférieures aux dispersions inter-individuelles fréquemment observées pour ce
type d’essais.
En conclusion, cette étude a démontré la validité de l’approche consistant à simuler le comportement
dynamique d’un sujet assis par un système mécanique équivalent. Pour ce faire, il n’est pas nécessaire de
prendre en compte le couplage par le sol dû à la mobilité des membres inférieurs.
Cette étude a été publiée dans la revue Journal of Sound Vibration [PL_Rev_Int7].
Elle a permis de lever un verrou rencontré par le groupe CEN TC231/WG9.
Le groupe travaille actuellement à la caractérisation et à la maîtrise des dispersions constatées lors d’essais
circulaires inter-laboratoires de mannequins biodynamiques. Les développements en cours s’orientent vers une
norme de spécifications: pour être déclarés conformes, les mannequins devront avoir une masse apparente
respectant un gabarit précisément défini pour des excitations aléatoires spécifiées en fréquence et en amplitude.
Accéléromètre
Ressort
Amortisseur
Cellule de force
Plate-forme de force
Banc d’excitation vibratoire
24
Contrairement aux normes d’analyse et d’essais, les technologies utilisées pour atteindre ces critères de bio-
fidélité seraient laissées à la libre appréciation des concepteurs.
Aujourd’hui, le laboratoire MSMP n’est plus engagé activement dans cet axe de recherche, l’aboutissement de la
norme étant retardée par des freins qui ne sont pas de nature scientifique. Le prototype de mannequin
biodynamique est quant à lui fréquemment utilisé dans nos études pour caractériser les performances de filtrage
de sièges à suspension du commerce.
2.3.4 INTEGRER L’ERGONOMIE A LA CONCEPTION DES SYSTEMES DE PROTECTION
Notre expérience dans le développement de méthodes de conception et le transfert industriel de systèmes de
suspensions nous a conduits à systématiquement dépasser le cadre exclusif de la réduction des vibrations. En
effet, la prise en compte des aspects d’ordre économique (comme les coûts de fabrication et d’entretien) et des
facteurs socioculturels voire même des critères esthétiques sont autant d’éléments conditionnant le succès
d’une démarche de transfert. En pratique, la démarche de conception en laboratoire suivie d’essais en conditions
réelles n’est plus d’actualité. On privilégie depuis de nombreuses années la coopération avec les fabricants de
machines et les utilisateurs en amont des études.
Dans le même ordre d’idées, il est indispensable d’intégrer la composante ergonomique, c’est-à-dire de penser le
dispositif dans une situation de travail globale. Nous avons souvent été confrontés aux difficultés de certains
utilisateurs expérimentant pour la première fois un système de suspension installé sur une machine qu’ils
connaissent bien. Dans le cas des machines mobiles, les mouvements de très basses fréquences induits par la
souplesse des organes de suspension peuvent être à l’origine de ces difficultés d’adaptation. Ces mouvements
n’ont aucune répercussion sur la santé. En revanche, ils peuvent avoir un impact sur le confort, ou tout au moins
ils perturbent les habitudes de conduite.
Nous nous sommes intéressés à cette problématique dès 1999 en étudiant l’apport d’une stratégie de contrôle
actif dans la réduction des vibrations. Nous souhaitions utiliser les possibilités offertes par des composants actifs
ou semi-actifs pour limiter les mouvements de très basse fréquence de la suspension, en conservant la souplesse
nécessaire pour l’atténuation des vibrations à des fréquences plus élevées, soit des fréquences supérieures à 1
Hz.
Une première étape a permis de sélectionner la technologie la plus adaptée et de tester ses performances en
laboratoire, sur un système mécanique de type masses-ressorts à 3 degrés de liberté équivalent à ¼ de
suspension de cabine. La technologie magnéto-rhéologique appliquée à un amortisseur linéaire a été retenue.
Elle est fondée sur l’utilisation d’un fluide chargé de particules métalliques, dont l’orientation peut varier en
fonction du champ magnétique appliqué. L’orientation des particules influe directement sur la viscosité du fluide
et en conséquence sur l’amortissement résultant. Cette phase préliminaire d’investigation a été réalisée en
partie par des élèves ingénieurs dans le cadre de leur stage de fin d’études effectué au laboratoire MSMP [27],
[28]. Ces travaux ont conduit en outre à l’élaboration de plusieurs lois de contrôle, qui furent modélisées puis
mises en œuvre sur le démonstrateur mécanique à 3 ddl et évaluées à l’aide du banc d’excitations vibratoires du
laboratoire.
25
Dans une seconde phase, faisant suite aux résultats encourageants obtenus au cours de l’étape d’instruction, j’ai
eu la responsabilité de concevoir un prototype de suspension semi-active de cabine et d’évaluer ce dispositif sur
le chariot d’essai du laboratoire. Pour assurer à cette entreprise toutes les chances de réussite, l’INRS a lancé un
appel à collaboration auprès des laboratoires européens les plus avancés dans le domaine du contrôle actif. Le
laboratoire ASL (Active Structure Laboratory) de l’université libre de Bruxelles, dirigé par le professeur André
Preumont, a été choisi pour son expérience et son approche pragmatique du problème. La réalisation des
interfaces électroniques de contrôle des amortisseurs magnéto-rhéologiques fut confiée à la société Micromega
Dynamics, spin-off de l’ULB, qui est intervenue en tant que partenaire industriel.
Figure 12 : schéma de principe de la suspension semi-active de cabine de chariot élévateur INRS-ULB
Nous nous sommes initialement orientés vers une approche de contrôle académique en adaptant le principe du
« sky-hook» [29], [30], [31], [32]. Nous avons alors été confrontés à des problèmes d’excitations parasites hautes
fréquences, provenant des commutations rapides du signal de commande des amortisseurs, elles-mêmes
induites par les fréquents changements de signe de leur vitesse relative. Notre approche a alors évolué vers une
stratégie adaptative fondée sur une heuristique propre. Un critère fut établi pour détecter les situations de
conduite nécessitant la rigidification de la suspension. L’intérêt de la technologie MR était principalement de
permettre un accroissement important de l’amortissement jusqu’à atteindre le blocage complet, avec un faible
apport d’énergie et dans un intervalle de temps très court. L’actionnement de la pédale de frein (information
binaire ON/OFF) et la mesure de l’accélération centrifuge composaient les grandeurs physiques d’entrée du
critère d’activation des amortisseurs.
Le prototype de suspension semi-active de cabine (cf. Figure 12) réalisé selon cette heuristique a été validé par
des séries d’essais menées dans diverses configurations de conduite : des essais de franchissement d’obstacles
ont permis de vérifier que les caractéristiques mécaniques de la suspension étaient adaptées et permettaient
26
d’atténuer efficacement les secousses. Des essais en virage, en slalom et en freinage intensif ont quant à eux
permis de vérifier que la suspension n’induisait pas de mouvements parasites de très basses fréquences
susceptibles de perturber le conducteur.
Ces travaux ont été publiés dans la revue Vehicle System Dynamics [PL_Rev_Int8]. Le magazine Le moniteur -
Matériels et chantiers a consacré un article au démonstrateur dans la rubrique « Innovation» [33].
Au plan technique cette réalisation offre l’avantage de s’intégrer à la stratégie de valorisation du concept de
cabine suspendue et de faciliter son appropriation par les travailleurs salariés.
Au plan économique en revanche, les surcoûts induits par l’introduction de la technologie semi-active ne sont
pas adaptés à la demande du marché. En effet, en comparaison avec le secteur automobile qui a pu déployer
massivement des systèmes « intelligents » à coûts modérés en tirant parti des effets d’échelle, le domaine de la
manutention industrielle n’en est qu’aux balbutiements. Pour exemple, le système de multiplexage bus CAN
développé par Bosch pour l’industrie automobile en 1986, n’est disponible chez certains fabricants de chariots
élévateurs que depuis le début des années 2000.
En ce sens, ces travaux s’inscrivent dans le champ de la prospective qui permet d’assoir la crédibilité du
laboratoire MSMP pour continuer à porter la prévention des maladies professionnelles vers les constructeurs de
machines.
2.4 VIBRATIONS TRANSMISES AU MEMBRE SUPERIEUR
La problématique des vibrations transmises aux membres supérieurs se distingue de celle des vibrations
transmises à l’ensemble du corps, par la nature des sources vibratoires. Les accélérations émises par les
machines vibrantes portées à la main ont un contenu spectral plus élevé en fréquence que les machines mobiles.
En termes de pathologies associées aux vibrations main-bras, on observe des troubles ostéo-articulaires liés à
l’utilisation de machines percutantes émettant des vibrations de basses fréquences (<50 Hz) telles que les brise-
béton et des troubles vasculaires (syndrome de Raynaud) ou neurologiques liés à l’utilisation de machines
tournant à des fréquences plus élevées comme les meuleuses, défonceuses, fraiseuses (3000 à 12000
tours/min). Le tableau de maladies professionnelles n°69 (régime général) codifie les affections provoquées par
les vibrations et chocs transmis au système main-bras.
Aujourd’hui encore, on connaît mal les mécanismes physiologiques liés à la nature vibratoire des excitations
mécaniques pouvant conduire à des troubles de la santé. La caractérisation des paramètres physiques influents
n’en est que plus difficile.
Deux questions de fond alimentent les travaux de la communauté scientifique depuis plusieurs décennies :
• les relations entre la fréquence et l’amplitude des signaux d’excitation vibratoire et la santé des
personnes exposées.
• les effets délétères combinés des vibrations et des efforts de couplage entre la machine et l’opérateur.
Ces derniers se composent des efforts de poussée et des efforts de préhension.
27
Les vibrations transmises au membre supérieur peuvent être évaluées selon la norme ISO 5349-1 [34], qui définit
une pondération fréquentielle et des filtres limiteurs de bande afin de permettre une comparaison uniforme des
mesurages. Les valeurs obtenues peuvent être utilisées pour prévoir les effets contraires des vibrations
transmises par la main sur la gamme de fréquences couverte par les bandes d'octave comprises entre 8 Hz et 1
000 Hz. Les courbes de pondérations fréquentielles doivent en théorie rendre compte des effets
physiopathologiques liés à la fréquence d’excitation. Or, ces réseaux de pondération sont remis en cause par une
partie importante de la communauté scientifique. En particulier, il leur est reproché de sous-estimer l’amplitude
des accélérations au-dessus de 50 Hz et nous montrerons par la suite quelles en sont les conséquences pour la
conception des machines.
De la même manière, la norme ISO 5349-1 ne prend pas en compte les efforts de couplage entre l’homme et la
machine. Cela signifie que la transmission des vibrations dans le membre supérieur est supposée indépendante
de ces efforts. Tout au moins l’effet des vibrations sur la santé n’est pas supposé altéré par ces derniers. Ces
hypothèses ne sont pas confirmées par les analyses épidémiologiques des déclarations de maladies
professionnelles. Par exemple, on observe très rarement des troubles physiologiques chez les utilisateurs de
machines percutantes guidées à la main telles les fouloirs, alors que les utilisateurs de brise-béton sont
concernés par des troubles ostéo-articulaires. Or, ces dernières machines nécessitent des efforts de poussée et
de préhension d’un niveau plus élevé pour des caractéristiques de percussion équivalentes.
2.4.1 METROLOGIE DES EFFORTS DE POUSSEE ET DE PREHENSION
Nous nous sommes engagés dans cette thématique de recherche il y a une douzaine d’année. La première étape
a consisté à développer des outils de mesure des efforts de couplage. En 2000, ces outils n’étaient pas
disponibles sur le marché. L’INRS a souhaité contribuer par ses recherches à leur développement.
Le principe de base consistait à mesurer la cartographie de distribution de pressions à l’interface entre la main et
la poignée de la machine, à l’aide de matrices de capteurs souples et fins. L’accès aux forces de couplage se
faisait dans un second temps par un calcul d’intégration spatiale.
Cette technique repose sur des hypothèses simplificatrices, la plus restrictive consistant à négliger la contribution
des efforts tangentiels aux efforts de couplage. Elle exige aussi de contrôler un nombre important de paramètres
pouvant influer sur la chaîne de traitement des mesures brutes de pression. Citons par exemple, la résolution
spatiale des matrices de capteurs, le recouvrement partiel des zones de la main en contact, la sensibilité des
capteurs aux efforts tangentiels, à la température, à la courbure, les effets de fluage, d’hystérésis, la réponse
dynamique de la chaîne de mesure …
Nous avons dû tout d’abord sélectionner la technique de mesure appropriée. Deux grands types de technologies
sont présentes sur le marché, la technologie semi-résistive et la technologie capacitive. Des essais comparatifs
ont été conduits sur des matrices de capteurs utilisées dans des conditions académiques (surfaces planes,
charges matérielles ayant des formes et des surfaces variées).
28
Cette étude expérimentale a été réalisée en grande partie par des élèves ingénieurs de l’ENSEM que j’ai encadrés
pour leur stage de fin d’étude au sein du laboratoire MSMP (Florent Dantigny en 1998 [35], [36], David Feutry en
2002 [37] ). Les résultats ont confirmé les conclusions des quelques études publiées à l’époque [38], [39], [40] ,
démontrant toutes la fiabilité supérieure de la technologie capacitive, à un coût certes plus élevé.
Des études récentes, menées selon des protocoles aujourd’hui établis, démontrent toujours la prééminence de
la technologie capacitive, mais les performances de la technologie semi-résistive ont progressé, notamment pour
ce qui reste leur point faible, la sensibilité au fluage [41], [42].
Ensuite il a fallu intégrer la technologie de mesure de pression dans un système de mesure complet recouvrant la
surface de contact entre la main et la poignée de machine. Le premier enjeu était de trouver le meilleur
compromis entre un taux de recouvrement important des surfaces de contact (pour ne pas introduire de biais
trop élevés dans le calcul d’intégration des pressions locales) et une bonne ergonomie du système, plus
précisément pour ne pas restreindre la mobilité des doigts. Le second enjeu était de permettre l’utilisation du
système de mesure dans des conditions réelles de travail en entreprise, dans des ambiances physiques sévères et
avec une certaine souplesse d’utilisation.
Nous nous sommes d’abord orientés vers la réalisation d’un gant métrologique permettant de mesurer la
distribution de pression. Nous avons étudié la faisabilité d’un tel dispositif à l’aide de bandes de capteurs
simplement positionnées sur la surface interne de la main [35], [36], puis nous avons conçu plusieurs prototypes
de gants et financé leur fabrication sur fonds propres de l’INRS. Nous avons collaboré avec NOVEL, société
allemande spécialisée dans la technologie capacitive pour des applications biomécaniques.
A l’usage, il s’est avéré que le concept de gant métrologique n’était pas adapté à la mesure des efforts de
couplage. La technologie se heurtait au problème des déformations importantes et complexes des tissus mous à
l’intérieur de la main, alors que le principe d’intégration numérique du champ de pression nécessitait une grande
précision et une bonne résolution. Néanmoins, ces développements ont permis d’aboutir à des outils
métrologiques utiles dans les domaines biomécaniques et ergonomiques. Ces gants métrologiques font
aujourd’hui partie intégrante du catalogue de capteurs commercialisés par NOVEL (voir § 3.2).
Nous avons poursuivi nos recherches pour améliorer la méthodologie de mesure des efforts de couplage et
surtout pour imaginer des capteurs mieux adaptés à l’anatomie de la main et à l’ergonomie des machines
portatives. C’est ainsi que dans le cadre du projet européen VIBTOOL (2003-2005, [43] ) nous avons collaboré
avec NOVEL et l’université d’Ancône pour valider le concept de matrice FINGERMAT [PL_Conf_Int3]
[PL_Rev_Int9] (cf. § 4.4). Contrairement aux prototypes de gants conçus précédemment, l’idée était ici
d’instrumenter la poignée et non plus la main de l’opérateur. L’avantage principal était de pouvoir déterminer
relativement aisément la position et l’orientation des capteurs individuels et ainsi mieux maîtriser les erreurs de
calculs d’intégration.
29
Figure 13 : matrice FINGERMAT de mesure de distribution de pression (2005)3
Au-delà du développement de systèmes de mesure, nous avons contribué à l’amélioration des méthodes de
mesurage des efforts de couplage. Concrètement, la méthodologie que nous avons développée, reposant
essentiellement sur une définition mathématique originale des efforts de couplage, prend aujourd’hui la forme
d’une norme internationale (ISO 15230 [44] ), principal livrable du projet VIBTOOL.
La méthodologie de mesurage a été mise en œuvre sur le cas d’étude de la meuleuse pneumatique. Nous avons
analysé les interactions entre les efforts de couplage et l’émission vibratoire de la machine [12], [PL_Rev_Nat4]
Plusieurs situations de travail représentatives de l’activité d’ébarbage ont été reproduites en laboratoire. Les
essais ont montré que les vibrations émises dépendaient peu des efforts exercés par l’opérateur. Elles
proviennent essentiellement des défauts d’équilibrage du disque abrasif et sont directement corrélées avec la
vitesse de rotation de la machine (environ 6000 tours/min). En situation normale de travail l’opérateur n’exerce
pas d’effort suffisamment intense pour freiner le disque. Les vibrations issues de l’abrasion sont d’intensité
moindre et à des fréquences plus élevées.
2.4.2 EFFETS PHYSIOPATHOLOGIQUES DES VIBRATIONS SUR L’HOMME
Comme évoqué plus haut, les effets physiopathologiques de l’exposition du membre supérieur aux vibrations
sont aujourd’hui encore mal connus et cette méconnaissance se traduit en outre par des normes inadaptées.
Pour la prévention des maladies professionnelles, le déficit de connaissances de ces mécanismes
physiopathologiques a des répercussions très importantes sur la santé, mais aussi dans le domaine de l’ingénierie
3 http://novel.de/pdf/sensor/matrix/S2062_Finger-Mat.pdf
30
de conception, comme nous l’illustrons ci-après avec le concept de poignée anti-vibratile sandwich, système de
protection contre les vibrations adapté aux meuleuses portatives.
Le principe d’un tel dispositif est d’absorber une partie des vibrations émises par la machine (meuleuse
pneumatique) grâce à l’ajout de plots en matériau viscoélastique enserrés autour de l’âme métallique de la
poignée par une coque superficielle (cf. Figure 14).
Des mesures d’accélération ont été réalisées sur la machine en fonctionnement lors d’une tâche d’ébarbage,
avec la poignée d’origine (poignée métallique cylindrique) et avec la poignée modifiée (poignée sandwich).
Figure 14 : Poignée anti-vibratile de meuleuse pneumatique équipée d’un accéléromètre pour mesurer l’émission vibratoire
La représentation spectrale de la réponse vibratoire mesurée pour chacune des deux configurations testées est
donnée en Figure 15 (configuration avec la poignée d’origine et configuration avec la poignée sandwich). On
constate une atténuation très importante dans la bande de fréquence située au-dessus de 200 Hz (courbe A).
Cette bande fréquentielle correspond aux vibrations provenant de l’abrasion de la matière usinée par le disque,
le maximum situé à 100 Hz correspondant lui à la vibration engendrée par le balourd du disque (défaut
d’équilibrage).
En appliquant la pondération fréquentielle normalisée à ces mesures, on constate alors que les accélérations de
haute fréquence sont considérablement atténuées (courbe B). Les courbes étant représentées sur une échelle
logarithmique, cet effet serait encore plus visible dans une représentation linéaire.
31
Figure 15 : Densités spectrales de puissance mesurées avec poignée d’origine (rouge)
et avec poignée anti-vibratile (bleue), mesures brutes (A) et mesures pondérées en fréquence (B)
L’énergie vibratoire émise par la machine équipée de la poignée sandwich est représentée par la surface sous la
courbe de densité spectrale (couleur jaune). L’énergie dissipée, donc le gain apporté par la poignée sandwich, est
représentée par la surface de couleur verte. On comprend ainsi que la performance affichée de la machine en
termes d’émission vibratoire, exprimée comme le rapport de l’énergie dissipée sur l’énergie émise est bien
altérée par l’application de la pondération. Dans le cas présenté, l’atténuation est de l’ordre de 20 % sans
pondération (rapport des valeurs efficaces d’accélération émise poignée sandwich/poignée d’origine dans l’axe
perpendiculaire à la meule, courbe A) et quasi nulle en appliquant la pondération (courbe B). En conséquence,
l’intérêt pour les fabricants de s’orienter vers ce type de protection est très faible.
L’impact de la norme ISO 5349-1 sur la conception des machines serait préjudiciable à la prévention des risques
liés à l’exposition vibratoire, s’il se confirmait que la norme sous-estimait l’effet des moyennes et hautes
fréquences sur la santé.
Or, depuis deux décennies, une vingtaine d’études épidémiologiques réalisées dans les secteurs de
l’aéronautique [45], l’industrie papetière [46], le secteur forestier [47] [48], l’industrie automobile [49],
l’industrie minière [50] montrent que les salariés exposés aux vibrations développent des syndromes des
vibrations lorsque les niveaux vibratoires sont inférieurs aux valeurs limites édictées dans la norme. M. Bovenzi
propose d’établir une nouvelle pondération en s’appuyant sur une revue de synthèse de ces études de cohortes
[51].
Par ailleurs, des études physiologiques [52] et analyses histologiques réalisées sur des modèles animaux [53] [54]
[55] [56] [57] [58] ont montré que la propagation des vibrations dans le membre supérieur engendre des
modifications, au moins à court terme, sur le réseau vasculaire digital. La propagation des vibrations induit des
variations des champs mécaniques locaux (contraintes, déformations...) qui sont, en grande partie, responsables
de ces modifications. D’un point de vue plus général, il a été montré que les contraintes et déformations sont un
facteur essentiel des évolutions au cours du temps des tissus vivants, soit de leur croissance, remodelage,
morphogenèse et régénération. La connaissance de l’évolution de ces grandeurs mécaniques et la
A B
Filtre fréquentiel
ISO 5349-1
32
compréhension de leur rôle sur ces phénomènes évolutifs internes aux tissus biologiques sont donc deux étapes
indispensables dans la compréhension des effets des vibrations sur le système main-bras.
Depuis le début de la décennie, le laboratoire MSMP oriente une partie importante de ses travaux vers
l’approfondissement des connaissances de ces mécanismes physiopathologiques. Pour contribuer à améliorer la
représentativité de la norme ISO 5349-1 et, par voie de conséquence, améliorer la conception des machines
vibrantes portées à main, nous avons choisi d’adopter une stratégie de recherche fondée sur la modélisation et
la simulation numérique. Cette stratégie s’articule en deux axes :
• Le premier axe vise à prédire l’évolution des grandeurs physiques (déformations, contraintes, pressions,
etc.) à l’intérieur des tissus mous de la main exposée à des vibrations. Christophe Noël est l’ingénieur
en charge de cette étude au sein du laboratoire MSMP. La complexité de ces recherches réside
notamment dans la nature des lois de comportement avec la prise en compte de l’hyperélascticité des
tissus, de la viscosité (dissipation de l’énergie vibratoire sous forme de chaleur), mais aussi du type de
sollicitations qui fait intervenir des grandes déformations et des contacts unilatéraux. A l’échelle du
modèle, les tissus sont considérés comme homogènes et isotropes. Cette approche s’inspire des travaux
initiés par les chercheurs homologues du NIOSH4 [59].
Des travaux sont conduits en parallèle pour valider le modèle de doigt en cours de développement. Des
campagnes d’essais sont programmées en 2014 sur un groupe composé d’une trentaine de sujets. Elles
consisteront à mesurer le champ de vitesse pariétale sur la surface externe de la main serrant la poignée
instrumentée du banc d’essais en vibrations main-bras (banc VALENTINE, cf. Figure 16) [60]. Un second
banc d’essai servira à mesurer l’impédance mécanique de la pulpe du doigt (fonction de transfert entre
la force de compression et la vitesse vibratoire).
Figure 16 : visualisation du champ de vitesse mesuré par vélocimétrie laser sur la surface externe de la main soumise à des vibrations
(banc VALENTINE, C. Noel)
4 The National Institute for Occupational Safety and Health (USA)
33
Ces mesures ne permettront pas de valider les calculs de distributions de contraintes à l’intérieur des
tissus, mais elles fourniront des éléments de vérification partiels des calculs vibratoires. Par exemple, le
modèle EF de doigt doit correctement prédire les fréquences de résonance mesurées et les
amortissements modaux associés.
Les grandeurs physiques calculées par ce modèle macroscopique alimenteront un modèle local à
l’échelle de l’artère digitale distale.
• Le modèle mésoscopique d’artère constitue le second axe de cette recherche qui a débuté en janvier
2014. L’objectif est de contribuer à lever des verrous scientifiques liés à la compréhension du rôle des
sollicitations mécaniques dynamiques sur les phénomènes de remodelage et de croissance se
produisant au sein des vaisseaux sanguins des membres supérieurs, traduisant une adaptation
fonctionnelle sur le court terme, mais susceptibles de conduire sur le long terme à des dommages
structurels comme l’appauvrissement micro-vasculaire, dont une manifestation est le syndrome des
« doigts blancs » (troubles de la circulation sanguine).
Les artères sont des tissus mous non uniformes, constitués de plusieurs couches concentriques (cf.
Figure 17), de comportement non linéaire et anisotrope, ce dernier trait étant dû en partie à la présence
de fibres de collagène. La microstructure des vaisseaux est modélisée dans la littérature moderne par
des modèles hyperélastiques anisotropes structuraux à deux familles de fibres orientées de façon
hélicoïdale relativement à la direction circonférentielle. Une certaine dispersion peut être introduite
pour ce qui est de l’orientation des fibres dans la direction radiale. Une revue complète et récente de
ces modèles est présentée dans [61].
Figure 17 : structure de la paroi artérielle
La composition et la microstructure des parois des vaisseaux évoluent (proportions de collagène
d’élastine, de cellules musculaires lisses) en fonction des chargements subis [62], et influencent en
retour les propriétés mécaniques dans une boucle de rétroaction mécano-biochimique complexe encore
non élucidée. Un problème fondamental en biologie du développement réside dans la compréhension
34
des facteurs susceptibles de promouvoir la genèse de formes biologiques, impliquant les processus de
croissance (variation de masse), remodelage (variation de propriétés), et de morphogenèse
(changement de forme), ces trois termes correspondant à une classification établie par Taber [63]. Les
modèles de croissance - reconnue de nature volumique pour des tissus mous biologiques, et plutôt de
surface pour les tissus durs - peuvent être classés en trois familles (l’article de synthèse de Taber, 1995
fournit une classification des phénomènes d’évolution de la sous-structure [63] ), dont les mérites et
inconvénients respectifs sont mentionnés (une présentation plus exhaustive est donnée par Menzel et
Khul [64] ) :
o les modèles de croissance cinématique avec évolution vers un état homéostatique : ils
reposent sur la décomposition multiplicative du gradient de la transformation (finie) en une
partie de croissance incompatible et une partie élastique, proposée historiquement par
Rodriguez et al. [65]. La première évolue au cours du temps en fonction de la différence entre
une mesure tensorielle de contrainte et la même mesure associée à l’état homéostatique
présupposé [66] [67] [68] [69]. La critique principale faite à ces modèles est l’absence d’un
cadre mécanique rationnel ;
o les approches de type plasticité volumique, qui ont été développées dans un cadre rationnel
utilisant l’écriture du second principe pour des systèmes ouverts, pour identifier les lois
d’évolution de la croissance [70] [71] [72]. Il est important de noter le rôle privilégié joué par le
tenseur purement matériel d’Eshelby dans l’écriture des lois de croissance pour certains
modèles [70] [71] [72] [73] selon une vision inspirée historiquement des travaux pionniers
d’Eshelby [74] ; l’idée centrale est de dissocier la variation de forme due au mouvement (qui se
produit dans la configuration physique) des évolutions de microstructure dues à des
phénomènes se déroulant au sein d’une configuration de référence évolutive (croissance,
remodelage). Les approches développées jusqu’à présent sont encore pour l’essentiel de
nature purement mécanique, et mériteraient d’incorporer plusieurs champs dans une
approche de type mécano-biologie, à l’instar de [73] [74] [75].
o les modèles de remodelage de la paroi artérielle, qui décrivent les évolutions des orientations
des fibres de collagène [70] [71] [76] [77] [78]. Tous ces modèles décrivent une orientation
principalement circonférentielle du côté de l’intima (couche interne) et une direction axiale ou
croisée au niveau de l’intima. Ces modèles diffèrent selon le nombre de paramètres introduits,
ce qui soulève pour certains un problème d’identification ; des critères d’orientation plus fins
des fibres doivent également être introduits, dans la mesure où des résultats contradictoires
émergent de certaines modélisations. Le remodelage au sens large doit également prendre en
compte l’évolution des propriétés mécaniques, résultant de la modification de l’activité
cellulaire et de phénomènes de mécanotransduction.
Un des aspects novateurs de cet axe (également un verrou scientifique) est la prise en compte des
aspects dynamiques. En effet, si la variété des modèles mécaniques du remodelage et de la croissance
de tissus mous développés au cours des deux dernières décennies est importante, peu d’études ont
35
abordé l’influence de sollicitations dynamiques sur ces deux phénomènes. Les effets mécaniques
dynamiques agissent clairement de façon indirecte en basses fréquences, par le biais de l’écoulement
sanguin pulsé, dont une modification des caractéristiques dynamiques conduit à une modification de la
sous-structure des parois artérielles, et par voie de conséquence de leurs propriétés et leur géométrie.
La prise en compte de l’aspect dynamique hautes fréquences des variations des champs mécaniques
locaux sur le remodelage des vaisseaux n’a en revanche jusqu’alors fait l’objet d’aucuns travaux.
Ce second axe de recherche s’inscrit dans un partenariat de recherche avec l’équipe de biomécanique et bio
ingénierie tissulaire du Laboratoire d’Energétique et de Mécanique Théorique et Appliquée (LEMTA) de
l’Université de Lorraine.
L’INRS a décidé de financer ces travaux au travers d’une bourse de doctorat qui a démarré au début de l’année
2014, sous la responsabilité du Pr JF Ganghoffer.
Un partenariat de recherche est également à l’étude avec l’unité 1116 de l’INSERM (risque cardiovasculaire,
rigidité – fibrose et hypercoagulabilité) pour obtenir des données expérimentales sur des tissus vivants de
culture.
36
3 VALORISATIONS DES RECHERCHES ET TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES
3.1 ABSORBEUR D’ENERGIE LIPROTEC
Liprotec est une invention de Jean Paureau, ingénieur au laboratoire MSMP. Son principe a été déposé à l’INPI
[79]. Il consiste à dissiper l’énergie potentielle libérée lors d’une chute de hauteur et à protéger ainsi le
travailleur en limitant les efforts transmis par le harnais. L’absorbeur Liprotec se compose d’un fil d’acier
inoxydable enroulé autour d’un axe (cf. Figure 18). Il joue le rôle d’un élément fusible mécanique en se déroulant
à effort constant de manière irréversible. La longueur de fil déroulé est proportionnelle à l’énergie à absorber,
donc à la hauteur de chute et à la masse. L’intensité de la force de déroulement dépend de plusieurs paramètres
de conception, comme le diamètre de l’axe, le diamètre du fil et les propriétés mécaniques de l’acier. Il est par
conséquent très simple de dimensionner la valeur de l’effort maximal admissible pour qu’il soit conforme aux
normes en vigueur.
Après le départ à la retraite de Jean Paureau, j’ai souhaité valoriser ses travaux, en particulier en cherchant à
convaincre les fabricants d’équipements de protection de commercialiser ce dispositif sur le marché français.
Une première phase a consisté à établir un dossier technique pertinent avec l’aide financière de la cellule de
valorisation de l’INRS. L’idée était d’élaborer un modèle de calcul mécanique permettant de faciliter le
dimensionnement des paramètres de l’absorbeur en limitant le nombre d’essais/erreurs. L’approche par
éléments finis a semblé la méthode de calcul la plus adaptée. La principale difficulté a résidé dans la modélisation
des déformations plastiques et plus particulièrement les phénomènes d’écrouissage. Le modèle devait
correctement prédire les efforts d’enroulement du fil autour du mandrin, lors de la fabrication de l’absorbeur,
puis les efforts de déroulement lors de son utilisation.
La mise au point du modèle éléments finis a été confiée à la société SAMTECH qui commercialise le logiciel de
calcul SAMCEF [80]. En conclusion de cette étude il s’est avéré qu’une approche de type éléments finis
permettait bien de prédire les efforts dynamiques de déroulement, sous réserve de réaliser des essais de
caractérisation des aciers utilisés. En effet, nous avons été surpris de constater des écarts importants entre les
caractéristiques mécaniques fournies par les sidérurgistes et les caractéristiques réelles des matériaux
commercialisés.
37
Figure 18 : absorbeur d’énergie Liprotec.
Un appel à collaboration a été lancé auprès des entreprises du secteur des équipements de protection
individuels. La société TRACTEL - entreprise internationale spécialisée dans les équipements de levage et les
équipements de sécurité- a souhaité participer à ce projet de transfert industriel. Des essais de démonstration
ont permis de convaincre les concepteurs de TRACTEL de l’intérêt de l’absorbeur.
Par la suite, nous avons conclu une convention de collaboration pour aboutir au développement de la ligne de
vie5 TRAVSPRING, dont un schéma de principe est donné en Figure 19. Cette ligne de vie intègre un absorbeur
LIPROTEC qui a pour fonction de limiter les efforts transmis aux ancrages et d’augmenter la sécurité du
dispositif.
Depuis 2005, un contrat de transfert lie l’INRS et TRACTEL pour la commercialisation de la ligne de vie
TRAVSPRING.
Le transfert du brevet LIPROTEC vers des Equipements de Protection Individuels de type Stop-Chute n’a pas été
retenu, essentiellement pour des raisons de principe. En effet, nous ne souhaitions pas contribuer à développer
le marché des EPI, cette approche n’étant à considérer dans la démarche intrinsèque de prévention des risques
qu’en dernier recours, après la réduction des risques à la source et la protection collective.
5 Dispositif de sécurité utilisé lors de travaux en hauteur, permettant à l'utilisateur de s'y attacher afin de prévenir les risques
de chute.
38
Figure 19 : Schéma d’implantation type d’une ligne de vie TRAVSPRING.
3.2 DEVELOPPEMENT DE GANTS DE MESURE DE DISTRIBUTION DE PRESSION
Dans le cadre de nos recherches évoquées plus haut dans le § 2.4.1, nous avons travaillé à la conception de gants
instrumentés pour mesurer la distribution de pression à l’interface de la main et de la poignée d’outil. Après
avoir étudié la faisabilité à l’aide d’assemblages de bandes de capteurs [35], [36] nous avons conçu un gant en
2000 en collaboration avec la société allemande NOVEL, spécialisée dans la technologie capacitive
[PL_Conf_Int4]. Ce premier prototype prenait la forme de 5 bandes de capteurs souples reliées entre elles à leur
base, l’ensemble pouvant être positionné sur la surface interne de la main, comme le montre la Figure 20.
A l’usage, il s’est avéré que la forme du gant n’était pas adaptée aux mouvements des doigts qui, en flexion,
induisaient nécessairement un glissement relatif sur leur face interne ou un plissement des bandes.
39
Figure 20 : 1er
prototype INRS de gants de mesure de distribution de pression (2001)6
Nous avons dû imaginer un autre principe pour tapisser de capteurs l’intérieur de la main. Le principe retenu
consistait à subdiviser les bandes de capteurs en matrices locales réparties autour des zones anatomiques peu
sujettes à déformations, comme la pulpe des doigts ou la zone du carpe [PL_Rev_Int9]. A l’opposé, les zones
articulaires ne devaient pas être couvertes. Pour permettre la flexion des doigts, les matrices devaient être
positionnées perpendiculairement aux phalanges, une connectique unique étant utilisée pour relier les trois
matrices d’un même doigt, optimisant ainsi les câblages et facilitant le positionnement des capteurs sur le gant
(cf. Figure 21). Les matrices étaient ajustées et fixées à l’aide de bandes adhésives sur un gant support en textile.
La fabrication des matrices de capteurs a été sous-traitée à la société NOVEL. Le prototype a été soumis à des
séries d’essais de validation pour vérifier ses capacités à mesurer les efforts de couplage avec précision. Les
essais ont été concluants dans le sens où la perte d’information provenant des surfaces de contact non couvertes
de capteurs avait une influence faible sur la résultante globale de poussée et de préhension. En revanche, une
difficulté subsistait dans la méthode de mesurage des efforts de couplage (poussée et préhension). En effet, la
méthode de calcul par intégration nécessitait de connaître précisément l’emplacement et l’orientation de tous
les capteurs individuels pour chaque posture de la main, ce qui était difficile lorsque le sujet saisissait une
poignée.
Ces deux prototypes présentent un intérêt qui dépasse le cadre de nos recherches sur les efforts de couplage. On
imagine aisément les applications potentielles d’un système de mesure de distributions de pression en
ergonomie ou en biomécanique. Ils sont par ailleurs tous les deux commercialisés par NOVEL. Il est également
intéressant de constater que l’un des principaux concurrents de NOVEL, la société TEKSCAN, a repris
6 http://novel.de/pdf/sensor/matrix/S2026_glove-sensor-female.pdf
40
intégralement le concept du gant INRS et le propose également dans son catalogue, dans une version semi-
résistive (cf. Figure 22).
Figure 21 : 2ème
prototype INRS de gants de mesure de distribution de pression (2003)7
Figure 22 : gant de mesure de distribution de pression commercialisé par la société Tekscan (2011)8
7 http://novel.de/novelcontent/medical?start=3
41
3.3 SIMULATEURS DE CONDUITE DE CHARIOTS ELEVATEURS
Comme cela a été détaillé plus haut au § 2.2, l’étude de la stabilité des chariots élévateurs m’a permis d’acquérir
des connaissances dans le développement d’outils de simulation de conduite.
En parallèle à mes activités de recherche, j’ai souhaité aller plus avant dans la valorisation de ces connaissances
et je me suis intéressé au domaine de la formation. J’ai proposé d’utiliser la simulation de conduite pour
sensibiliser les caristes au risque de renversement latéral, en complément aux formations classiques délivrées au
travers du CACES (Certificat d’Aptitude à la Conduite En Sécurité).
A ce stade de la réflexion, le modèle de transfert technologique n’était pas complètement établi. A priori
j’envisageais de nous orienter vers le déploiement d’un système complet intégrant les composantes matérielle et
logicielle.
Il fallait alors concevoir une interface matérielle adaptée (cf. Figure 23). J’ai imaginé une interface composée
d’un pupitre de commandes reproduisant les organes de conduite (volant et pédales) et les leviers de
commandes de fourche (élévation de la fourche, inclinaison du mât, écartement des bras de fourche, translation
de la fourche). La scène virtuelle était rétro-projetée sur un grand écran translucide et incurvé pour augmenter
l’immersion de l’apprenant. Un levier de commande à deux axes permettait de modifier l’orientation du point de
vue, de telle sorte que l’utilisateur pouvait scruter l’environnement extérieur au véhicule sur 360° et modifier
l’azimut de la caméra pour observer indifféremment le sol ou le sommet du mât.
8 http://www.tekscan.com/grip-pressure-measurement
42
Figure 23 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°2 (2007)
J’ai également imaginé une version « économique » de l’interface de commande (cf. Figure 24) dont le principe
reposait sur l’utilisation d’une interface commercialisée pour les jeux vidéo de simulation automobile en assurant
une démultiplication correcte du volant de jeu à l’aide d’un système mécanique à pignons conçu et ajouté à cet
effet.
Figure 24 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°3 (2009)
Ces deux systèmes de simulation ont été déposés à l’INPI [PL_Brev1].
En parallèle, j’ai constitué un groupe de travail avec des représentants d’organismes professionnels de formation
des caristes, de l’éducation nationale, de la caisse régionale d’assurance maladie de l’est, de la chambre de
commerce de Colmar et des collègues du service de formation de l’INRS. Ce groupe avait pour objectif de fixer le
contenu pédagogique du logiciel de simulation et d’organiser ce contenu sous la forme de modules autonomes
pour aboutir en quelque sorte à un cahier des charges pédagogique.
J’ai développé le logiciel de simulation sur la base des spécifications établies par le groupe de travail, puis une
version prototype (version prototype n°2) a été confiée au lycée professionnel Bertrand Schwartz de Pompey,
dans le cadre d’une coopération avec l’inspection académique de Nancy. Cet essai de validation a duré toute une
année scolaire. Les retours des enseignants ont été positifs, quant aux apports de la simulation de conduite pour
la préparation au CACES des élèves de bac professionnel.
Il restait alors à organiser le transfert technologique vers un industriel capable de commercialiser le système
complet comprenant le logiciel et l’interface de commande.
La société ACREOS a proposé de nous rejoindre dans ce projet.
ACREOS est une société française spécialisée dans le développement de simulateurs de conduite d’engins de
chantier. La société était intéressée par l’ajout du chariot élévateur à son catalogue d’engins simulés et proposait
43
de concevoir sa propre plateforme interface, ce qui fut accompli en 2011 (cf. Figure 25). L’avantage reposait sur
la modularité des interfaces proposées à la vente. Ainsi est-il possible de simuler sur une même plateforme
plusieurs engins, en interchangeant simplement les boitiers de contrôles.
En parallèle j’ai dû adapter le logiciel existant aux spécificités techniques de cette plateforme. Il comprend
désormais 11 scénarios ou modules pédagogiques simulant toutes les situations à risque qui peuvent être
rencontrées sur les plates-formes logistiques. Chaque module comprend plusieurs séries de 10 ou 15 exercices
chacune : conduite à vide, conduite à charge, chargement et déchargement de rayonnages pour palettes et de
véhicules, gerbage et dégerbage, interactions avec piétons et autres machines mobiles, illustration interactive
des notions de transfert de masse incluses dans la plaque de charge, etc.
Le simulateur est valorisé par l’INRS sous le nom SIMCHAR et le logiciel est déposé [PL_Brev2].
Figure 25 : simulateur de conduite SIMCHAR, INRS/ACREOS (2011)9
SIMCHAR est commercialisé depuis juin 2011 [81], [82], [83]. A ce jour, on compte parmi les acquéreurs des
entreprises comme des constructeurs automobiles, des organismes professionnels du secteur de la formation,
des lycées professionnels, une chambre de commerce et d’industrie, un groupe du secteur du travail temporaire,
etc.
Il est également distribué à l’étranger. Des organismes situés en Colombie, Italie et l’université technologique
d’Athènes en ont fait l’acquisition.
9 http://www.inrs.fr/accueil/produits/innovation/equipement/simchar.html
44
Figure 26 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°4 (2011)
En parallèle à mon activité de transfert, j’ai également continué mes recherches dans la simulation de conduite.
En particulier, j’ai souhaité acquérir et capitaliser le savoir-faire en matière de simulation dynamique. En 2009, le
recrutement au sein du laboratoire d’un technicien supérieur spécialisé en automatique/électronique a permis
de concrétiser notre projet de simulateur de conduite dynamique (cf. Figure 26) dont le but était d’augmenter le
réalisme de la simulation en restituant les accélérations du véhicule en mouvement.
Ce prototype a été exposé au Mondial de la Simulation 2011 au musée de l’air et de l’espace du Bourget.
45
4 RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE
4.1 ORGANISATION DE CONGRES SCIENTIFIQUES
J’ai participé activement à l’organisation de 2 congrès internationaux et un colloque français. Outre les aspects
d’organisation matérielle, j’ai essentiellement contribué à la sélection des articles soumis, à l’organisation
thématique des sessions, à l’animation de session en tant que modérateur et, pour le colloque BVT, à la
présentation d’une conférence introductive sur l’état des recherches dans le domaine de l’effet des vibrations
sur l’Homme. Une partie importante de ma contribution a également porté sur la révision des papiers publiés
dans les actes.
• 9ème
congrès international sur les vibrations mains-bras. 5-8 Juin 2001, Palais des congrès, Nancy.
• 3ème
congrès international sur les risques liés à l’exposition aux vibrations transmises à l’ensemble du
corps humain. 7-9 Juin 2005, Palais des congrès, Nancy.
• Colloque Bruit et Vibrations au Travail. 2-4 mars 2011, maison de la chimie, Paris.
4.2 CONFERENCES INVITEES
J’ai été invité à plusieurs reprises à des conférences internationales pour présenter les recherches en cours au
laboratoire MSMP [PL_Conf_Inv1], [PL_Conf_Inv2] [PL_Conf_Inv3] ou pour dresser un état de la recherche
internationale dans le domaine des vibrations transmises à l’homme [PL_Conf_Inv4].
46
4.3 PARTICIPATION AUX COMITES DE LECTURE DE JOURNAUX SCIENTIFIQUES
Je suis régulièrement sollicité par les bureaux éditoriaux de revues scientifiques pour évaluer des projets de
publication qui leur sont soumis. J’ai participé à des comités de lecture de trois journaux en particulier :
• Journal of Sound and Vibration
• Vehicle System and Dynamics
• Ergonomics
J’ai également été sollicité pour évaluer des dossiers de demande de subvention de recherche. A titre d’exemple,
j’ai ainsi évalué des dossiers soumis par des pairs à l’ANR et au conseil régional de Franche-Comté.
J’ai participé à l’évaluation de travaux d’organismes de recherche. J’ai par exemple expertisé des études pour le
compte de l’IRSST (institut homologue de l’INRS au Québec) et de l’agence d’évaluation de la recherche italienne
ANVUR (Agenzia Nazionale di Valutazione del Sistema Universitario e della Ricerca).
47
4.4 PARTICIPATION A DES PROJETS EUROPENS
Le laboratoire MSMP a participé à 5 projets européens :
• Projet européen : Development of mobile machinery vibration emission tests using artificial test tracks.
Contrat n° MAT1-CT 940077. 1995-1997.
• Projet européen : Testing suspension seats for end-stop impacts. Acronyme : TESTOPS. EC Standards
Measurements and Testing Programme. Contrat n° SMT4 CT97 2161. Octobre 1997 à Septembre 2000.
• Projet européen: Grip force mapping for characterisation of hand-held vibrating tools. Acronyme :
VIBTOOL. contrat n° G6RD-CT-2002–00843, Janvier 2002 à novembre 2005.
• Projet européen. Evaluation and improvement of suspension seat vibration isolation performance.
Acronyme : VIBSEAT. contrat n° G3RD-CT-2002-00827 of the EU FP5 Growth programme. Septembre
2002 à Decembre 2005.
• Projet européen : Risks of occupational vibration exposures. Acronyme : VIBRISKS. EC FP5 projet n°
QLK4-2002-02650. Quality of Life and Management of Living Resources. Janvier 2003 à décembre 2006.
[PL_Conf_Int5]
Pour deux de ces contrats européens, j’ai conduit personnellement les études.
Par exemple, mes travaux sur la modélisation du comportement vibratoire des pneumatiques de chariot
élévateur ont pris leur origine dans le contrat n° MAT1-CT 940077 qui avait pour objectif la mise au point d’une
méthode d’essai vibratoire pour les machines mobiles : pour les besoins du projet, des recherches étaient
nécessaires pour analyser l’influence des pneumatiques dans la méthodologie d’essai proposée (cf. § 2.3.1).
De même, c’est en partie dans le cadre du contrat n° G3RD-CT-2002-00827 que j’ai travaillé au développement
d’un gant de mesure de pression de contact à l’interface homme-machine.
Pour les autres projets, les collègues chercheurs ou étudiants chercheurs de mon équipe ont eu en charge la
conduite des études programmées. Ma contribution portait alors sur le suivi scientifique et l’administration
financière du contrat.
48
4.5 COLLABORATIONS AVEC DES UNIVERSITES ET DES INSTITUTS HOMOLOGUES
Certains de mes travaux de recherche ont été réalisés dans le cadre de collaborations avec des universités ou des
instituts de recherche. Ces collaborations pouvaient être motivées par des complémentarités au niveau
scientifique et technique sur des sujets d’intérêt commun. Elles pouvaient aussi répondre à des demandes de
sous-traitance prenant fondement dans la politique d’externalisation de la recherche menée par des organismes
homologues.
Dans le premier cas, citons pour exemple les recherches conduites sur le contrôle actif. Le laboratoire MSMP ne
disposait pas en 2003 de compétences en automatique, ni en mécatronique. En revanche nous avions une
expérience reconnue en dynamique des véhicules et dans la méthodologie de conception de suspensions
passives.
J’ai alors lancé un appel à coopération auprès des laboratoires les plus réputés dans le domaine du contrôle actif
en Europe. Parmi les 7 propositions techniques et financières reçues en réponse, celle du laboratoire ASL (Active
Structure Laboratory) de l’Université Libre de Bruxelles a semblé la plus pertinente. Nous avons alors conduit
ensemble un projet co-financé de développement de suspension semi-active de cabine de chariot élévateur qui
s’est concrétisé par la réalisation d’un démonstrateur [PL_Rev_Int8].
Le second cas de figure s’est présenté lorsque la Caisse Centrale de la Mutualité Sociale Agricole a conduit une
campagne nationale de sensibilisation sur les risques professionnels dans le secteur du trot attelé. Dans ce cadre,
la CCMSA a confié à l’INRS la mission de sensibiliser les professionnels du secteur à l’entrée en application de la
directive vibrations [14]. Comme toute directive européenne, la directive vibrations a force de loi dans les états
membres. Elle impose aux employeurs d’évaluer l’exposition vibratoire de leurs salariés et fixe une côte d’alerte
de risque à 2,5 m/s2
pour 8h d’exposition. Une valeur limite est également fixée à 5 m/s2.
Nous avons mis en évidence l’insuffisance de l’isolation vibratoire des sulkys utilisés couramment pour les
entraînements de trot attelé. Nous avons ensuite démontré qu’il était possible de concevoir des suspensions
efficaces pour sulkies. La CCMSA a alors souhaité financer le développement d’un démonstrateur. C’est ainsi que
nous avons conçu et fabriqué un prototype de suspension de sulky que nous avons validé au centre
d’entraînement de Grosbois, en région parisienne [PL_Rev_Int6]. En parallèle, nous nous sommes efforcés de
transférer les principes de conception auprès d’un fabricant de sulky impliqué dans la campagne de
sensibilisation [21].
49
4.6 NORMALISATION INTERNATIONALE ET EUROPEENNE
Les contrats de recherche européens n° G3RD-CT-2002-00827 et n° MAT1-CT 940077 ont été réalisés dans un
contexte normatif. Les recherches conduites visaient à la définition de projets de norme, comme par exemple un
code d’essai normalisé pour la mesure de l’émission vibratoire des machines mobiles (en application de la
directive machine, cf. § 2.3.1) pour ce qui concernait le premier projet et une méthode de mesurage des forces
de couplage à l'interface homme-machine pour le second.
Les deux projets de norme ont été portés au niveau européen et font aujourd’hui partie de la collectiion CEN
[44], [17].
Comme évoqué précédemment (cf. § 2.3.3), j’ai également contribué par mes travaux de recherche, à faire
avancer le projet de normalisation de mannequin anthropodynamique pour essais vibratoires de sièges à
suspension, en participant au groupe de normalisation européenne CEN/TC 231/WG9.
J’ai enfin représenté l’INRS au niveau européen en tant que membre expert du groupe de travail CEN/TC
150/WG11 « stabilité des chariots industriels ». Cet engagement a permis de valoriser les travaux de mon équipe
sur la dynamique des véhicules en participant au développement d’un code d’essai dynamique de stabilité des
chariots élévateurs. Ce code d’essai entre à présent en vigueur en tant que norme européenne [13].
Le groupe TC150/WG11 a commencé à travailler sur les problèmes de renversement latéral en 2000.
Auparavant, la commission européenne avait mandaté le CEN (Comité Européen de Normalisation) pour
l’établissement de normes sur la sécurité des chariots industriels. Deux normes [84], [85] furent rédigées et
adoptées par le CEN en 1998, puis diffusées en 1999 pour publication au journal officiel de la communauté
européenne (OJEC). Ainsi, l’application de ces normes devait conférer aux fabricants de chariots la présomption
de conformité, relativement aux dispositions de la directive Machine [14]. Or, les états allemand, puis français et
italien votèrent une clause de sauvegarde contre la publication de ces deux documents, en invoquant des
manques quant à la prise en compte des risques de renversement latéral. Le CEN reçut alors un second mandat
de la commission européenne pour réviser les deux textes.
En 2003 j’ai rejoint le groupe TC150/WG11 qui était composé en majorité de fabricants européens de chariot
industriels. En tant que représentant d’un institut de santé et sécurité au travail, la principale difficulté fut de les
convaincre des compétences techniques du laboratoire MSMP. Pendant la période où nous acquérions de
l’expérience dans le domaine de la stabilité des véhicules, domaine d’étude nouveau pour mon équipe, les
débats s’orientaient vers les besoins en formation des caristes et l’amélioration de la conception des véhicules
n’était quasiment pas abordée. Les fabricants étaient très réticents à l’idée d’introduire des contraintes
techniques supplémentaires.
Il nous a fallu 3 ans pour atteindre un niveau de compétence reconnu, notamment au travers des travaux de
Jérôme Rebelle sur la modélisation du renversement dynamique des chariots et des travaux de David Feutry sur
la modélisation du comportement dynamique des conducteurs en situation de renversement latéral [86]. Ceci
m’incita alors en janvier 2006 à proposer au groupe TC150/WG11 d’agir sur la conception en élaborant un projet
de nouvelle norme d’essai dynamique de stabilité. La co-responsabilité de ce projet fut confiée à l’INRS et à
l’université Helmut Schmidt de Hambourg (équipe du prof. BRUNS). L’université de Hambourg conduisait les
50
recherches et développements des principaux constructeurs allemands et était financée au travers d’une
fondation réunissant ces fabricants (Still, Jungheinrich, Linde) et le Berufsgenossenschaft, organisme de gestion
de l’assurance accidents du travail.
Concrètement, des campagnes d’essais ont été conduites conjointement en France et en Allemagne pour mettre
au point une méthode expérimentale. A cette fin, des chariots sécurisés contre le risque de renversement avec
des béquilles latérales, ont été mis à notre disposition par nos partenaires fabricants.
Dans son principe, le code d’essai consiste à faire circuler le chariot à pleine vitesse à l’intérieur d’un parcours
délimité en forme de L. Le chariot doit exécuter le virage sans franchir les limites du parcours et sans
décollement des roues intérieures au virage. La largeur du couloir de sortie est une fonction de la vitesse
maximale du véhicule (cf. Figure 27).
La définition de cette fonction a constitué le cœur des discussions avec les fabricants. Il s’agissait de trouver un
compromis entre des objectifs d’amélioration de la sécurité et des contraintes d’ordre socio-économique. Les
campagnes d’essais, mais aussi les études paramétriques réalisées sur simulateur de conduite (cf. § 3.3) ont
contribué à apporter des éléments objectifs aux débats pour finalement aboutir à un document aujourd’hui
publié [13].
Figure 27 : essai dynamique de stabilité latérale de chariot industriel
51
5 DIRECTION ET ENCADREMENT DE TRAVAUX UNIVERISTAIRES
5.1 ACCUEIL D’ELEVES INGENIEURS EN STAGE DE FIN D’ETUDE
Depuis 1996, nous accueillons chaque année, au sein du laboratoire MSMP, un étudiant en stage de fin d’étude
d’école d’ingénieur ou de niveau équivalent en cursus universitaire. Les stages sont effectués sur une durée
minimale de 6 mois. Ils sont l’occasion de former les étudiants à la conduite d’un travail de recherche et à
l’utilisation des moyens logiciels et expérimentaux en ingénierie mécanique.
Deux étudiants en particulier ont réalisé des travaux qui ont fait l’objet de publications scientifiques :
• Anne BERTHELOT – stage de fin d’étude de l’ENSEM (Ecole Nationale Supérieure d'Electricité et de
Mécanique). Détermination expérimentale des caractéristiques dynamiques de matériaux
viscoélastiques. 1997. Anne Berthelot a contribué de manière significative à mes travaux de recherche
en viscoélasticimétrie. A ce titre, elle figure en tant que co-auteur d’une publication scientifique parue
dans la revue Noise Control Engineering Journal [PL_Rev_Int1].
• Vincent BOUFFIER – stage de DESS Mécanique, Université Claude Bernard Lyon 1. Modélisation et
simulation du membre supérieur. 2004. [87]
5.2 ENCRADEMENT DE DOCTORANTS
Depuis plus de 12 ans j’accueille régulièrement des doctorants au sein du laboratoire. Nous proposons à des
laboratoires universitaires des sujets de recherche en lien direct avec des problématiques de prévention des
accidents du travail et des maladies professionnelles. Pour chacun des étudiants accueillis dans notre équipe je
me suis engagé personnellement dans le suivi de leurs travaux de recherche. Pour les deux derniers étudiants,
j’ai assuré le rôle de co-directeur de thèse10
.
Cette expérience a débuté en 2002 lorsque David Feutry, ancien élève de l’ENSEM que j’avais accueilli en stage
de fin d’étude, a décidé de compléter sa formation d’ingénieur en préparant un doctorat à l’INRS (direction de
thèse : Fethi Ben Ouezdou, Laboratoire d'instrumentation et de relations individu-système L.I.R.I.S., université de
Versailles-Saint-Quentin-en-Yvelines). Son sujet de thèse portait sur le développement d’un modèle d’humain
virtuel pour simuler le comportement dynamique de conducteurs de chariots élévateurs en situation de
renversement latéral. Malheureusement, malgré des avancées obtenues au plan expérimental [86], notamment
pour la mise au point d’un banc de simulation d’essais de renversement avec sujets humain [88], David Feutry
n’a pas souhaité soutenir ses travaux et a préféré s’orienter vers l’industrie à la fin de sa troisième année de
thèse.
Par la suite, j’ai décidé de renouveler cette expérience d’encadrement de thèse car le sujet traité – en
l’occurrence la modélisation du comportement dynamique et de l’équilibre humain – se prêtait idéalement à une
10
selon les dispositions de l'arrêté du 7 août 2006 relatif à la formation doctorale
52
réflexion approfondie dans un contexte académique. Cette problématique suscitant également un intérêt de la
part de collègues chercheurs au CEA LIST (Laboratoire d'Intégration de Systèmes et des technologies), nous
avons décidé d’allier nos compétences et nos moyens pour financer les travaux d’étudiants chercheurs. C’est
ainsi que j’ai eu l’occasion de co-encadrer deux doctorants inscrits à l’université Pierre et Marie Curie Paris VI :
• Cyrille COLLETTE – doctorat de l’Université Pierre et Marie Curie, Paris VI, laboratoire ISIR (Institut des
Systèmes Intelligents et de Robotique). Spécialité Mécanique – Robotique. Commande dynamique
d’humains virtuels : équilibre robuste et gestion de tâches, soutenue en2009 [89], [PL_Conf_Int6],
[PL_Conf_Int7], [PL_Conf_Int8]. Direction de thèse : A. MICAELLI, CEA
• Darine MANSOUR – doctorante de l’ l’Université Pierre et Marie Curie, Paris VI, laboratoire ISIR.
Spécialité Mécanique – Robotique. Gestion de l'équilibre d'un mannequin virtuel dans un
environnement fortement perturbé, soutenue en avril 2012 [90], [PL_Conf_Int9], [PL_Conf_Int10],
[PL_Conf_Int11]. Direction de thèse : A. MICAELLI, CEA
Ces trois étudiants ont contribué par leurs travaux à faire évoluer significativement la modélisation de la gestion
de l’équilibre dynamique humain. L’aspect novateur réside dans une approche de modélisation en mécanique
directe avec prise en compte de contacts multiples et non-coplanaires.
A l’origine de ces travaux, leur champ applicatif était assez restreint car notre objectif était de modéliser le
comportement dynamique des conducteurs de chariots élévateurs en situation de renversement latéral. Les
développements théoriques ont nécessité de schématiser une situation d’accident de travail complexe pour
définir des cas de validation plus académiques, dans lesquels les perturbations extérieures sont contrôlables et
répétables. A l’inverse, les simulations réalisées laissent entrevoir des retombées dépassant le cadre initial de
l’étude. Aujourd’hui par exemple, ces travaux s’inscrivent pleinement dans la thématique de la prévention des
accidents de plain-pied.
53
Figure 28 : modèle d’humain virtuel autonome développé par C Collette réagissant à une perturbation extérieure (mouvement du
plancher)
Depuis janvier 2014, je co-dirige des travaux de thèse sur la modélisation des phénomènes de remodelage et de
croissance des tissus vasculaires sous excitations vibratoires. Yue Hua, doctorante inscrite à l’école doctorale
EMMA de l’université de Lorraine travaille au développement d’un modèle biomécanique de la paroi vasculaire
(cf. § 2.4.2).
54
6
CA
RT
OG
RA
PH
IE D
ES
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CH
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CH
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FE
CT
UE
ES
A L
’INR
S
1995
Métrologie des vibrations
Viscoé lé asticimétrie par propagation d' ondes
Modélisation biomécanique du contrôle de l'équilibre humain
Modé lisation biomécan ique du comportement des caristes en situation de
renversement
dynamique des compacte urs
Modé lisation biomécanique du contrôle de r équ ilibre humain
Dynamique des véhicules
Simulation de condu ite de chariot é lévateur
Arr image des charges t ransportées par la route
Métrologie des efforts de couplage main/ outil
Approfondissement des connaissances sur la transmission des vibrations
des pneumatiques de chariot élévateur
Caractérisation de la réponse dynamique des
membres inférieurs
Conception de systèmes de protection contre les vibrations
Suspension de cabine de char iot
é lévateur
Suspension se mi-active
lsafotio ~ de chariot élévateur 1) Vibratoire ct.
es cal)-' vu ete
Suspension de su lky
Suspension de Urs de~L0 . "' not " f inisseur e,evoteur
2000 2005 2010
Modé lisation du comportement vibratoire
des tissus vivants
2015
55
7 REFERENCES
7.1 THESE
[PL_Th1] LEMERLE P. - Optimisation des structures selon des critères imposés par la discrétion
acoustique des navires. Thèse Ecole Centrale de Lyon. 1994.
7.2 COLLOQUES INTERNATIONAUX AVEC ACTES ET COMITE DE LECTURE
[PL_Conf_Int1] LEMERLE P., GRANGIER H., JEZEQUEL L.- Optimization of structures to reduce the transmission
of vibrations : an approach based on Kühn-Tucker optimality conditions with constraints on modal effective
parameters. Florence Modal Analysis Conference , 1991, S.l., pp 1045-1051.
[PL_Conf_Int2] LEMERLE P., MISTROT P. - A New Tire Model to Predict Vibration Emission of Counterbalance
Trucks. Human Response to Vibration, 34th meeting of the UK Group, 1999, 415-430.
[PL_Conf_Int3] LEMERLE P., KLINGLER A., CRISTALLI A., GEUDER M. - Development and validation of an
accurate testing procedure to measure coupling forces and characterize the man/machine interaction. 11th
International Conference on Hand-Arm Vibration, 2004, 497-507.
[PL_Conf_Int4] LEMERLE P., FEUTRY D., CLAUDON L. - Design of a new instrumented glove for the
measurement of the contact pressure distribution at the hand/handle interface. 10th International Conference
on Hand-Arm Vibration, 2004, 175-178.
[PL_Conf_Int5] GRIFFIN M., LEWIS C., BOVENZI M., LEMERLE P., LUNDSTRöM R. - Risks of occupational
exposures to hand-transmitted vibration: VIBRISKS. 10th International Conference on Hand-Arm Vibration, 2004,
15-20.
[PL_Conf_Int6] COLLETTE C., MICAELLI A., ANDRIOT C., LEMERLE P.- Dynamic balance control of humanoids for
multiple grasps and non coplanar frictional contacts. Humanoid Robots, 2007 7th IEEE-RAS International
Conference on, 2007, pp 81-88.
[PL_Conf_Int7] COLLETTE C., MICAELLI A., ANDRIOT C., LEMERLE P.- Robust balance optimization control of
humanoid robots with multiple non coplanar grasps and frictional contacts. Robotics and Automation, 2008. ICRA
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[PL_Conf_Int8] COLLETTE C., MICAELLI A., LEMERLE P., ANDRIOT C. - Dynamic Balance Control Following
Disturbance of Virtual Humans. Advances in Visual Computing, 2007, 4841, 734-744.
[PL_Conf_Int9] MANSOUR D., MICAELLI A., ESCANDE A., LEMERLE P.- A new optimization based approach for
push recovery in case of multiple noncoplanar contacts. Humanoid Robots (Humanoids), 2011 11th IEEE-RAS
International Conference on, 2011, pp 331-338.
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[PL_Conf_Int10] MANSOUR D., MICAELLI A., LEMERLE P.- A computational approach for push recovery in case of
multiple noncoplanar contacts. Intelligent Robots and Systems (IROS), 2011 IEEE/RSJ International Conference
on, 2011, pp 3213-3220.
[PL_Conf_Int11] MANSOUR D., MICAELLI A., LEMERLE P.- Humanoid Push Recovery Control in Case of Multiple
Non-Coplanar Contacts. Intelligent Robots and Systems (IROS), 2013 IEEE/RSJ International Conference on, 2013.
7.3 REVUES INTERNATIONALES DE RANG A AVEC COMITE DE LECTURE
[PL_Rev_Int1] LEMERLE P., BERTHELOT A. - Study of phonography cartridges for determining the viscoelastic
properties of materials by a wave propagation method. Noise Control Engineering Journal, 2001, 49(5), 231-237.
[PL_Rev_Int2] LEMERLE P. - Measurement of the viscoelastic properties of damping materials: Adaptation of
the wave propagation method to test samples of short length. Journal of Sound and Vibration, 2002, 250(2), 181-
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[PL_Rev_Int3] LEMERLE P., HöPPNER O., REBELLE J. - Dynamic stability of forklift trucks in cornering situations:
parametrical analysis using a driving simulator. Vehicle System Dynamics, 2011, 49(10), 1673-1693.
[PL_Rev_Int4] LEMERLE P., MISTROT P. - A New Tire Model to Predict Vibration Emission of Counterbalance
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[PL_Rev_Int5] LEMERLE P., BOULANGER P., POIROT R. - A simplified method to design suspended cabs for
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training sulky. Journal of Sound and Vibration, 2006, 298(3), 638-650.
[PL_Rev_Int7] LEMERLE P., BOULANGER P. - Lower limb contribution to the dynamic response of the seated
man. Journal of Sound and Vibration, 2006, 294(4–5), 1004-1015.
[PL_Rev_Int8] DE MAN P., LEMERLE P., MISTROT P., VERSCHUEREN J.P., PREUMONT A. - An investigation of a
semiactive suspension for a fork lift truck. Vehicle System Dynamics, 2005, 43(2), 107-119.
[PL_Rev_Int9] LEMERLE P., KLINGLER A., CRISTALLI A., GEUDER M. - Application of pressure mapping
techniques to measure push and gripping forces with precision. Ergonomics, 2008, 51(2), 168-191.
7.4 REVUE NATIONALES SPECIALISEES
[PL_Rev_Nat1] BOUFFIER V., LEMERLE P. - Stabilité des petits compacteurs à cylindres à conducteurs portés.
Hygiène et Sécurité au Travail, 4ème trimestre 2005, ND 2240, .
[PL_Rev_Nat2] LEMERLE P., MISTROT P. - Parametrical study of the tire properties to optimise the vibratory
behaviour of a forklift truck, Rapport NS 207.
[PL_Rev_Nat3] LEMERLE P. - Mesures comparatives du comportement viratoire de pneus de chariot élévateur.
campagne d'essais du 04/03/98, Rapport C - 514/PLe, juillet 1998.
57
[PL_Rev_Nat4] LEMERLE P., KLINGLER A., TROMPETTE N., CRISTALLI A., GEUDER M. - Interactions entre forces
de couplage et vibrations émises par une meuleuse pneumatique. Hygiène et Sécurité au Travail, 1er trimestre
2008, ND 2285, .
7.5 BREVETS ET DROITS D’AUTEUR
[PL_Brev1] LEMERLE P., POIROT R. - Système et procédé de simulation de conduite de chariot automoteur.
FR 2950186 . 2011.
[PL_Brev2] LEMERLE P. - SIMCHAR (simulateur de conduite de chariot).
IDDN.FR.001.160009.000.S.P.2012.000.31235. 2012.
7.6 CONFERENCES INVITEES
[PL_Conf_Inv1] LEMERLE P., DE MAN P., MISTROT P., VERSCHUEREN J.P., PREUMONT A. - Conception d'une
suspension semi-active de chariot élévateur. Forum thématique de l'Ecole Centrale de Lyon - "La révolution
mécatronique : performances, fiabilité, perspectives" , 2004.
[PL_Conf_Inv2] LEMERLE P. - Simulation of the dynamic behavior of forklift truck drivers when overturning.
VIRTSAFE Workshop. Application of virtual reality technology for safety purposes, 2005.
[PL_Conf_Inv3] LEMERLE P., PAROIS M. - Spécifications pour l’arrimage des paniers de bouteilles de gaz
industriels. Conférence EIGA, 2009.
[PL_Conf_Inv4] LEMERLE P. - Recherche sur les vibrations main-bras à l’INRS. Séminaire Vibrations Main-Bras,
2005.
7.7 BIBLIOGRAPHIE
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RESUME :
La prévention des risques professionnels requiert des études et recherches de diverses natures, fondamentales
pour l’acquisition de connaissances sur l’effet des nuisances physiques sur l’homme ou appliquées pour le
développement de systèmes de protection contre ces mêmes nuisances. Ces deux composantes de la recherche
s’alimentent et s’enrichissent mutuellement. Je démontre comment mes travaux d’ingénieur de l’INRS, spécialisé
dans l’étude des vibrations et de l’équilibre, s’inscrivent dans cette démarche duale de contribution à
l’accroissement de connaissances, par les moyens de la modélisation et de la métrologie et dans le
développement technologique de dispositifs de protection, de formation et de normalisation.
ABSTRACT:
The prevention of occupational risks requires research and studies of various types, basic with respect to the
acquisition of knowledge regarding the health effect of physical nuisance or applied in case of designing
protection devices. Both these aspects of research are complementary and feed on each other. My intention is to
show how my work of engineer at INRS, specializing in Vibration and Balance, may follow this dual approach of
increasing knowledge through modeling and metrology and designing innovative systems of protection, training
and standardization.
Mots clés : vibrations, suspension, simulation de conduite, équilibre humain, contrôle actif, préhension,
pneumatiques, viscoélasticimétrie
Keywords : vibration, suspension, driving simulation, human balance, active control, grip, tyre, viscoelasticimetry
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