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MODULE DES SCIENCES APPLIQUÉES

TRANSPORTEUR MULTIFONCTIONNEL

PROJET APPLIQUÉ DE FIN D’ÉTUDES EN INGÉNIERIE DANS LE CADRE DU

PROGRAMME DE BACCALAURÉAT EN GÉNIE MÉCANIQUE

Présenté par : Michaël Ferron

Steve Therriault Gingras

Superviseur : Mario Ross, ing. M.Sc, Chargé de cours en Sciences appliquées

Représentant industriel : Henri-Paul Therriault, prop., Camping Récréotouristique des Monts

30 AVRIL 2010

PAFE- Transporteur multifonctionnel

Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 ii

Remerciements

Les auteurs adressent leurs remerciements les plus sincères au propriétaire du Camping

Récréotouristique des Monts, M. Henri-Paul Therriault, qui a su apporter collaboration et

soutien tout au long du projet. Son temps précieux et ses conseils ont permis aux membres de

l’équipe d’acquérir de l’expérience qui sera d’une grande utilité dans leur carrière future.

De plus, les étudiants tiennent à remercier M. Mario Ross, ing M. Sc, superviseur de projet,

pour le travail et les efforts apportés afin de soutenir l’équipe tout au long du projet. Il a su

partager de son expérience et de son savoir-faire afin de guider les jeunes équipiers dans leur

mandat. Merci aussi à M. Walid Ghie Ph. D. ing. jr et M. Yves Ruel ing. pour ses conseils qui

ont été d’une grande utilités et aussi grandement appréciés.

Aussi, une autre personne a été d’une grande importance durant la réalisation du projet.

L’équipe tient à remercier Aimé Émard, lui aussi étudiant, pour son soutien et son aide sur le

logiciel SolidWorks.


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 iii

Résumé

Le but de ce projet est de concevoir un transporteur multifonctionnel qui pourrait être utilisable

dans les domaines, minier, forestier, agricole, commercial ou industriel. Cette machine sera

dotée d’un système de propulsion hydrostatique composée de deux (2) transmissions

hydrostatiques qui alimentent quatre (4) moteurs aux roues et d’un différentiel bloquant à

l’avant L’ensemble de ces éléments permet d’avoir une transmission autobloquante. Les

pompes hydrostatiques ainsi que la pompe accessoire, qui permettra l’utilisation d’appareils

annexés au transporteur, seront mues par un moteur diesel ce qui apporte un avantage au point

de vue économique et écologique. Le transporteur sera muni d’une conduite articulée afin de lui

permettre d’obtenir une grande maniabilité et un rayon de braquage faible. Les aspects

importants à tenir compte lors de la conception sont : la puissance, la robustesse, la polyvalence

et la sécurité.

Tout au long de ce projet, l’équipe a dû faire différents choix de sélection pour les composantes

hydrauliques telles que : les pompes hydrostatiques, les moteurs, les cylindres pour la direction,

le radiateur pour conserver l’huile à une température acceptable. L’équipe de travail a aussi dû

faire preuve de bon jugement pour le design de différentes parties du transporteur comme le

réservoir, le joint pivotant et la structure en général. Une fois le concept bien établi, une étude

de coût a été réalisée en vue d’une future commercialisation.

Il reste à voir si ce transporteur multifonctionnel sera plaire à ses utilisateurs et s’il sera capable

de conquérir sa part du marché dans les années à venir.


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 iv

Abstract

This project consists in conceiving a multifunctional forwarder who could be useful in domains

like mining, forestry, agricultural, commercial or industrial. This machine will be equiped with

a hydrostatic system composed of two (2) hydrostatic transmissions powering four (4) motors

wheels and a front differential locking which allows to have a locking transmission. The

hydrostatic pumps as well as the secondary pump will allow the use of apparatuses annexed to

the forwarder which will be motered by a diesel engine. This fact brings advantages from an

economic and environmental point of view. The forwarder will be provided with an articulated

joint which allows having a large workability and a low turning circle. The important aspects to

take into account during comprehension are power, robustness, versatility and security.

Throughout this plan, the students had to make different choices of while selecting hydraulic

components such as: the hydrostatic pumps, motors, direction cylinders, radiator to maintain oil

within allowable temperature. The working team had to shown good judgement for the design

of different parts of the forwarder such part as the tank, the swivel joint and the structure. Once

the concept definitely establishes, a study of expense was accomplished with the aim of future

marketing

It remains to see if this multifunctional forwarder will be liked by it’s users and if it will be able

to win it’s part of the market in years to come.


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 v

TABLE DES MATIÈRES

Introduction : ................................................................................................................................ 1

Chapitre 1 Présentation du projet ................................................................................................. 2

1.1 Présentation de l’entreprise .............................................................................................................2

1.2 Problématique ...................................................................................................................................3

1.3 Le mandat ..........................................................................................................................................3

1.4 Contraintes et restrictions ................................................................................................................4

Chapitre 2 : Mise en œuvre du mandat ......................................................................................... 5

2.1 Recherche des solutions....................................................................................................................5

2.2 Étude des solutions ...........................................................................................................................5

2.3 Choix de la solution ...........................................................................................................................8

2.3.1 Évaluations des solutions ...........................................................................................................8

2.3.2 Prise de décision .........................................................................................................................9

Chapitre 3 : Raffinement et calculs pour la solution retenue ...................................................... 10

3.1 Explication et validation de l’unité hydraulique ............................................................................ 10

3.1.1 Moteur diesel .......................................................................................................................... 13

3.1.2 Système de propulsion ............................................................................................................ 15

3.1.3 Système de direction ............................................................................................................... 25

3.1.4 Réservoir hydraulique ............................................................................................................. 26

3.1.5 Filtration du système hydraulique .......................................................................................... 30

3.1.6 Système de freinage ................................................................................................................ 31

3.1.7 Système de refroidissement ................................................................................................... 34

3.2 Résistance des matériaux ............................................................................................................... 37

3.2.1 Résistance du châssis .............................................................................................................. 37

3.2.2 Système d’entretien de l’unité de puissance .......................................................................... 42

3.2.3 Joint pivotant .......................................................................................................................... 44

3.2.4 Fiche technique du transporteur multifonctionnel ................................................................ 51

Chapitre 4 : Étude des coûts ....................................................................................................... 52

4.1 Étude de cas ................................................................................................................................... 52

4.2 Étude des coûts pour une unité du véhicule .................................................................................. 54

4.3 Rentabilité du projet ...................................................................................................................... 55

Chapitre 5 : Santé et sécurité ...................................................................................................... 56


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 vi

5.1 Santé et sécurité pendant la conception ....................................................................................... 56

5.2 Santé et sécurité pendant l’utilisation ........................................................................................... 58

Chapitre 6 : Conclusion .............................................................................................................. 59

6.1 Conclusion ...................................................................................................................................... 59

6.2 Notions acquises ............................................................................................................................ 59

6.3 Recommandations ......................................................................................................................... 60

Bibliographie .............................................................................................................................. 61

ANNEXES .................................................................................................................................. 63

Annexe A : Description des extrants et cadre logique ......................................................................... 64

Annexe B : Liste des tâches effectuées ................................................................................................ 69

Annexe C : Tableau des critères avec barème d’évaluation ................................................................. 71

Annexe D : Graphique du débit en fonction de la puissance du moteur diesel .................................... 73

Annexe E : Graphique de la pression en fonction de la puissance du moteur diesel ........................... 75

Annexe F : Fiche technique du moteur diesel ...................................................................................... 77

Annexe G : Tableau d’estimation de la masse du transporteur multifonctionnel ................................ 79

Annexe H : Script Matlab pour le calcul de la transmission hydrostatique ......................................... 81

Annexe I : Fiche technique des moteurs hydraulique .......................................................................... 89

Annexe J : Fiche technique des pompes hydrostatiques ...................................................................... 95

Annexe K : Calcul du système de direction ......................................................................................... 98

Annexe L : Unité de direction LAGC ................................................................................................ 105

Annexe M : Pompe de direction ......................................................................................................... 113

Annexe N : Colonne de direction ....................................................................................................... 122

Annexe O : Filtre à pression ............................................................................................................... 127

Annexe P : Filtre de retour ................................................................................................................. 133

Annexe Q : Document de Thermal Transfer ...................................................................................... 140

Annexe R : Schéma hydraulique simplifié ......................................................................................... 145

Annexe S : Calcul RDM du système d’entretien de l’unité de puissance .......................................... 147

Annexe T : Roulement de type rotule ................................................................................................ 152

Annexe U : Roulement d’orientation ................................................................................................. 154

Annexe V : Calcul de la VAN en contexte fiscal ............................................................................... 156

Annexe W : Calcul des revenus pour chaque année de commercialisation ....................................... 163

Annexe X : Déduction de l’amortissement si la classe demeure ouverte ........................................... 165

Annexe Y : Déduction de l’amortissement si la classe ferme ............................................................ 167


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras Hiver 2010 vii

LISTE DES TABLEAUX

Tableau 2.1: Idées pour chacun des concepts ............................................................................... 5

Tableau 2.2: Avantages et inconvénients pour chacune des idées de concept ............................. 6

Tableau 2.3: Matrice de décision .................................................................................................. 8

Tableau 3.1: Limites théoriques de l'unité de puissance ............................................................. 14

Tableau 3.2: Limites théoriques des comportements possibles du transporteur avec les 2

pompes de 28 cm3/rév ................................................................................................................. 23

Tableau 3.3: Charges limites du roulement d’orientation sélectionné ....................................... 49

Tableau 3.4: Fiche technique du transporteur multifonctionnel ................................................. 51

Tableau 4.1: Évaluation des coûts pour un transporteur multifonctionnel ................................. 54

LISTE DES FIGURES

Figure 1.1: Camping Récréotouristique des Monts ...................................................................... 2

Figure 1.2: Moteur diesel fourni ................................................................................................... 4

Figure 2.1 : Dessin de la solution retenue ..................................................................................... 9

Figure 3.1: Graphiques comparant les performances d'une transmission mécanique à celle

hydrostatique [2] ......................................................................................................................... 11

Figure 3.2: Unité de puissance hydraulique avec les composantes sélectionnées ...................... 12

Figure 3.3 : Rayon de braquage théorique du transporteur multifonctionnel ............................. 25

Figure 3.4: Le réservoir hydraulique et ses composantes ........................................................... 29

Figure 3.5: Radiateur sélectionné ............................................................................................... 36

Figure 3.6: Schéma de chargement d'une poutre du châssis ....................................................... 38

Figure 3.7: Type de profilé choisi pour le châssis ...................................................................... 40

Figure 3.8: Résultats de l'analyse par éléments finis de la poutre (déformations) ..................... 40

Figure 3.9: Résultats de l'analyse par éléments finis de la poutre (contraintes) ......................... 41

Figure 3.10: Système d'entretien de l'unité de puissance ............................................................ 42

Figure 3.11: Schéma des forces appliquées sur le système d'entretien ....................................... 43

Figure 3.12: Type de profilé choisi pour le système d'entretien ................................................. 44

Figure 3.13: Joint articulé en vue assemblée et éclatée .............................................................. 45

Figure 3.14: Roulement de type rotule ....................................................................................... 45

Figure 3.15: Roulement d'orientation ......................................................................................... 46

Figure 3.16: Schéma démontrant la force appliquée pour valider les roulements ...................... 46

Figure 3.17: Schéma démontrant les forces appliquées et les réactions sur les 2 roulements .... 47

Figure 3.18: Schéma démontrant les forces radiales appliquées sur les roulements .................. 49

Figure 3.19: Positionnement du joint .......................................................................................... 50

Figure 3.20: Vue globale du transporteur multifonctionnel ....................................................... 51


Michaël Ferron Steve Therriault Gingras HIVER 2010 1

Introduction :

Étant un promoteur et propriétaire de terrain de camping en Gaspésie, M. Henri-Paul Therriault

a eu l’idée d’un projet de transporteur multifonctionnel lorsqu’il a évalué tout l’équipement

nécessaire à l’entretien de son camping. En fait, l’entretien de son terrain nécessite une grande

variété d’équipements soit : un camion à benne, des tondeuses de grande capacité, un

mélangeur à béton, un camion plate-forme et plus encore.

M. Therriault aimerait avoir un transporteur capable de répondre à ses nombreux besoins en

adaptant divers équipements sur la machine qui est à concevoir. Par ailleurs, puisque son

camping est situé sur un terrain montagneux, les machines doivent posséder une bonne capacité

hors-route et doivent assurer aux passagers une bonne sécurité.

Comme autre motivation à ce projet, certains de ses amis, qui œuvrent dans des domaines aussi

variés que l’agriculture, les mines, la construction, l’industrie et l’exploitation forestière, se sont

montrés intéressés par un véhicule multifonctionnel de ce type. De plus, certains de ses amis lui

ont fait part de besoins spécifiques et d’idées afin de bien orienter la conception du

transporteur. C’est pour ces raisons que le projet est conceptualisé en fonction d’une future

commercialisation.

Ce projet couvre une grande variété de matières déjà apprises dans le cadre du baccalauréat en

génie mécanique à l’UQAT. Sa réalisation a permis aux étudiants de consolider et peaufiner de

nombreux acquis en hydraulique, en résistance des matériaux, en transfert de chaleur, en

analyse économique et en mécanique générale.

La suite du rapport permet de voir et comprendre le cheminement et les étapes de conception

d’un transporteur multifonctionnel.



Chapitre 1 Présentation du projet

1.1 Présentation de l’entreprise

Connu sous le nom de Camping Perrey et moteur économique de la région gaspésienne dans les

années 1950 à 1990, le Centre Récréotouristique de Ste-Anne-des-Monts a été acheté en

septembre 2004 par une société appartenant à Henri-Paul Therriault. Le terrain de camping

porte maintenant le nom de Camping Récréotouristique des Monts (CRM) depuis 2009.

M. Therriault est un homme d’affaires aguerri, établi à Val d’Or depuis 1981. En 1992, il fonda

HP Hydraulique Inc., une importante entreprise de production de tout type de machinerie

hydraulique. Il possède une vaste expérience dans le domaine agricole, minier, forestier et

industriel.

L’objectif du promoteur est d’établir et d’opérer un terrain de camping haut de gamme qui sera

la fierté de la MRC (municipalité régionale de comté) de la Haute Gaspésie, comme à l’époque

de M. Antyme Perrey où l’établissement était un point de rassemblement et d’activités estivales

attirant une clientèle provenant de partout au Québec et d’ailleurs.

Par ailleurs, le CRM possède un atelier d’entretien mécanique et de fabrication ainsi qu’un

atelier de menuiserie qui sont situés à côté du camping.

Figure 1.1: Camping Récréotouristique des Monts



1.2 Problématique

L’entretien d’un terrain de camping nécessite plusieurs types de machinerie (un camion à

benne, des tondeuses de grande capacité, un mélangeur à béton, un camion plate-forme et plus

encore). Cela engendre des investissements importants et ces machines utilisées requièrent

aussi beaucoup d’entretien. De plus, ces machineries ne sont pas dotées de système hydraulique

assez puissant pour travailler en milieu accidenté et ne sont pas assez polyvalentes pour

effectuer les tâches1 que requiert un camping.

Par ailleurs, le propriétaire a remarqué, en discutant avec des personnes œuvrant dans différents

domaines, qu’il y a de la place sur le marché pour un transporteur capable d’effectuer

différentes tâches. Par exemple, un contremaître minier lui a fait remarquer que certains

véhicules ne sont pas capables de se déplacer dans les endroits restreints des galeries d’une

mine en raison de leur faible maniabilité. Le système de direction ainsi que la suspension de ce

genre de véhicule ne sont pas conçus pour travailler dans des endroits étroits, sinueux et

accidentés. Ce sont ces besoins qui ont mené le client à penser à un concept de transporteur

multifonctionnel capable d’affronter ces types de terrains.

1.3 Le mandat

Le mandat est de concevoir un nouveau transporteur multifonctionnel pouvant s’adapter aux

domaines de l’agriculture, des mines, de la construction, de l’industrie et de la foresterie. La

diversité des accessoires ainsi qu’un système hydraulique puissant seront des critères de

conceptions importants. L’étude doit s’assurer que le véhicule possède les dimensions et la

maniabilité ciblées par le client.

1 Exemple de tâches : tondre le gazon, transporter des matériaux et du personnel, déneiger les chemins, etc.



Après avoir établi les critères de conception et réalisé la recherche de solutions possibles, il

faudra faire la conception et la modélisation de la solution retenue tout en validant celle-ci par

des calculs. Il faudra ensuite estimer les coûts de conception et de fabrication dans le but d’une

future commercialisation. Une analyse économique devra aussi être accomplie afin d’évaluer la

rentabilité d’un tel projet. La liste des tâches plus détaillées se retrouve en annexe B.

1.4 Contraintes et restrictions

Tout au long du projet, l’équipe devra prendre en considération les différentes données de bases

qui apporteront des contraintes et restrictions lors de la conception du transporteur

multifonctionnel. Tout d’abord, le client veut utiliser, pour l’unité de puissance du prototype, un

moteur diesel de 43 hp2 (figure 1.2) qui le possède déjà. Au niveau du dimensionnement, le

transporteur doit être conçu pour accueillir deux (2) passagers incluant le conducteur et doit

aussi être transportable à l’aide d’une remorque de type «fifthwheel». Le client désire une

machine robuste, efficace, puissante et surtout polyvalente. Le système de propulsion doit

fournir assez de couple à la machine pour gravir des pentes allant jusqu’à 40 %. Aussi, le coût

pour la fabrication du prototype ne devrait pas dépasser les 60 000$. Étant donné que la

conception de ce transporteur multifonctionnel se déroule dans le cadre d’un projet

universitaire, les étudiants auront une contrainte importante au niveau temporel, ils devront

livrer le travail pour le 12 avril. Pour de plus amples informations, veuillez vous référez à

l’annexe A.

Figure 1.2: Moteur diesel fourni 2 hp représente une unité de mesure impériale pour la puissance soit le «horse power».



Chapitre 2 : Mise en œuvre du mandat

2.1 Recherche des solutions

Tout d’abord, l’équipe s’est penchée sur la recherche d’idées pour trois (3) concepts du

transporteur multifonctionnel soit : le système de propulsion et freinage, la direction et la

suspension. Ces idées de concepts sont utilisées pour faire ressortir quelques solutions possibles

et envisageables du point de vue réalisation de la demande du client. Le tableau ci-dessous

(tableau 2.1) présente les idées ressorties pour chacun des concepts.

Tableau 2.1: Idées pour chacun des concepts

Concepts

Système de

propulsion et

freinage

Direction Suspension

Idée #1 2 moteurs hydrauliques

avec 2 différentiels

Conduite avec les

roues avant

Suspension à

amortisseur standard

Idée #2 1 moteur hydraulique

avec 1 boîte de transfert

et 2 différentiels

Conduite avec les

roues arrière Suspension à bascule


aux roues Conduite articulée

Suspension à siège

pneumatique


aux roues avec 1

différentiel à barrure

Conduite par

dérapage (Skid Steer) Aucune suspension

2.2 Étude des solutions

Afin d’orienter le choix vers la solution à retenir, l’équipe fait ressortir les avantages et les

inconvénients des idées pour chacun des concepts (tableau 2.2). Cela permet de faire des

agencements logiques pour créer des solutions qui sont évaluées dans la matrice de décision

(voir section 2.3.1).



Tableau 2.2: Avantages et inconvénients pour chacune des idées de concept

Concepts Idées Avantages Inconvénients P

rop

uls

ion

et

frei

na

ge

2 moteurs

hydrauliques avec 2

différentiels

• Permet d’avoir 4 roues bloquées;

• Utilise seulement 2 moteurs

hydrauliques.

• Garde au sol plus basse dû au différentiel;

• Doit assurer la synchronisation des moteurs

(vitesse et direction);

• Entretien des différentiels.

1 moteur

hydraulique avec 1

boîte de transfert et

différentiel

• Concept moins coûteux;

• Système hydraulique simplifié.

• Demande un rajout de frein mécanique;

• Beaucoup de pièces mécaniques;

Nécessite beaucoup d’entretien (changement

d’huile).

4 moteurs

hydrauliques aux

roues

• Garde au sol élevé;

• Utilisation de moteur hydraulique

identique (réduction des pièces en

inventaire).

• Connexions hydrauliques nombreuses;

• Coût des moteurs hydrauliques élevé;

• Doit assurer la synchronisation des moteurs;

• Ne permet pas un rouage intégral

autobloquant efficace.

4 moteurs

hydrauliques avec 1

différentiel

• Permet un rouage intégral autobloquant

efficace;

• Utilisation de moteur hydraulique

identique (réduction des pièces en

inventaire);

• Peu fournir un couple élevé à chaque

roue.

• Garde au sol limité;

• Connexions hydrauliques nombreuses;

• Doit assurer la synchronisation des moteurs

(vitesse et direction);

• Coût des moteurs hydrauliques élevé.

Dir

ecti

on

Conduite avec les

roues avant • Meilleure stabilité à vitesse plus élevée.

• Pièce mécanique sujette au bris;

• Nécessite la conception d’un système de joint

(cardan ou hydraulique);

• Rayon de braquage important.

Conduite avec les

roues arrière • Rayon de braquage petit.

• Faible stabilité;

• Nécessite la conception d’un système de joint

(cardan ou hydraulique);

• Pièce mécanique sujette au bris.

Conduite articulée

• Rayon de braquage petit;

• Les roulières avant et arrière se

superposent;

• Permet une plus grande force de

direction;

• Comportement accru en terrain

accidenté;

• Faible dommage au sol.

• Moins bonne stabilité à haute vitesse;

• Nécessite a conception d’un joint articulé.

Conduite par

dérapage (Skid

Steer)

• Rayon de braquage presque nul (tourne

sur lui même).

• Limité sur l’empattement de la machine;

• Ravage le sol lors des virages.

Su

spen

sio

n

Suspension à

amortisseur

standard

• Système de suspension efficace.

• Beaucoup de pièce à risque de bris;

• Élément limiteur de charge utile (charge utile

faible);

• Complexité de la conception;

• Coût élevé.

Suspension à

bascule

• Permet une bonne adhérence au sol en

milieu accidenté;

• Augmente la stabilité du véhicule.

• Demande un plus grand nombre de roues (8

roues);

• Demande un plus grand nombre de pièces

mécaniques.

Suspension à siège

pneumatique

• Système de suspension simple et

efficace;

• Assure un bon confort des passagers.

• La structure de la machine subie des chocs dût

aux imperfections du terrain.

Aucune suspension

• Ne demande aucune pièce mécanique

donc aucun coût supplémentaire.

• Aucun confort pour l’utilisateur et ses

passagers;

• La structure de la machine subie des chocs dus

aux imperfections du terrain.



Suite aux comparaisons, plusieurs solutions sont proposées :

Solution #1 :

Système de propulsion avec deux (2) moteurs hydrauliques et deux (2) différentiels avec une

conduite aux roues avant et une suspension à amortisseur standard.

Solution #2 :

Système de propulsion avec deux (2) moteurs hydrauliques et deux (2) différentiels avec une

conduite articulée et une suspension à bascule.

Solution #3 :

Système de propulsion avec un (1) moteur hydraulique, une (1) boîte de transfert et deux (2)

différentiels avec une conduite aux roues avant et une suspension à amortisseur standard.

Solution #4 :

Système de propulsion avec quatre (4) moteurs hydrauliques aux roues avec une conduite

articulée et une suspension à siège pneumatique.

Solution #5 :

Système de propulsion avec quatre (4) moteurs hydrauliques aux roues avec une conduite par

dérapage (Skid Steer) et aucune suspension.

Solution #6 :

Système de propulsion avec quatre (4) moteurs hydrauliques aux roues avec un (1) différentiel

avec une conduite articulée et une suspension à siège pneumatique.

L’étude des solutions a permit d’évaluer les avantages et les inconvénients de chaque élément

de solutions. Après cette démarche, six (6) solutions potentielles ont été formées. À la suite de

cette section, les étudiants seront en mesure de faire le choix de la solution qui sera retenue et

raffinée.



2.3 Choix de la solution

2.3.1 Évaluations des solutions

C’est suite à une discussion avec Monsieur Therriault qu’il a été possible d’établir les objectifs

exacts du projet. Cela a permis d’établir des critères d’évaluation avec un système de pointage

qui permet de départager les solutions d’une façon objective. Cette méthode divise la décision

principale en plusieurs décisions secondaires, ce qui diminue le risque de choisir une mauvaise

solution. Voici sous forme de tableau (tableau 2.3) les critères qui ont menés les concepteurs

vers le choix de la solution du transporteur multifonctionnel.

Tableau 2.3: Matrice de décision

Critères Solutions Descriptions Pondérations #1 #2 #3 #4 #5 #6

1. Polyvalence

(agriculture,

forêt, mine,

aménagement,

construction, etc )

20% 75 100 75 75 75 100

2. Maniabilité 20% - - - - - - 2.1 Rayon de

braquage 10% 0 50 0 50 100 50

2.2 Capacité de

traction 10% 100 100 100 50 100 100

3. Capacité de

chargement 15% 25 100 25 100 75 100

4. Poids de la

machine 10% 25 25 25 100 100 75

5. Capacité à

s’adapter aux

accessoires

existants

15% 50 100 50 100 50 100

6. Entretien et

réparation 5% 25 75 25 100 100 100

7. Temps de

fabrication 5% 25 25 25 50 100 100

Sécurité 10% 100 100 100 100 50 100

TOTAL 100% 51.25 82.5 51.25 82.5 78.75 92.5



L’attribution des points à chaque critère s’est fait de la façon suivante : un nombre de points

variant entre 5 et 20 a été alloué en fonction de l’importance accordée par le client. Pour un

critère particulier, la solution qui répond mieux aux besoins du client se voit attribuer le

pointage maximal. Ensuite, moins le critère est respecté, moins le pointage est élevé jusqu’à ce

que toutes les solutions aient été évaluées. C’est à l’aide du tableau qui décrit quantitativement

l’attente du client pour chacun des critères situés en annexe (annexe C), que l’équipe fera le

choix de la solution qui sera retenue et élaborée plus en détail.

2.3.2 Prise de décision

Selon la matrice de décision (tableau 2.3), la solution #6 est celle qui a obtenue le pourcentage

le plus élevé par rapport aux autres solutions (92,5 %). À noter que, cette solution est constituée

d’un système de propulsion avec quatre (4) moteurs hydrauliques aux roues avec un (1)

différentiel bloquant à l’avant. Elle inclut aussi une conduite articulée et une suspension à siège

pneumatique.

Figure 2.1 : Dessin de la solution retenue

Le prochain chapitre expliquera en profondeur chacune des parties du transporteur

multifonctionnel qui ont été étudiées.



Chapitre 3 : Raffinement et calculs pour la solution retenue

À travers ce chapitre, il sera question des concepts du transporteur multifonctionnel à l’étude. Il

s’agira de l’unité hydraulique, et plus en détail, le moteur diesel, le système de propulsion, le

système de direction, le réservoir hydraulique, la filtration, le freinage et le système de

refroidissement. Ensuite, la section de résistance des matériaux (section 3.2) sera abordée pour

sélectionner les bons types de profilé pour la conception du châssis et des composantes du

transporteur.

3.1 Explication et validation de l’unité hydraulique

Une grande partie du mandat a été d’étudier le système hydraulique puisqu’il représente une

raison pourquoi le client veut produire ce type de machine. En fait, le client veut un

transporteur plus puissant et plus polyvalent que ceux déjà existant sur le marché.

Avant de faire les calculs et sélectionner les composantes hydrauliques, il est important de bien

comprendre les demandes du client. Tout d’abord, le client veut que la machine ait une

propulsion à deux (2) roues ou à quatre (4) roues motrices, selon les conditions d’utilisation. Il

désire aussi l’emploi de deux (2) pompes hydrostatiques pour la propulsion afin de permettre la

conception d’un nouveau type de transmission intégrale. Ensuite, il veut, lors de promenade,

que tout le débit des deux (2) pompes soit dirigé aux deux (2) moteurs arrière pour atteindre une

vitesse maximale d’environ 40 km/h. Lorsque le transporteur circule en milieu accidenté ou en

pente abrupte, le débit des deux (2) pompes est divisé entre les quatre (4) moteurs (rouage

intégral).



Le choix d’un système hydraulique plutôt qu’un système de transmission mécanique

traditionnel (arbre, chaîne, courroie, etc.) permet d’obtenir de nombreux avantages comme :

• Un rapport puissance-poids avantageux;

• Une puissance facile à produire (moteur à combustible relié à une pompe), à transmettre

(boyaux flexibles) et à contrôler (distributeurs);

• Un système sécuritaire, fiable, facile d’entretien et compact;

• Un système qui permet de faire facilement des mouvements divers (linéaires, angulaires,

et rotations)

• Un système plus versatile

En comparant les performances d’une transmission mécanique à engrenages avec celle d’une

transmission hydrostatique, il est possible de connaitre une des raisons du choix des

transmissions hydrostatiques. Voici les courbes de variation de la force en fonction de la vitesse

pour les deux types de transmission (figure 3.1) :

Figure 3.1: Graphiques comparant les performances d'une transmission mécanique à celle hydrostatique [2]

Pour la transmission mécanique, la courbe de variation de la force en fonction de la vitesse ne

se rapproche de la courbe idéale (hyperbole d’isopuissance) qu’en des points situés aux quatre

(4) crêtes, alors que pour la transmission hydrostatique, elle correspond à l’hyperbole



d’isopuissance. Dans les deux cas, les écarts de puissance (zone hachurée) sont attribuables au

rendement résultant de la combinaison du moteur diesel et de la transmission.

Le système hydraulique (Figure 3.2) fait appel à un moteur diesel de 43 hp sur lequel est fixé

deux (2) transmissions hydrostatiques, une (1) pompe à débit variable et une (1) pompe à

engrenage. Tous ces éléments ont été préalablement sélectionnés par le représentant industriel.

La tâche des étudiants a donc été d’étudier et de valider ces composantes afin de s’assurer

qu’ils soient assez puissants et qu’ils répondent aux besoins du client.

Figure 3.2: Unité de puissance hydraulique avec les composantes sélectionnées

Par la suite, les détails de ces composantes seront fournis.

Moteur diesel

Transmissions hydrostatiques

Système d’entretien coulissant

Pompe de direction



3.1.1 Moteur diesel

Dans cette section, il sera question de valider si la puissance du moteur diesel fournie est

suffisante pour réaliser le travail. Comme mentionnée précédemment, l’unité hydraulique est

mue par un moteur diesel de 43 hp. Ce moteur est imposé par le client, comme il a été

mentionné dans les restrictions du projet. Il faudra donc s’assurer que le moteur possède la

puissance nécessaire au bon fonctionnement du transporteur. Pour ce faire, la formule suivante

sera utilisée :

𝑯𝑷 =𝑸 ∙ 𝑷

𝟏,𝟕𝟏𝟒 ∙ 𝜼 𝟑.𝟏

Où :

HP = Puissance du moteur diesel [hp]

Q = Débit des pompes [GPM3]

P = Pression d'utilisation [psi4]

η = Rendement des pompes

À l’aide d’une fiche d’Excel, les courbes du débit des pompes en fonction de la puissance du

moteur diesel sont obtenues (Annexe D) et celle de la pression en fonction de la puissance du

moteur diesel (Annexe E). Ces graphiques permettent de connaître les conditions limites et

optimales de l’unité de puissance hydraulique. Associé à la courbe de puissance du moteur

(Annexe F), il est possible de déterminer à quel régime moteur il faut faire tourner les pompes

afin d’obtenir la pression et le débit voulu. Voici en résumé, des valeurs importantes qui

ressortent des graphiques (tableau 3.1) :

3 GPM représente une unité de mesure impériale pour le débit soit le gallon par minute. 4 psi représente une unité de mesure impériale pour la pression soit la livre par pouce carré.



Tableau 3.1: Limites théoriques de l'unité de puissance

Conditions Puissance moteur

diesel [hp]

Pression

[psi]

Débit

[GPM]

Vitesse

[km/h]*

Pression maximale 2x4 43 5000,0 12,5 6,8

Débit maximal 2x4 43 1520,6 41,2 22,4

Pression maximale 4x4 43 5000,0 12,5 3,4

Débit maximal 4x4 43 1520,6 41,2 11,2

*La vitesse est donnée par les calculs du système de propulsion expliqué dans la section

suivante (section 3.1.2).

Il est possible de voir que le véhicule est en mesure de transporter la charge maximale en mode

deux (2) roues motrices (2 moteurs activés), à 6,8 km/h, sur la pente maximale où il circulera.

Au débit et à charge maximale, le transporteur circule à 22,4 km/h sur une légère pente. À

quatre (4) roues motrices, les vitesses sont divisées par deux (2) puisque les quatre (4) moteurs

se retrouvent en fonction.

Comme le témoignent les graphiques (annexes D-E-F), le moteur est en mesure d’accomplir le

travail demandé par le client puisqu’il fournie une puissance suffisante pour fournir un débit et

une pression adéquate. Cependant, certaines concessions devront être acceptées avec ce moteur,

car il n’a pas la puissance nécessaire pour fournir la vitesse et la force demandée lors de

l’établissement des critères de conception initiaux. Par contre, comme toutes les machines

existantes, elles ont des limites. Par exemple, il est normal de circuler lentement sur un terrain

accidenté et de circuler plus rapidement sur une voie plus carrossable.

Les valeurs des vitesses obtenues, avec le système hydraulique sélectionné, sont tout de même

semblables à l’étendue de vitesses possibles d’un tracteur de ferme conventionnel, sur les trois

(3) premiers rapports.



3.1.2 Système de propulsion

Le système de propulsion nécessite l’action de deux transmissions hydrostatiques qui

alimentent quatre (4) moteurs roue (voir figure 3.2). L’utilisation de deux (2) transmissions de

plus petite cylindrée, au lieu d’une de plus grosse cylindrée, permet de limiter les risques de

surchauffe de l’huile hydraulique puisque le système ne nécessite pas de diviseurs de débit

(flow divider). De plus, cette pièce d’équipement est couteuse (par rapport aux fonctions qu’elle

peut faire) et ne permet pas une séparation égale du débit. Le fait d’avoir deux (2) pompes

permet une plus grande flexibilité d’utilisation, c'est-à-dire qu’il est possible d’utiliser les

pompes indépendamment selon les configurations.

Les transmissions hydrostatiques permettent d’obtenir une variation progressive de la vitesse

angulaire de l’arbre du moteur hydraulique dans les deux sens de rotation. Du point de vue

énergétique, ce sont elles qui offrent, parmi tous les systèmes hydrauliques, la meilleure

performance pour une vaste gamme de vitesse. Elles offrent aussi un très bon rendement, soit

85 %. Grâce à ces performances, les transmissions hydrostatiques sont très compétitives par

rapport aux autres systèmes de transmission d’énergie, soit les systèmes mécaniques et les

systèmes électriques.

Dans le cas du projet, les transmissions hydrostatiques choisies sont du type circuit fermé, c'est-

à-dire que la pompe refoule le fluide vers le moteur hydraulique, sans passer par le réservoir.

Toutefois, à cause des fuites volumétriques des pompes et des moteurs, la quantité d’huile

réacheminée à l’aspiration de la pompe est inférieure à celle refoulée initialement par cette

pompe. Il faut donc compenser ces fuites en prévoyant une pompe de gavage qui est en fait une

pompe auxiliaire de la transmission hydrostatique. L’avantage de l’utilisation de la pompe de

gavage, c’est que le fluide est admis sous pression à l’aspiration de la pompe principale, ce qui

écarte tout risque de cavitation. De plus, les vitesses de rotation de la pompe principale peuvent

être plus élevées afin d’obtenir de plus fortes puissances avec un même encombrement.

Cependant, les performances du système hydraulique sont restreintes à ce niveau par la limite

de révolution du moteur diesel.



Voici quelques avantages intéressants à propos des transmissions hydrostatiques :

• Une vitesse de rotation maintenue constante avec une bonne précision quelles que soient

les variations de la charge à laquelle est soumis le moteur hydraulique;

• Une puissance massique très élevée, donc un encombrement et un poids réduits;

• Une protection des composantes contre les chocs, les surcharges et l’arrêt prolongé du

moteur hydraulique;

• Une grande souplesse d’aménagement, ce qui permet de les monter même dans les

endroits exigus et difficiles d’accès;

• Une réaction très rapide aux commandes de l’opérateur;

• Un freinage dynamique permettant de récupérer l’énergie autrement perdue lors du

freinage.

En revanche, les inconvénients d’un système hydraulique sont :

• Une vulnérabilité à la pollution du fluide par des agents internes et externes;

• Un risque de fuites de fluide, ce qui peut constituer une source de pollution pour le

milieu environnant;

• La nécessité de recourir à une main-d’œuvre très qualifiée pour l’installation, la mise en

marche et l’entretien.

Pour contrer la pollution du fluide par des agents internes et externes, il y sera ajouté un

système de filtration sur chacune des pompes. Cela permet de filtrer l’huile qui circule dans le

circuit fermé entre la transmission hydrostatique et les moteurs. Ces filtres permettent

d’augmenter la longévité des pompes.

Le système hydraulique de propulsion est du type : transmission à pompe variable et moteur

fixe. La pompe (transmission hydrostatique) est à cylindrée variable et elle permet l’inversion

de la cylindrée. Grâce à cette particularité, il est possible de faire varier la vitesse du moteur et

en inverser le sens de rotation. Ce type de transmission est couramment appelé « à couple

constant et puissance variable » puisque pour une différence de pression constante, le couple de



sortie est constant et parce que le débit et la puissance au moteur varient directement en

fonction de la vitesse de ce dernier.

Les calculs présentés ci-dessous ont été abrégés pour représenter la méthode de calcul utilisée

afin de faire le choix et la validation des composantes hydrauliques du système de propulsion.

Pour la démarche complète, veuillez vous référer au script Matlab (annexe H). Pour l’exemple

de calcul ci-dessous, il sera traité le cas des deux (2) roues motrices qui se font alimenter par les

deux (2) transmissions hydrostatiques en considérant seulement la masse du transporteur

multifonctionnel sans charge (2620 kg). La masse du transporteur provient d’une estimation de

masse qui se situe en annexe (annexe G)

Exemple :

Hypothèses de bases

Deux (2) transmissions hydrostatiques;

Utilisation de deux (2) moteurs roue (mode : transport) (nmoteur);

Masse du transporteur : 2620 kg;

Coefficient de frottement du terrain : 0,6; [11]

Pneu de 33’’;

Rendement des pompes et moteurs : 85 %;

Pression d’utilisation : 4000 psi.

Couple du moteur hydraulique (couple maximal permis par le sol, Tsterrain) [kN*m]

𝑻𝒎 = 𝑻𝒔𝒕𝒆𝒓𝒓𝒂𝒊𝒏 = 𝑮𝒅 ∙ 𝝁𝒕𝒆𝒓𝒓𝒂𝒊𝒏 ∙ 𝒓𝒓𝒐𝒖𝒆 𝟑.𝟐

Où :

Gd = poids supporté par une roue [kN]

μterrain = coefficient de frottement pour le terrain

rroue = rayon de la roue [m]

Donc;



𝑇𝑚 = 𝑇𝑠𝑡𝑒𝑟𝑟𝑎𝑖𝑛 = 6,4256 𝑘𝑁 ∙ 0.6 ∙ 0,4191𝑚

𝑇𝑚 = 𝑇𝑠𝑡𝑒𝑟𝑟𝑎𝑖𝑛 = 1,6158 𝑘𝑁 ∙ 𝑚

Cylindrée du moteur hydraulique requis, Dm [cm3/rév]

𝑫𝒎 = 𝑻𝒎 𝒑 ∙ 𝟏𝟎𝟑 ∙ 𝟐𝝅 𝟑.𝟑

Où :

Tm = couple du moteur hydraulique [kN*m]

p = pression d’utilisation [MPa]

Donc;

𝐷𝑚 = 1,6158 𝑘𝑁 ∙ 𝑚27,5790 𝑀𝑃𝑎 ∙ 103 ∙ 2𝜋

𝐷𝑚 = 368,1121 𝑐𝑚3/𝑟é𝑣

Sélection du moteur en prenant en compte la cylindrée obtenue (Dm)

D’après le calcul précédent, la cylindrée requise pour le moteur hydraulique est de 368,1121

cm3/rév, il est alors possible, en utilisant la fiche technique des moteurs hydrauliques

(annexe I), de choisir le moteur le plus approprié. Après discussion avec le client, le choix s’est

arrêté sur un moteur MCR3 (Rexroth) à pistons radiaux de 400 cm3/rév.



Vitesse de rotation du moteur hydraulique, 𝝎𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 [rpm]

𝝎𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 = (𝒗 𝒓𝒓𝒐𝒖𝒆) ∙ 𝟔𝟎/𝟐𝝅 𝟑.𝟒

Où :

v = vitesse désirée de la machine [m/s]


Donc;

𝜔𝑚𝑜𝑡𝑒𝑢𝑟 = (11,1089 𝑚/𝑠

0,4191 𝑚) ∙ 60/2𝜋

𝜔𝑚𝑜𝑡𝑒𝑢𝑟 = 253,12 𝑟𝑝𝑚

Débit d’entrée du moteur, 𝑸𝒎 [l/min]

𝑸𝒎 = 𝝎𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 ∙ 𝑫𝒎

𝜼𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 ∙ 𝟏𝟎𝟑- 𝟑.𝟓

Où :

ωmoteur = vitesse de rotation du moteur hydraulique [rpm]

Dm = cylindrée du moteur utilisé [m3/rév]

ηmoteur = rendement du moteur

Donc;

𝑄𝑚 =

253,12 𝑟𝑝𝑚 ∙ (

400𝑐𝑚3

𝑟é𝑣1003 )

0,85

∙ 103-

𝑄𝑚 = 119,1153 𝑙/𝑚𝑖𝑛-



Débit de la pompe nécessaire, 𝑸𝒑 [l/min]

𝑸𝒑 =𝒏𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 ∙ 𝑸𝒎

𝜼𝒑𝒐𝒎𝒑𝒆 𝟑.𝟔

Où :

nmoteur = nombre de moteur utilisé

Qm = débit d’entrée du moteur [l/min]

ηpompe = rendement de la pompe

Donc;

𝑄𝑝 = (2 ∙ 119,1153 𝑙/𝑚𝑖𝑛)/0.85

𝑄𝑝 = 280,2713 𝑙/𝑚𝑖𝑛

Le moteur diesel sélectionné précédemment est utilisé à son couple maximal à 1500 rpm et à sa

puissance maximale à 2800 rpm.

Cylindrée de la pompe requise, 𝑫𝒑 [cm3/rév]

𝑫𝒑 = 𝑸𝒑

𝝎𝒑𝒐𝒎𝒑𝒆 ∙ 𝟏𝟎𝟑 𝟑.𝟕

Où :

Qp = débit de la pompe [l/min]

ωpompe = vitesse de rotation de la pompe [rpm]

Donc,

𝐷𝑝 = (280,2713 𝑙

𝑚𝑖𝑛/2800 𝑟𝑝𝑚) ∙ 103

𝐷𝑝 = 100,0969 𝑐𝑚3 𝑟é𝑣



Faire le choix de la pompe en prenant en compte la cylindrée obtenue (Dp).

Les calculs démontrent que la cylindrée de la pompe qui est requise pour fournir le débit

nécessaire pour atteindre la vitesse désirée est de 100,0969 cm3/rév. Donc, deux (2) pompes

hydrostatiques AA4VG56 (de la marque Rexroth) de 56 cm3/rév feraient le travail. Malgré cela,

le client préfèrerait tout de même l’utilisation de deux (2) pompes hydrostatiques AA4VG28,

de 28 cm3/rév. Ce choix fait en sorte que les pompes ne peuvent pas fournir le débit nécessaire

aux moteurs hydrauliques pour atteindre la vitesse de déplacement désirée dans toutes les

conditions d’utilisations (charge et pente maximale). Le client accepte cette concession.

Il est possible, en utilisant la cylindrée totale des pompes sélectionnées, de vérifier la vitesse

maximale que la machine pourra atteindre.

Débit de la pompe sélectionnée, 𝑸𝒑 [l/min]

𝑸𝒑 = 𝑫𝒑 ∙ 𝝎𝒑𝒐𝒎𝒑𝒆 ∙ 𝟏𝟎𝟑 𝟑.𝟖

Où :

Dp = cylindrée de la pompe sélectionnée [m3/rév]

ωpompe = vitesse de rotation de la pompe [rpm]

Donc;

𝑄𝑝 = (2 ∙28𝑐𝑚3

𝑟é𝑣/1003) ∙ 2800𝑟𝑝𝑚 ∙ 103

𝑄𝑝 = 156,8 𝑙/𝑚𝑖𝑛



Débit disponible pour chaque moteur en fonction de la pompe, 𝑸𝒎 [l/min]

𝑸𝒎 =𝑸𝒑 ∙ 𝜼𝒑𝒐𝒎𝒑𝒆

𝒏𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓 𝟑.𝟗

Où :

Qp = débit de la pompe sélectionnée [l/min]

ηpompe = rendement de la pompe

nmoteur = nombre de moteurs utilisés

Donc;

𝑄𝑚 =156,8 𝑙/𝑚𝑖𝑛 ∙ 0,85

2

𝑄𝑚 = 66,64 𝑙/𝑚𝑖𝑛

Vitesse de rotation des roues, 𝝎𝒓𝒐𝒖𝒆 [rpm]

𝝎𝒓𝒐𝒖𝒆 =

𝑸𝒎𝟏𝟎𝟑

∙ 𝜼𝒎𝒐𝒕𝒆𝒖𝒓

𝑫𝒎 𝟑.𝟏𝟎

Où :

Qm = débit du moteur [l/min]

ηmoteur = rendement du moteur

Dm = cylindrée du moteur [m3/rév]

Donc;

𝜔𝑟𝑜𝑢𝑒 = 66,64

𝑙𝑚𝑖𝑛

103 ∙ 0,85 /

400𝑐𝑚3

𝑟é𝑣1003

𝜔𝑟𝑜𝑢𝑒 = 141,61 𝑟𝑝𝑚



Vitesse de la machine [km/h]

𝒗𝒊𝒕𝒆𝒔𝒔𝒆 =𝝎𝒓𝒐𝒖𝒆 ∙ 𝟐𝝅 ∙ 𝒓𝒓𝒐𝒖𝒆 ∙ 𝟑,𝟔

𝟔𝟎 𝟑.𝟏𝟏

Où :

ωroue = vitesse de rotation de la roue [rpm]


Donc;

𝑣𝑖𝑡𝑒𝑠𝑠𝑒 =141,61 𝑟𝑝𝑚 ∙ 2𝜋 ∙ 0,4191𝑚 ∙ 3,6

60

𝑣𝑖𝑡𝑒𝑠𝑠𝑒 = 22,374 𝑘𝑚/𝑕

Alors, le choix des deux (2) pompes (AA4VG28) de 28 cm3/rév limite la vitesse maximale de la

machine à 22,37 km/h.

Tableau 3.2: Limites théoriques des comportements possibles du transporteur avec les 2 pompes de 28 cm3/rév

Type moteur hydraulique à

piston radial 400 365 325 280 255 225 160

Vitesse maximale 2X4 [km/h] 22,37 24,52 27,54 31,96 35,1 39,78 55,94

Vitesse maximale 4x4 [km/h] 11,19 12,26 13,77 15,98 17,55 19,89 27,97

Couple maximal [N] 2292 2091 1862 1604 1461 1289 920

Pente maximale [%]

2620 kg 55 55 55 54 48 42 28

5240 kg 36 32 28 24 22 18 12

7860 kg 22 20 18 14 12 10 6

Connaissant les limites théoriques de l’unité de puissance (tableau 3.1), il est possible de

connaître les vitesses et les couples développés selon le moteur utilisé. Donc, il est important de

noter qu’il est impossible d’augmenter la vitesse sans diminuer la pression.



Le tableau ci-dessus (tableau 3.2) fait ressortir différentes données intéressantes lorsque vient le

temps de comparer le comportement des moteurs hydrauliques à différente cylindrée. Il

démontre les vitesses maximales de voyage en mode deux (2) et quatre (4) roues motrices, le

couple maximal que le moteur peut développer et le pourcentage de pente que le transporteur

peut monter lorsqu’il est :

• sans charge (2620 kg);

• chargé avec une fois son poids (5240 kg)

• chargé au maximum (7860 kg).

Selon les besoins d’un client, il serait possible d’installer des moteurs de plus petite cylindrées

afin d’augmenter la vitesse du transporteur tout en diminuant la force de ce dernier. Par

exemple, un transporteur qui serait utilisé à des fins de transport de personnel aurait un moteur

de plus petite cylindrée afin qu’il puisse atteindre une plus grande vitesse lors des navettes de

travailleur.

D’un point de vue plus technique, les pompes hydrostatiques sélectionnées sont des

AA4VG28HD1DMT1/32R-NSC60F024D. Comme caractéristique principale, ce modèle de

pompe permet d’être piloté hydrauliquement, c’est-à-dire que c’est une pression hydraulique

modulée par la manette de contrôle qui module la cylindrée des pompes. Le client désire ce

genre de pilotage de la pompe en raison de sa simplicité et de sa fiabilité.

Les moteurs à pistons radiaux de 400 cm3/rév permettent de propulser chacune des roues du

transporteur multifonctionnel. Le numéro complet du moteur est le suivant :

MCR03F400F180Z-3X/B2M/12/S. Les freins sont intégrés dans ces moteurs, ce qui est très

avantageux lorsqu’ils sont utilisés en milieux accidentés et boueux. Pour plus de précision sur

le système de freinage, veuillez consulter la section 3.1.6 du rapport.

La sélection des composantes hydrauliques pour le système de propulsion a été réalisée à l’aide

de calculs et de différents scénarios. Dans la section suivante (section 3.1.3), le système de

direction sera analysé afin de sélectionner les composantes hydrauliques nécessaires.



3.1.3 Système de direction

Le système de direction du transporteur est du type articulé. Il est alimenté par un système

entièrement hydraulique. L’avantage d’une direction articulée est qu’elle offre une grande

maniabilité sur des terrains accidentés et permet d’effectuer des virages serrés. De plus,

l’absence d’une connexion mécanique entre l’unité de direction et l’essieu directeur permet aux

concepteurs de développer des solutions qui ne sont pas possibles avec les systèmes de

direction classiques.

Comme il est possible, de remarquer, à la figure suivante (figure 3.3), le rayon de braquage du

transporteur est de 48,4’’, ce qui est petit comparativement à d’autres véhicules de la même

grosseur (tracteur de fermes environ 10’ 10’’en moyenne).

Figure 3.3 : Rayon de braquage théorique du transporteur multifonctionnel



Le système de direction est alimenté par un circuit hydraulique indépendant des autres circuits

puisqu’il y a une pompe à engrenage pour alimenter le module de direction. La pompe est

installée sur le côté du moteur diesel à un endroit prévu pour accueillir une pompe de direction

(voir figure 3.2). Les calculs sont représentés en annexe (annexe K) pour la sélection des vérins,

du module de direction ainsi que de la pompe direction.

L’unité de direction LAGC de 250 cm3/rev (Rexroth) (annexe L) avec la pompe AZPF-12-022

(annexe M) choisie permet de diriger des véhicules à haute charge par essieu à une vitesse

maximale de 50 km/h. Cela correspond directement aux besoins du transporteur

multifonctionnel puisqu’il se déplacera à 40 km/h maximum.

Par ailleurs, les futurs ingénieurs ont sélectionné la colonne de direction qui va avec le module

de direction LAGC. C’est une colonne de direction de 30 cm qui a été sélectionné dans le

catalogue Rexroth. Il n’y a pas de calculs relatifs à la sélection de cette pièce, donc la sélection

c’est fait à partir de l’espace disponible pour mettre le module de direction dans la cabine du

transporteur. De plus, les étudiants devaient choisir la sorte d’arbre dentelé qui sera utilisée

pour mettre le volant, soit un arbre de 7/8 pouce à 36 dents. La fiche technique de la colonne de

direction LAB300-1X/-D est située en annexe N.

Dans cette section, la sélection des éléments nécessaires à la direction du transporteur a été

faite. De nombreuses hypothèses ont été posées dans la section de calculs (annexe K) afin de

pouvoir sélectionner les bons équipements.

3.1.4 Réservoir hydraulique

La conception d’un réservoir hydraulique n’est pas aussi simple que cela en a l’air. Après des

recherches sur internet et à travers différentes dans le domaine de l’hydraulique, l’équipe a

réussi à soutirer quelques informations pouvant les aider à faire la conception du réservoir.



Le réservoir hydraulique est un des composants importants d’un circuit hydraulique. Son rôle

principal est d’offrir une réserve de fluide suffisante pour les pompes. Le fluide qu’il contient

doit transporter l’énergie, lubrifier et protéger les composantes, contribuer à assurer l’étanchéité

et facilité le refroidissement. De là, l’importance de conserver en bon état les propriétés du

fluide. Pour ce faire, le réservoir doit jouer les rôles suivants :

• Mettre le fluide à l’abri des intempéries et de la pollution atmosphérique

• Permettre le dépôt des corps étrangers ainsi que la séparation de l’eau et de l’air que le

fluide contient

• Éliminer le risque de création d’un vortex à l’aspiration de la pompe

• Favoriser la dissipation de chaleur

[2] La règle générale pour déterminer la capacité d’un réservoir est que :

La capacité du réservoir d’un système doit correspondre à au moins trois fois le débit maximal

de la pompe qu’il alimente ou une fois le débit de la pompe de gavage dans le cas des

transmissions hydrostatiques.

Voici les pompes utilisées :

• 2 x pompes hydrostatiques de 28 cm3/rév avec pompe de gavage de 6,1 cm

3/rév

(AA4VG28)

• 1 x pompe accessoire de 28 cm3/rév (A10VO28)

• 1 x pompe de direction 22,5 cm3/rév (AZPF-12-022)

Étant donné que le moteur diesel utilisé a une vitesse de rotation maximale de 2800 rpm, il est

possible de déterminer la capacité du réservoir en se basant sur la règle générale.

𝑐𝑎𝑝𝑎𝑐𝑖𝑡é = 2 ∙6,1𝑐𝑚3

𝑟é𝑣∙ 2800𝑟𝑝𝑚 + 3

28𝑐𝑚3

𝑟é𝑣∙ 2800𝑟𝑝𝑚 + 3

22𝑐𝑚3

𝑟é𝑣∙ 2800𝑟𝑝𝑚

𝑐𝑎𝑝𝑎𝑐𝑖𝑡é = 34,16 𝑙/𝑚𝑖𝑛 + 3 78,4 𝑙/𝑚𝑖𝑛 + 3 61,6 𝑙/𝑚𝑖𝑛

𝑐𝑎𝑝𝑎𝑐𝑖𝑡é = 454,16 𝑙𝑖𝑡𝑟𝑒𝑠



Cette capacité de réservoir est beaucoup trop grande pour être adapté au transporteur

multifonctionnel, car il est primordial de limiter le poids et de demeurer le plus compact

possible sur un véhicule mobile.

La grande capacité du réservoir calculée précédemment s’explique par le fait que cette règle

générale s’applique principalement aux appareils et aux machineries fixes. Dans ce cas, tous les

rôles du réservoir sont réalisés par la grande quantité de fluide. Aussi, l’équipe a pris en

considération toutes les pompes du circuit, même si elles ne sont pas nécessairement utilisées

en même temps. Alors, la meilleure façon de réduire le volume du réservoir est d’ajouter des

composantes au réservoir et au circuit afin de réaliser les mêmes rôles qu’un gros réservoir

contenant une grande quantité de fluide.

Donc, l’équipe en est venue à apporter quelques modifications au système. Les voici :

• Filtres : permettront d’éliminer la présence de corps étrangers dans le fluide

• Plaques de rétention (baffles) : élimineront le risque de création de vortex à

l’aspiration de la pompe réduiront la présence d’air dans le fluide (dégazage)

• Radiateur hydraulique : favorisera la dissipation de la chaleur

De plus, le réservoir d’huile hydraulique sera muni de clapets anti-retour afin de permettre

l’échange d’air entre le réservoir et l’atmosphère tout en permettant de garder une légère

pression interne. Plus précisément, sur le réservoir, il y a un clapet anti-retour de 5 psi pour

l’échappement de l’air et un clapet anti-retour de trois (3) psi pour l’admission d’air. Un

système de filtration de l’air a été pensé afin d’éliminer les chances de contamination du fluide.

C’est une boîte d’admission d’air qui renfermera les clapets anti-retour. Il y aura un filtre qui

permettra d’assurer une filtration efficace de l’air qui circule dans le réservoir. Ainsi, avec cette

installation, la pression interne du réservoir se situerait entre trois (3) et cinq (5) psi puisque ces

clapets anti-retour servent de régulateur de pression. Il y a deux (2) raisons qui sont en faveur

de la mise sous pression du fluide à l’intérieur du réservoir, les voici :

• Facilite l’aspiration du fluide par la pompe;



• Prévenir la pollution du fluide lorsque le réservoir est situé dans un environnement

défavorable.

Comme l’illustre la figure suivante (figure 3.4), différents accessoires peuvent y être ajoutés

pour en faciliter et améliorer l’utilisation. On y retrouve entre autres :

• Couvercle latéral pour permettre le nettoyage et l’installation des composantes (regard);

• Indicateur de niveau (visuel et électronique);

• Indicateur de température;

• Bouchon pour le faire le drainage de l’huile.

Figure 3.4: Le réservoir hydraulique et ses composantes

Le réservoir hydraulique sera fait en plaque d’acier plié de 1/8’’ d’épaisseur. Les dimensions du

réservoir sont les suivantes : 20′′ × 18′′12

× 8′′ (𝐿𝑎𝑟𝑔𝑒𝑢𝑟× 𝐿𝑜𝑛𝑔𝑢𝑒𝑢𝑟× 𝑕𝑎𝑢𝑡𝑒𝑢𝑟). Le

réservoir est aussi muni d’une pente dans le fond afin de faciliter les changements d’huiles. Un

indicateur de niveau visuel serait installé sur le côté du réservoir mais, les concepteurs ont

pensé ajouter un indicateur de niveau électronique qui permettrait d’informer le conducteur

dans le cas où il manquerait de l’huile dans le réservoir. Le capteur serait relié à un indicateur



lumineux dans l’habitacle du véhicule. L’indicateur de température serait électronique et un

cadran serait relié à ce dernier dans le tableau de bord du transporteur.

En conclusion, l’équipe a opté pour un réservoir hydraulique d’une capacité de 40 litres sur

lequel seront ajoutés les filtreurs, plaques de rétention (baffles) et un radiateur pour obtenir le

meilleur rendement du réservoir et du fluide qu’il contient. En plus, différentes autres

composantes telles que le couvercle latéral, l’indicateur de niveau et température, le bouchon de

drainage, les clapets anti-retour et la pompe de remplissage seront installés.

3.1.5 Filtration du système hydraulique

Outre le système de filtration de chacune des transmissions hydrostatiques, le circuit

hydraulique dispose de d’autres unités de filtrations afin d’assurer une bonne qualité d’huile

aux composantes hydrauliques. L’avantage d’un bon système de filtration est de permettre une

meilleure longévité des pièces et des composantes hydrauliques.

Les filtres permettent d’éliminer la pollution statique ainsi que la pollution dynamique. La

pollution statique est causée lors de la fabrication des composantes comme le réservoir alors

que la pollution dynamique est causée par l’usure interne des composantes hydrauliques. À

long terme, la pollution cause des usures et entraîne une augmentation des fuites volumétriques.

Cela engendre de possibles défaillances et apporte une baisse de performance des composantes

comme une diminution de rendements et un accroissement de la chaleur générée.

Pour obtenir une protection plus efficace contre les polluants, les étudiants ont ajouté des filtres

à pression entre les pompes principales et les moteurs, ce qui empêche la pollution de la pompe

par les débris dus à l’usure des pièces internes du moteur. Ces filtres à pression (annexe O) ont

une finesse de filtration de 3 μm afin d’être en mesure d’éliminer les boues (particules dont la

taille est située entre 0,5 μm et 5 μm). Les filtreurs sont de la marque Rexroth. Le numéro de ces

filtreurs à pression est le 450 LEN 0160 H3XL-B00-00V5,0-S0M00. Ils sont en mesure de

supporter une pression d’utilisation de 450 bars, donc ils sont en mesure de résister à la pression



maximale du circuit hydraulique du transporteur puisqu’elle est ajustée à 275 bars (4000 psi). Il

est important de savoir que les boues, même si elles n’entraînent pas une défaillance soudaine

des composantes, usent ces dernières et diminuent petit à petit leur rendement.

Pour éliminer les risques de contaminations au réservoir, le circuit hydraulique est composé

d’un filtre de retour (annexe P). En d’autres termes, tous les retours des moteurs, des vérins, des

valves et des pompes seront filtrés avant de retourner au réservoir. Puisque le débit total du

système, pour les quatre (4) pompes, est de 174,16 l/min, le choix sera un filtre qui permet de

filtrer ce débit. Le choix s’est arrêté sur un filtre standard de 10 μm qui permet de filtrer un

débit nominal de 250 l/min. Le numéro de pièce est le 10 FREN 0250-H10XL-A00-07V2,2-

00M00 de la marque Rexroth. Le filtre choisi est un peu plus gros que celui nécessaire puisque

le débit du fluide réacheminé vers le réservoir est souvent plus important que le débit des

pompes ensemble, à cause de la présence de vérins dans le système.

Les drains seront filtrés par une crépine installée au réservoir. Cette composante est en fait un

élément filtrant de surface qui permet de filtrer les particules qui seraient sorties par les drains

des pompes, des moteurs et des valves. La crépine a une finesse de filtration efficace de 30 μm

afin de ne pas obstruer les conduites et de limiter les hausses de pressions, car il y a peu de

pression dans les conduites des drains.

En résumé, la technique de filtration adoptée par les étudiants pour le système hydraulique est

du type filtration totale puisque la totalité des fluides qui circule dans le circuit passe par des

filtres.

3.1.6 Système de freinage

Puisque le transporteur multifonctionnel est un véhicule mobile transportant des personnes et

des charges, il nécessite un système de freinage répondant aux normes en vigueur.



Il y a une multitude de possibilités de système de freinage puisque le transporteur est propulsé

par un système hydraulique. Dans les solutions classiques, il est possible de recourir à des freins

mécaniques ou à des valves de freinage. Or, ces solutions entraînent une dissipation d’énergie

qui présente peu d’intérêt lorsqu’il faut viser un bilan énergétique favorable.

Les étudiants ont donc pris en compte le freinage par la source motrice comme type de freinage

principal en lui ajoutant des freins à carter humide (wet brake) à chaque roue. En fait, les

transmissions hydrostatiques favorisent particulièrement bien la récupération d’énergie

mécanique autrement perdue lors du freinage. Plus précisément, les transmissions

hydrostatiques en circuit fermé, telles qu’utilisées pour le transporteur, favorisent naturellement

le freinage dynamique par la source motrice, étant donné qu’elles permettent l’inversion

spontanée des rôles de la pompe et du moteur hydraulique. Au cours du freinage, l’énergie

mécanique transmise par la charge à l’arbre du moteur hydraulique est absorbée par ce dernier

qui, à son tour entraîne la pompe, laquelle agit comme un moteur par rapport à la source

motrice, qui est dans le cas présent, un moteur thermique diesel. Ce dernier absorbe l’énergie

transmise par la pompe et permet de conserver une vitesse d’équilibre sécuritaire et d’éviter les

risques d’emballement de la charge. Ce système permet même de freiner complètement le

transporteur en positionnant la manette de contrôle à la position neutre, c'est-à-dire de mettre les

transmissions hydrostatiques au neutre.

Les freins à carter humide permettent de faire le freinage dynamique. En d’autres termes, ces

freins servent à immobiliser ou ralentir le véhicule lorsque celui-ci est en mouvement. Ces

freins sont incorporés dans le différentiel avant et dans les moteurs hydrauliques à l’arrière et

sont actionnés par une pédale de frein, située du côté conducteur, dans la cabine.

Les freins de stationnement sont quant à eux déjà intégrés dans les moteurs. Il y a deux façons

de les activer. La première façon est de mettre les transmissions hydrostatiques au neutre

puisqu’à cette position, la pression pilote qui va aux moteurs est nulle, ce qui implique que les

freins internes sont appliqués avec la force des ressorts. À l’inverse, lorsque les transmissions

hydrostatiques sont en position pour avancer ou reculer, la pression pilote est positive, ce qui

désactive les freins en contrant la force des ressorts. La deuxième façon d’activer les freins de



stationnement est de mettre l’interrupteur de freins à la position activé. De cette manière,

aucune pression pilote ne peut aller désactiver les freins puisque l’interrupteur actionne une

valve qui envoie directement la pression pilote des freins de stationnements vers le réservoir.

Ce système de frein de stationnement est interne au moteur et est nommé : Spring Applied,

Hydraulic Release (SAHR). Selon les normes minières, il est obligatoire d’avoir des freins de ce

type dans les mines.

Pour valider si le système de freinage statique est assez puissant pour maintenir le véhicule à

vitesse nulle dans une pente de 23 % (valeur obtenue par les calculs Matlab, annexe H), soit la

pente maximale sur laquelle le transporteur aura à circuler avec une charge complète (7860 kg

au total), les étudiants ont utilisé le couple maximal que peut produire les freins internes du

moteur pour faire leur calcul, soit 2900 Nm à 1700 psi pour chacun des moteurs. La valeur de

1700 psi est la pression maximale permise par le système de freinage. En effectuant une

comparaison avec le couple nécessaire pour faire avancer le transporteur sur cette même pente

(avec la même masse), il est possible de déterminer si les freins des moteurs sont assez

puissants pour retenir le véhicule en position statique. Pour que les freins soient assez puissants,

il faut respecter la formule suivante :

𝐶𝑎𝑣𝑎𝑛𝑐𝑒𝑟 à 𝑝𝑒𝑛𝑡𝑒 23% ≤ 𝐶𝑓𝑟𝑒𝑖𝑛𝑎𝑔𝑒

Donc, avec les valeurs :

2262 𝑁𝑚 ≤ 2900 𝑁𝑚

Les freins sont en mesure de maintenir le transporteur multifonctionnel sur une pente de 23 % à

pleine capacité de charge. Même que selon les calculs, il est possible d’immobiliser la masse de

7860 kg sur une pente de 30 % avec le système de freins interne des moteurs. En voici la

preuve :

𝐶𝑎𝑣𝑎𝑛𝑐𝑒𝑟 à 𝑝𝑒𝑛𝑡𝑒 30% ≤ 𝐶𝑓𝑟𝑒𝑖𝑛𝑎𝑔𝑒

2827,6 𝑁𝑚 ≤ 2900 𝑁𝑚



Prendre note que l’apport du freinage par source motrice n’a pas été inclus dans les calculs de

capacité de freinage, donc le transporteur est potentiellement en mesure de freiner sur de plus

grandes pentes.

L’utilisation du freinage par source motrice permet d’obtenir des économies appréciables,

puisque les freins à carter humide se retrouvent beaucoup moins sollicités, ce qui implique des

remplacements moins fréquents et ainsi, une économie sur les coûts d’entretien.

3.1.7 Système de refroidissement

Les radiateurs hydrauliques ont pour rôle de refroidir le fluide du système afin de le maintenir à

une température satisfaisante. Il faut à tout prix éviter d’avoir une température trop élevée dans

système pour différentes raisons. En fait, une température élevée :

• altère les propriétés du fluide, ce qui entraine un vieillissement prématuré de celui-ci;

• réduit la viscosité du fluide, ce qui en diminue le pouvoir lubrifiant et entraîne une

augmentation des débits de fuites;

• peut réduire l’efficacité et la longévité des joints d’étanchéité;

• entraîne des déformations pouvant endommager les pièces internes des composantes du

système.

Puisque le système hydraulique génère plus de 10 kW (3,41 hp), il est nécessaire de recourir à

un radiateur pour refroidir le fluide. Le refroidisseur qui répond le mieux au besoin de

refroidissement d’un véhicule mobile est de type : radiateur à l’air.

Pour la sélection d’un échangeur de chaleur de ce type, les étudiants ont utilisé des formules

ainsi que des graphiques donnés dans un catalogue de radiateur air-huile de la compagnie

Thermal Transfert (annexe Q). Le modèle choisi est le suivant : MA avec ventilateur DC de la

compagnie nommé précédemment. La première étape à faire pour la sélection d’une unité de

refroidissement est de déterminer la quantité de chaleur à dissiper par le système hydraulique.



Tout d’abord, la chaleur générée à travers les conduites et les valves est compensée par la

dissipation de chaleur due aux boyaux hydrauliques et du réservoir. L’hypothèse qui a été posée

par les étudiants est que l’unité hydraulique ne peut pas produire plus que puissance que le

moteur diesel peut en fournir. En sachant que le moteur diesel développe 43 hp et que le

rendement de celui-ci est de 70 %, il est possible de trouver les pertes de chaleur reliées au

système hydraulique. Donc, voici le calcul :

𝐻𝑃𝑕𝑦𝑑𝑟𝑎𝑢𝑙𝑖𝑞𝑢𝑒 = 𝐻𝑃𝑚𝑜𝑡𝑒𝑢𝑟 ∙ 𝜂𝑠𝑦𝑠𝑡 è𝑚𝑒 𝑕𝑦𝑑𝑟𝑎𝑢𝑙𝑖𝑞𝑢𝑒 = 43 𝑕𝑝 ∙ 0,3 = 12,9 𝑕𝑝

𝑃𝑒𝑟𝑡𝑒 𝑐𝑕𝑎𝑙𝑒𝑢𝑟 𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟 = 𝐻𝑃𝑕𝑦𝑑𝑟𝑎𝑢𝑙𝑖𝑞𝑢𝑒 ∙ 2545 = 12,9 𝑕𝑝 ∙ 2545

𝑃𝑒𝑟𝑡𝑒 𝑐𝑕𝑎𝑙𝑒𝑢𝑟 𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟 = 32830,5 𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟

Ensuite, il faut trouver les températures limites admissent par le système afin de déterminer la

différence entre les températures d’entrées du radiateur. Voici les hypothèses de températures

ainsi que le calcul relatif à cette étape :

𝑇𝑒𝑛𝑡𝑟 é𝑒 𝑑 ′𝑕𝑢𝑖𝑙𝑒 = 50°𝐶 𝑡𝑒𝑚𝑝é𝑟𝑎𝑡𝑢𝑟𝑒𝑠 𝑑𝑢 𝑠𝑦𝑠𝑡è𝑚𝑒 𝑕𝑦𝑑𝑟𝑎𝑢𝑙𝑖𝑞𝑢𝑒 𝑎𝑢 𝑟𝑒𝑡𝑜𝑢𝑟

𝑇𝑎𝑖𝑟 𝑎𝑚𝑏𝑖𝑎𝑛𝑡 = 40°𝐶 𝑡𝑒𝑚𝑝é𝑟𝑎𝑡𝑢𝑟𝑒 𝑎𝑚𝑏𝑖𝑎𝑛𝑡𝑒 𝑑𝑒 𝑙′𝑎𝑖𝑟

Donc,

𝐷𝑇𝐸 = 𝑇𝑒𝑛𝑡𝑟 é𝑒 𝑑 ′𝑕𝑢𝑖𝑙𝑒 − 𝑇𝑎𝑖𝑟 𝑎𝑚𝑏𝑖𝑎𝑛𝑡 = 50°𝐶 − 40°𝐶 = 10°𝐶 = 50 °𝐹

Par la suite, il faut déterminer la dissipation de chaleur corrigée de la façon suivante en

considérant que l’huile hydraulique est du type SAE 5 (Cv = 1,14) :

𝐷𝐶𝐶 = 𝑃𝑒𝑟𝑡𝑒 𝑐𝑕𝑎𝑙𝑒𝑢𝑟 𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟 × 50°𝐹 ∙ 𝐶𝑣

𝐷𝑇𝐸

𝐷𝐶𝐶 = 32830,5 𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟 × 50 °𝐹 ∙ 1,14

50 𝐹

𝐷𝐶𝐶 = 37426.77𝐵𝑡𝑢 𝑕𝑟



En utilisant le graphique (annexe Q), il est possible de trouver le radiateur qui répond au besoin

du système hydraulique. Il faut faire correspondre la valeur de la perte de chaleur calculée

précédemment au débit du système dans le graphique. La lecture obtenue pour un débit de

174,16 l/min et pour une perte de chaleur de 37426,77 Btu/hr permet de sélectionner le modèle

MA-18-2-4A (figure 3.5).

Figure 3.5: Radiateur sélectionné

Le ventilateur de ce radiateur doit être relié à un contrôle de température thermostatique

(#96171) afin de maintenir l’huile à la température voulue. Le radiateur hydraulique est installé

derrière le siège du conducteur avec une entrée d’air latérale à la demande du client. C’est pour

des raisons d’espace qu’il est installé à cet endroit ainsi que pour facilité l’arrangement des

boyaux hydrauliques. Puisqu’il est de petites dimensions, soit 15,75′′ × 13,58′′ ×

5,04′′(Largeur × Hauteur × Épaisseur), il sera possible de l’installer à l’endroit voulu derrière

le siège conducteur.

Pour bien comprendre le développement expliqué dans la section hydraulique, veuillez

consulter le schéma hydraulique simplifié du transporteur (annexe R).



3.2 Résistance des matériaux

Le mandat du projet est aussi d’étudier la résistance du châssis et des composantes du

transporteur. L’objectif de cette section est de proposer au client un transporteur rigide et

résistant aux contraintes du projet. Les validations sont réalisées, dans les pages suivantes, à

l’aide de calculs de résistance des matériaux.

3.2.1 Résistance du châssis

La méthode utilisée sera une méthode de conception du « Handbook of steel construction » qui

se base sur la flèche maximale permise par une poutre. Les étudiants utilisent les hypothèses

suivantes pour effectuer les calculs :

• Le châssis sera construit en profilé rectangulaire (HSS)

• Les calculs sont faits sur une poutre au lieu du châssis complet;

• La poutre est soutenue à ces deux (2) extrémités et la force est appliquée au centre de

cette poutre afin d’obtenir l’état de contrainte maximal;

• La masse qui est utilisée pour créer la force appliquée est de trois (3) fois celle du

transporteur sans charge (2620 kg), soit de 7860 kg;

Les hypothèses permettent d’ajouter un facteur de sécurité aux calculs puisqu’il est difficile de

déterminer exactement la valeur des charges dynamiques qui sont appliquées au transporteur

avec un chargement maximum. Voici un schéma du chargement (figure 3.6) :



Figure 3.6: Schéma de chargement d'une poutre du châssis

Une fois que les hypothèses sont posées, il faut déterminer la charge, en Newton, qui est

appliquée sur la poutre à l’aide de la formule suivante :

𝑭 = 𝒎𝒂 𝟑.𝟏𝟐

Où :

F = force appliquée [N]

m = masse appliquée [kg]

a = accélération gravitationnelle [m/s2]

Donc;

𝐹 = 7860 𝑘𝑔 ∙ 9,81 𝑚/𝑠2 = 77106,6 𝑁

Ensuite, il faut déterminer la flèche maximale afin d’établir les limites tolérées en utilisant une

formule recueillie dans le « Handbook of steel construction ». Plus précisément, la valeur du

rapport de la longueur de la poutre (L) sur la flèche (∆) ne doit pas excéder 300.

𝐋

∆= 𝟑𝟎𝟎 𝟑.𝟏𝟑



∆=1981,2 mm

300= 6,604 mm = 0,006604 m

Cette valeur correspond à la flèche maximale permise par une poutre de cette longueur. Donc;

∆= 𝑣 𝑝𝑒𝑟𝑚𝑖𝑠𝑒 𝑡𝑕é𝑜𝑟𝑖𝑞𝑢𝑒 = 0,006604 m

L’application de la force calculée précédemment est située au centre de la poutre

(à x = L/2). Alors, en connaissant la flèche maximale permise, les étudiants sont en mesure de

calculer l’inertie minimale de la poutre pour satisfaire les limites établies.

Il faut utiliser la formule suivante pour calculer la flèche avec ce type de chargement :

𝒗𝒊𝒏𝒅𝒖𝒊𝒕𝒆 = −𝑭 ∙ 𝑳𝟑

𝟒𝟖𝑬𝑰 𝟑.𝟏𝟒

Où :

F = force appliquée = 77106,6 N

L = longueur de la poutre = 78'' = 1981,2 mm

E = module d'Young = 200 GPa (pour de l'acier standard)

I = inertie de la section de la poutre

En isolant l’inertie dans la formule de la flèche (équation 3.14), les étudiants sont en mesure de

déterminer la poutre qui peut soutenir la charge.

𝒗 = −𝑭 ∙ 𝑳𝟑

𝟒𝟖𝑬𝑰 𝑰 =−

𝑭 ∙ 𝑳𝟑

𝟒𝟖𝑬𝒗 𝟑.𝟏𝟓

Donc;

I =−F ∙ L3

48Ev=

77106,6 𝑁 ∙ 1981,2 × 10−3 𝑚 3

48 ∙ 200 × 109 𝑃𝑎 ∙ 0,006604 𝑚= 9,458 × 10−6 𝑚4

𝐼 = 9,458 × 106 𝑚𝑚4



L’inertie trouvée précédemment permet de choisir une poutre possédant une inertie supérieure à

celle-ci. Ce type de poutre est choisi à l’aide des tables de profilés HSS du « Handbook of steel

construction ». Voici le choix qui a été fait :

HSS 152x102x8 (HSS 6x4x0,313) avec 𝐼 = 10,9 × 106 𝑚𝑚4

Figure 3.7: Type de profilé choisi pour le châssis

Suite aux calculs précédents, une analyse par éléments finis sera appliquée sur la poutre afin de

déterminer la déformation réelle de la poutre avec une telle charge.

Figure 3.8: Résultats de l'analyse par éléments finis de la poutre (déformations)



Le résultat de la déformation suite à l’analyse par élément fini est de :

𝑣𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡𝑒 = 8,430 × 10−4m = 0,843 mm

Donc, en comparant avec la valeur théorique obtenue précédemment, il est possible d’obtenir le

facteur de sécurité (FS) de la poutre du châssis. Voici le calcul :

𝐹𝑆 = 𝑣 permise 𝑡𝑕é𝑜𝑟𝑖𝑞𝑢𝑒

𝑣𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡𝑒=

0,006604 m

8,430 × 10−4m= 7,8

Du point de vue de la résistance du matériau, il a été possible de vérifier s’il est en mesure de

supporter la charge appliquée. Comme le témoigne la figure 3.9, la valeur maximale de la

contrainte induite par le chargement est de :

𝜎𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡 = 1,052 × 108 𝑃𝑎 = 105,2 𝑀𝑃𝑎

Sachant que la limite d’élasticité de l’acier au carbone (Sy) est de 351,6 MPa, il est possible de

calculer le facteur de sécurité relatif à la résistance des matériaux :

𝐹𝑆 =𝑆𝑦

𝜎𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡=

351,6 𝑀𝑃𝑎

105,2 𝑀𝑃𝑎= 3,3

Figure 3.9: Résultats de l'analyse par éléments finis de la poutre (contraintes)



Comme le montrent les facteurs de sécurités obtenues, la poutre du châssis est en mesure de

résister aux charges qui lui seront appliquées. De plus, les étudiants respectent les règles de la

pratique5 en ce qui concerne les variations de charge puisque le facteur de sécurité est rarement

inférieur à deux (2), même que dans le cas du châssis, aucun facteur de sécurité n’est inférieur à

3,3. Des études plus poussées du châssis complet (avec les attachements et les renforts) devront

être réalisées afin de s’assurer qu’il résistera aux charges appliquées avec un facteur de sécurité

de deux (2), au minimum.

3.2.2 Système d’entretien de l’unité de puissance

L’entretien du transporteur multifonctionnel a été une priorité tout au long de la conception. Ce

critère est très important pour le client puisque certaines machineries existantes sont difficiles à

entretenir. Pour répondre à ce critère, les étudiants ont opté pour un système d’entretien capable

de faire glisser l’unité de puissance vers l’avant. En d’autres termes, l’unité de puissance sort du

transporteur ce qui facilite l’entretien. Voici le dessin relatif au système d’entretien de l’unité de

puissance (figure 3.10) :

Figure 3.10: Système d'entretien de l'unité de puissance

5 La norme mentionnée est tirée du livre de référence Éléments de machine page :5.



Du point de vue plus théorique, il est possible de remarquer, avec l’aide de la figure suivante

(figure 3.11), que le système d’entretien de l’unité de puissance est un système hyperstatique;

en effet, il y a que deux équations d’équilibre (voir sous la figure), alors qu’il y a trois (3)

inconnues (MA, RA, RB). L’hyperstaticité, dans ce cas-ci, est du premier degré (nombre

d’inconnu - nombre d’équation d’équilibre = 1).

Figure 3.11: Schéma des forces appliquées sur le système d'entretien

𝐹 𝑌

= 0 𝑅𝐴 + 𝑅𝐵 = 𝐹

𝑀 𝐴

= 0 𝑀𝐴 + 𝑅𝐵 ∙ 1 𝑚 = 𝐹 ∙ 1,524 𝑚

Une poutre constituant un système hyperstatique est en fait un système où la présence d’appuis

est surabondante. Donc, pour faciliter les calculs, la poutre peut être seulement supportée par

l’encastrement de gauche. En d’autres termes, l’appui peut être enlevé, lors des calculs, à

condition que l’encastrement soit assez résistant pour supporter la force induite. C’est en

considérant les hypothèses ci-dessus que les calculs de résistance des membrures du système

d’entretien ont été faits (voir annexe S).



Figure 3.12: Type de profilé choisi pour le système d'entretien

Le profilé sélectionné suite aux calculs est le HSS 76x76x4,8 (HSS 3x3x0,169) (voir figure

3.12). Le facteur de sécurité obtenue pour la flèche permise est relativement élevé pour ce genre

de système. Les étudiants ont obtenu un facteur de sécurité égale à 5,14. En augmentant la

limite de la flèche permise, il serait possible de sélectionner une poutre de plus petite dimension

qui donnerait un facteur de sécurité d’environ deux (2).

3.2.3 Joint pivotant

La direction articulée a été le choix qui a été fait lors de la prise de décision. Dans ce type de

direction, il faut utiliser un joint pivotant pour faire l’articulation de gauche à droite et de

chaque côté. Les étudiants ont dû concevoir et calculer le joint afin qu’il résiste aux charges

appliquées sur le transporteur. Ces charges sont du type axial et radial dans ce genre

d’application.

Les étudiants ont décidé avec le représentant industriel d’opter pour un nouveau type de joint

(figure 3.13). Il n’est pas fait avec des coussinets mais avec des roulements pour des raisons de

longévité. Un premier type de roulement est utilisé pour la direction (gauche / droite) et un

second est utilisé pour articulation entre la partie avant et arrière du transporteur.



Le premier roulement est du type rotule. Ce type de roulement est conçu pour des applications à

faibles mouvements et peut supporter des mouvements d’oscillation. Les rotules offrent une

grande capacité de charge et sont en mesure de soutenir des charges radiales et axiales. L’image

ci-dessous (figure 3.14) montre le roulement qui y est décrit.

Figure 3.14: Roulement de type rotule

Le roulement d’orientation représente le second type de roulement utilisé. Ces roulements sont

des roulements à billes ou à rouleaux cylindriques qui acceptent des charges axiales, radiales et

des couples qui agissent soit seuls, soit en même temps, dans n’importe quel sens. Ils ne sont

pas montés sur des arbres ou dans un logement. Les roulements sont tout simplement boulonnés

sur la portée ou la structure. L’image ci-dessous (figure 3.15) montre le roulement qui est

décrit.

Figure 3.13: Joint articulé en vue assemblée et éclatée



Figure 3.15: Roulement d'orientation

Pour la sélection du roulement, les étudiants ont utilisé, comme force appliquée vers l’arrière du

transporteur, la force due à la masse totale du véhicule lorsqu’il est chargé (𝐹 = 77106,6 𝑁).

Déjà auparavant, le client avait sélectionné les roulements à rotule pour son joint. Ils sont de la

marque SKF et le numéro du roulement est le GEZ 204 ES. Donc, les futurs ingénieurs ont eu

seulement à faire une validation afin de s’assurer que le roulement peut faire le travail. Voici le

schéma utilisé pour les calculs avec les forces axiales (figure 3.16) :

Figure 3.16: Schéma démontrant la force appliquée pour valider les roulements

Une fois la force F appliquée, il est possible de déterminer les réactions axiales qui sont

induites par cette force. Voici le schéma (figure 3.17) qui représente des réactions appliquées

sur chacun des roulements :



Figure 3.17: Schéma démontrant les forces appliquées et les réactions sur les 2 roulements

Comme il est possible de voir dans la ci-dessus (figure 3.17), les réactions axiales R1 et R2 sont

celles qui sont exercées sur les roulements à rotules.

𝐹 𝑋

= 0 𝑅1 + 𝑅2 = 𝐹

Où :

𝑅1 = 𝑅2

Donc;

𝑅1 = 𝑅2 =𝐹

2=

77106,6 𝑁

2= 38553,3 𝑁

Sachant la valeur de la force appliquée sur chacun des roulements, il est possible de les valider.

Ainsi, selon la fiche technique du roulement à rotule, la charge dynamique (CD) et la charge

statique permise (CS) par un (1) roulement sont respectivement de 280 kN et de 850 kN. Pour

s’assurer d’une marge de sécurité qui prend en compte les forces dynamiques qui seront

exercées sur le véhicule, les étudiants ont comparé la valeur de la réaction obtenue à la valeur

de la charge dynamique permise. Ainsi;

𝐹𝑆 =𝐶D permise

𝑅1=

280 000 𝑁

38 553,3 𝑁= 7,26



Ce facteur de sécurité permet de conclure que les roulements GEZ 204 ES (annexe T) sont en

mesure de résister aux charges que subira le transporteur. Les étudiants ont jugé qu’il n’est pas

nécessaire de faire une sélection de roulement plus petit car plusieurs éléments (charges

dynamiques, conditions de travails extrêmes) sont inconnus dans la conception d’un véhicule

mobile.

Les étudiants ont pu sélectionner le roulement d’orientation du transporteur en prenant la même

hypothèse de conception vue précédemment, soit que la charge appliquée au roulement

correspond à sa masse à pleine capacité (𝐹 = 77106,6 𝑁). Aucun roulement de ce type n’a été

sélectionné auparavant par le client, donc les étudiants ont dû faire la sélection et la validation

de ce dernier. En se basant sur la figure précédente (figure 3.17) et en utilisant la somme des

forces en x, il est possible de déterminer la valeur de la force axiale qui agit sur le roulement

d’orientation. Voici le calcul pour trouver la force axiale R3 :

𝐹 𝑋

= 0 𝑅3 = 𝑅1 + 𝑅2 = 𝐹

Sachant que;

𝐹 = 77106,6 𝑁

Donc;

𝑅3 = 𝐹 = 77106,6 𝑁

La force axiale induite sur le roulement correspond à la force appliquée sur le transporteur.

Avant de sélectionner un roulement d’orientation, il faut aussi vérifier la force radiale que subit

le roulement dans les pires conditions d’utilisation. Ainsi, comme hypothèse, les étudiants ont

supposé que toute la masse pouvant être portée par le transporteur, soit 7860 kg, reposait sur le

roulement d’orientation. Donc, la valeur de la force radiale (Frad) qui agit sur le roulement

d’orientation est en fait égale à 77 106,6 N. En réalité ce n’est pas le cas puisque c’est

seulement le poids qui est entre l’essieu avant et celui arrière qui est réellement appliqué sur le

roulement. Cette hypothèse est établie ainsi afin de considérer les forces dynamiques qui sont



difficilement quantifiables théoriquement. Voici le schéma (figure 3.18) utilisé pour faire le

calcul de vérification des forces radiales :

Figure 3.18: Schéma démontrant les forces radiales appliquées sur les roulements

La figure 3.18 permet de bien voir où est exercée la force induite. Selon la fiche technique des

roulements d’orientation de la compagnie INA, il a été possible de déterminer le roulement

nécessaire pour résister aux charges axiales et radiales. Le modèle XSI14 0414 N (annexe U) a

été sélectionné par les étudiants puisqu’il est en mesure de supporter les charges calculées

précédemment. Voici le tableau (tableau 3.3) des limites de charges du roulement sélectionné :

Tableau 3.3: Charges limites du roulement d’orientation sélectionné

Limite du

roulement

Axiale Radiale

Charge

dynamique

𝐶DA permise

Charge statique

𝐶SA permise

Charge

dynamique

𝐶DR permise

Charge statique

𝐶SR permise

Valeur [kN] 229 520 146 250

Note : Voir annexe U pour de plus amples informations

En comparant les valeurs de charges axiales et radiales induites avec celles permises (voir

tableau 3.3), il est possible de conclure que le roulement sélectionné est en mesure de faire le

travail. Comme mentionné précédemment, pour s’assurer d’une marge de sécurité qui prend en

compte les forces dynamiques qui seront exercées sur le véhicule, les étudiants ont comparé les



charges calculées (induite) aux valeurs des charges dynamiques permises. Voici le calcul pour

déterminer le facteur de sécurité du roulement lorsqu’une force axiale Faxi est appliquée sur le

roulement :

𝐹𝑆 =𝐶DA pe rmise

𝑅3=

229 000 𝑁

77106,6 𝑁= 2,97

Voici le calcul pour déterminer le facteur de sécurité du roulement lorsqu’une force radiale Frad

est appliquée sur le roulement :

𝐹𝑆 =𝐶DR permise

𝑅3=

146 000 𝑁

77106,6 𝑁= 1,89

Le choix de roulement d’orientation est validé étant donné que les facteurs de sécurité sont

acceptables, environ deux (2), pour de la conception mécanique. Il est important de noter que

ces facteurs de sécurité prennent indirectement en compte l’effet des charges dynamiques.

Le facteur limitant, à considérer dans chacune des sections précédentes, est le plus petit facteur

de sécurité entre celui obtenue par le matériau et celui obtenue par la flèche. Dans le cas des

roulements, il faut utiliser la plus petite valeur du facteur de sécurité calculée avec la charge

axiale ou celle radiale. En terminant, à la figure 3.19, il est possible de voir le positionnement

du joint sur le transporteur.

Figure 3.19: Positionnement du joint



3.2.4 Fiche technique du transporteur multifonctionnel

Figure 3.20: Vue globale du transporteur multifonctionnel

Tableau 3.4: Fiche technique du transporteur multifonctionnel

Dimensions Valeurs SI Valeur Impérial

Longueur 4013 mm 158 pouces

Largeur 1880 mm 74 pouces

Hauteur 2032 mm 80 pouces

Empattement 2057 mm 81 pouces

Garde au sol 356 mm 14 pouces

Angle d’approche avant 35°

Angle d’approche arrière 35°

Caractéristiques Valeurs SI Valeur Impérial

Nombre de place 2

Poids à vide 2620 kg 5776.1 lb

Capacité de chargement 5240 kg 11 552.2 lb

Capacité du réservoir diesel 50 litres 11 gallons

Capacité du réservoir hydraulique 40 litres 8.8 gallons

Surface utile 2.787 m2 4320 pouces2

Rayon de braquage intérieur 1229.4 mm 48.4 pouces

Rayon de braquage extérieur 3131.8 mm 123.3 pouces

Rouage 2 et 4 roues motrices



Chapitre 4 : Étude des coûts

Le coût d’un projet est un facteur très important du point de vue du client. Un coût trop élevé

pourrait apporter le refus et même l’abandon d’un projet. Aucune organisation ne possède des

budgets illimités pour des projets, donc il est primordial d’être sensibilisé au coût que ce

dernier.

4.1 Étude de cas

Le produit qui va être fabriqué correspond à un transporteur multifonctionnel utilisable dans

différents domaines comme minier, forestier, agricole, commercial et industriel. Plusieurs types

d’accessoires pourront y être installés. En voici des exemples :

• pelle frontale;

• cabine pour transport de personnel;

• boîte d’équipements;

• nacelles;

• élévateurs à ciseaux

• bennes basculante;

• plate forme;

• mélangeur à ciment;

• souffleur à neige;

• tondeuse à gazon;

• etc.

Le marché visé est représenté par les diverses compagnies qui œuvrent dans les domaines

mentionnés ci-dessus. Le Québec est visé en premier pour la commercialisation mais une

exportation vers le reste du Canada, les États-Unis et le Mexique sera envisagée dans les années

subséquentes.



La technologie utilisée pour construire ce véhicule devra être achetée par le Camping

Récréotouristique des Monts. Déjà, certains des outils nécessaires à la fabrication du

transporteur ont été achetés mais il est certain qu’il y a d’autres investissements majeurs à

venir. Au début, les ressources mobiliseront peu de personnel mais surtout des éléments

financiers. En fait, M. Therriault aura besoin d’avoir un soudeur-mécanicien ainsi qu’un

technicien en mécanique pour débuter la production.

Avant la mise en marché du transporteur, des essais sur le prototype seront fait sur le terrain de

camping de M. Therriault ainsi qu’à une mine en Abitibi-Témiscamingue. Il est primordial

d’avoir une période de test avant une mise en marché. Cela permet de valider la conception et

de limiter les risques de rappel.

Au niveau des fournisseurs, les relations existent déjà puisque M. Therriault a déjà œuvré dans

un domaine similaire. Le contact avec certains clients potentiels est établi pour un marché assez

diversifié. Il est certain que ce projet nécessite une conquête de marché mais le besoin pour ce

type de machine se fait sentir, surtout dans le domaine minier.

L’entreprise s’adressera en priorité au domaine minier pour ensuite se diversifier au fur et à

mesure qu’elle grossira. Le marché, dans le domaine minier (au moment de l’étude), est tenu,

en majorité, par des compagnies de tracteur agricole et très peu d’entre eux fond un produit fait

pour ce domaine particulier. C’est en concevant des produits qui répondent réellement aux

besoins de chaque marché qu’il sera possible de les conquérir. Pour s’imposer, un produit doit

apparaître comme le meilleur sur les points jugés essentiels par le consommateur. Trois (3)

variables sont souvent importantes : la qualité, l’image et le prix.

L’impact du projet sera forcément important pour l’entreprise et la région de la Gaspésie

puisque le projet cible des besoins dans plusieurs domaines et puisqu’il créera aussi de

l’emploi.



4.2 Étude des coûts pour une unité du véhicule

Lorsque vient le temps de réaliser un projet, il est important de tenir compte du coût de

fabrication, du coût d’achat des composantes et du coût du matériel. Voici l’évaluation des

coûts pour un transporteur multifonctionnel sans les accessoires et options.

Tableau 4.1: Évaluation des coûts pour un transporteur multifonctionnel

Article Quantité Pièce Description Coût unitaire Coût

1 2 AA4VG28 Pompe hydrostatique 28cc 2 773,00 $ 5 546,00 $

2 1 A10VO28 Pompe accessoire 28 cc 947,05 $ 947,05 $

3 2 MCR03F400 Moteur radial 400cc sans frein 2 037,10 $ 4 074,20 $

4 2 MCR03F400 Moteur radial 400cc avec frein 2 605,20 $ 5 210,40 $

5 1 LAGC250 Unité de direction 1 001,25 $ 1 001,25 $

6 1 AZPF-12-022 Pompe de direction 22cc 205,36 $ 205,36 $

8 1 4TH6E06 Contrôle Joystick 522,24 $ 522,24 $

9 1 LAB300-1X/-

DE Colonne de direction 300,00 $ 300,00 $

10 1 3CD1TKZ901 Moteur diesel 8 500,00 $ 8 500,00 $

11 1 MA-18 Radiateur hydraulique 750,00 $ 750,00 $

12 4 Pneu 750,00 $ 3 000,00 $

13 4 Roue (rime) 150,00 $ 600,00 $

14 2 Siège 500,00 $ 1 000,00 $

15 1 Batterie 179,99 $ 179,99 $

16 4 Phare avant 66,69 $ 266,76 $

17 2 Feu de positionnement 32,26 $ 64,52 $

18 2 Feu arrière 42,99 $ 85,98 $

19 1 Quincaillerie (boulons, vis, etc) (15%) 3 204,47 $ 3 204,47 $

20 1 Pièces électriques (fils, fusible, etc) (5%) 1 068,16 $ 1 068,16 $

21 1 Pièces hydraulique (raccord et boyaux, valves, etc)

(25%) 5 340,78 $ 5 340,78 $

22 2884,2 Métal métal à 1,8$/lb 1,80 $ 5 191,56 $

TOTAL DE PIÈCES ET MATÉRIAUX POUR UNE UNITÉ PRODUITE 47 058,72 $

Type Quantité Employé Description Coût unitaire

A 60 mécanicien Temps homme 18,00 $ 1 080,00 $

B 40 machiniste Temps homme 22,00 $ 880,00 $

C 120 soudeur Temps homme 18,00 $ 2 160,00 $

D 20 électricien Temps homme 30,00 $ 600,00 $

TOTAL DE LA MAINS D'OEUVRE 4 720,00 $

COÛT UNITAIRE D'UN TRANSPORTEUR MULTIFONCTIONNEL 51 778,72 $



4.3 Rentabilité du projet

Afin d’évaluer la rentabilité du projet, l’équipe a décidé d’utiliser la méthode de calcul de la

valeur actuelle nette (VAN) en contexte fiscal. Cette méthode permet de vérifier si le projet est

envisageable du point de vue fiscal. Pour compléter toutes les étapes de calcul, il a fallut, à

plusieurs reprise, communiquer avec le client afin de discuter et de poser des hypothèses qui se

rapprochent le plus de la situation réelle du projet à l’étude. Pour de plus amples informations

au sujet du développement du calcul de la VAN ainsi que des hypothèses posées pour réaliser le

calcul, veuillez vous référer à l’annexe V.

Le résultat obtenu par le calcul de la VAN recommande l’exécution du projet de

commercialisation du transporteur multifonctionnel. La rentabilité de ce projet sera atteinte dès

la première année de commercialisation ce qui le rend d’autant plus intéressant. En fait, suite

aux calculs de la VAN, après les dix (10) premières années de commercialisation, le client

ferait un profit net de plus de 11,5 million de dollars.



Chapitre 5 : Santé et sécurité

La santé et la sécurité sont des aspects importants à considérer lors de la conception et de la

fabrication d’un véhicule motorisé. Pour ce projet-ci, plusieurs moyens ont été introduits par les

étudiants afin de rendre le transporteur multifonctionnel sécuritaire et respectueux des normes

de sécurité en vigueur.

5.1 Santé et sécurité pendant la conception

Le système de freinage a été une priorité lors de la conception du système de propulsion. Selon

les normes de conception d’un véhicule motorisé utilisée dans les mines6, l’article 181.1 stipule

que : « un véhicule motorisé non dirigé par rail doit être muni de freins de service, capables

d’arrêter et de maintenir à l’arrêt le véhicule lorsqu’il transporte la charge maximale pour

laquelle il a été conçu sur la pente maximale où ce véhicule peut avoir à circuler », soit 23 %

dans le cas du présent transporteur (avec une charge de 7860 kg). Les étudiants se sont assurés

que les freins répondent à cette norme. En fait, selon les normes minières, la pente maximale

admise dans une mine souterraine est de 20 % et de 15% pour les mines à ciel ouvert. Selon

l’article 181.1, le transporteur répond aux standards établis. Il est possible de retrouver les

informations techniques du système de freinage dans le rapport à la section du système

hydraulique (section 3.2). Le système de freinage dynamique ainsi que celui de stationnement y

sont plus élaborés.

Ensuite, plusieurs autres éléments de sécurité ont été prévus lors de la conception puisque le

véhicule est utilisé sur des voies publiques, des mines, des terres agricoles ainsi que sur des

chantiers (construction et forestier), il est donc primordial de se fier aux normes qui les

régissent. Voici les éléments de sécurité prévu pour le transporteur multifonctionnel selon les

différentes normes :

6 Section VI, Règlement sur la santé et la sécurité du travail dans les mines



• Rétroviseurs;

• Klaxons;

• Avertisseur sonore automatique pour la marche arrière;

• Phares avants;

• Feux de position à l’arrière;

• Feux et réflecteurs indiquant la largeur du véhicule;

• Clignotants;

• Gyrophare de construction.

La cabine des occupants devrait, suite au projet, être analysée et testée en laboratoire. Les

étudiants ont fait des recherches afin de trouver les normes qui s’appliquent dans le cas de la

protection contre le retournement (ROPS) et la protection contre des chutes d’objet (FOPS). En

respectant ces normes, le transporteur multifonctionnel pourra être utilisé dans tous les

domaines d’utilisations ciblés par le client. Il est aussi important de savoir qu’avant d’avoir les

certifications ROPS et FOPS, la cage de retournement doit subir des essaies de laboratoire pour

attester ses capacités. Des études pour assurer la sécurité de l’encrage du siège et de la ceinture

devront être faites par le client avant la commercialisation.

Selon les conditions d’utilisations, les concepteurs ont pensé mettre des grillages ou des vitres

en plexiglas afin de protéger l’occupant. Dans le cas d’un véhicule motorisé, équipé d’un treuil

à l’arrière pour tirer des matériaux, il est nécessaire, selon la norme SAE J1084-APR80 (Critère

de performance des structures de protection du conducteur pour certains engins forestiers), qu’il

soit muni d’un écran protecteur conforme.

Pour le confort des occupants du transporteur, un système de chauffage et de climatisation a été

pensé lorsqu’il est utilisé dans des conditions plus rigoureuses (chaleur ou froid intense).



5.2 Santé et sécurité pendant l’utilisation

Tout véhicule motorisé mû par un moteur diesel ou électrique doit être entretenu de façon à ce

qu’il n’y ait pas d’accumulation d’huile, de graisse ou d’autres matières combustibles

(174.02**)

Le conducteur d’un véhicule motorisé muni d’un cadre de protection en cas de retournement

doit porter une ceinture de sécurité conforme à l’Annexe A de la norme Structures de protection

contre le retournement (SPR) pour engins agricoles, de construction, de terrassement, forestiers,

industriels et miniers, ACNOR B352-M1980 (article 190**)

La conduite du transporteur multifonctionnel doit être assuré par une personne possédant un

permis de conduire de classe 5. Le conducteur doit faire preuve de vigilance et doit éviter à tout

prix de se mettre ou de mettre une autre personne en situation dangereuse. Voici quelques

règles de sécurité à l’usage du transporteur multifonctionnel :

éviter toutes manœuvres dangereuses;

ne pas conduire le transporteur multifonctionnel dans un état qui pourrait altérer vos

aptitudes;

toujours s’assurer avant de faire la maintenance qu’il n’y a pas de pression dans le

circuit hydraulique et qu’aucune composante n’est activée;

si le système est en fonction et qu’il nécessite une maintenance, il faut attendre que le

système hydraulique soit refroidit afin de limiter les risques de brûlure;



Chapitre 6 : Conclusion

6.1 Conclusion

Le projet consistait à faire la conception d’un transporteur multifonctionnel pouvant être utilisé

dans les domaines, minier, forestier, agricole, commercial ou industriel. Le transporteur devait

répondre à certains critères importants dont, la polyvalence, la puissance, la robustesse et la

sécurité. Les étudiants ont réussis à mettre en œuvre un concept de transporteur

multifonctionnel répondant à la demande du client. La grande envergure de ce projet à apporter

une contrainte à l’équipe au niveau du temps disponible pour mener à terme le mandat. Le

projet nécessitera évidemment encore plusieurs heures de travail avant le lancement de la

fabrication du prototype.

6.2 Notions acquises

Plusieurs notions ont été approfondies afin de résoudre certaines étapes pour l’analyse de cette

solution. Que ce soit pour des dessins techniques ou pour des calculs poussés, il a fallu chercher

à l’intérieur de nombreuses références. Ces acquis seront grandement utiles pour la réalisation

de futurs projets. Notamment, parmi les plus significatives :

• La conception de transmission hydrostatique;

• La résistance des matériaux;

• La sélection et validation de roulement;

• Le dessin et analyse par éléments finis sur le logiciel SolidWorks;

• Création d’un index de dessins pour la gestion de leur numéro;

• La gestion de projet;

• L’analyse de coût d’un projet



6.3 Recommandations

Comme dans tout projet, plusieurs recommandations ont été soulevées. Les voici :

• Redimensionner le système d’entretien dans le but d’épargner poids et espace;

• Effectuer le schéma électrique du transporteur multifonctionnel;

• Continuer de modéliser toutes les pièces avec les mesures exactes en considérant des

vrais procédés de fabrication;

• Déterminer les chemins qu’emprunteront les conduites hydrauliques pour éviter les

interférences;

• Faire des soudures à 100% de pénétration (système dynamique);

• Obtenir les soumissions de la totalité des pièces pour finaliser avec le plus de précision

le coût d’un transporteur multifonctionnel;

• Rechercher les crédits d’impôt applicable pour un projet de recherche et développement;

• Tester la machine dans toutes les conditions d’utilisation;

• Assurer la compatibilité des pièces;

• Poursuivre la conception des éléments déjà étudiés (accessoires, structure, intérieur de la

machine);

• Réaliser la disposition de l’intérieur du transporteur en se basant sur les règles

d’ergonomie;

• Aménager le garage en vue d’une future commercialisation du transporteur

multifonctionnel (génie industriel).



Bibliographie

Livres :

[1] FANCHON, Jean-Louis; Guide de mécanique, Éditions Nathan, Paris, 1996

[2] LABONVILLE, Réjean; Conception des circuits hydrauliques, Édition corrigée, Montréal,

1999 réimpression printemps 2008

[3] OBERG, Érik; D. JONES, Franklin; L. HORTON, Holbrook; H. RYFFEL, Henry;

Machinery’s Handbook, 27th Édition, New York, 2004

[4] BAZERGUI, André; BUI-QUOC, Thang; BIRON, André; McINTYRE, Georges;

LABERGE, Charles; Résistance des matériaux, Troisième Édition, Montréal, 2002

[5] VINET, Robert; CHASSÉ, Dominique; PRÉGENT, Richard; Méthodologie des projets

d’ingénierie et travail en équipe, Première Édition, Montréal, 1998

[6] DROUIN, Gilbert; GOU, Michel; THIRY, Pierre; VINET, Robert; Éléments de machines,

Deuxième édition revue et augmentée, Montréal, 2006

[7] INCROPERA, Franck P., DEWITT, David P., BERGMAN, Theodore L., LAVINE,

Adrienne S.; Fundamentals of Heat and Mass Transfer, sixth edition, USA, 2006

[8] Canadian Institute of Steel Construction; Handbook of Steel Construction, Ninth Edition,

Canada, 2006

[9] PLUCHART, Jean-Jacques; L’ingénierie de projet créatrice de valeur, Édition

d’organisation, Paris, 2002

[10] HOUDAYER, Robert; Évaluation Financière des Projets Ingénierie de projets et décision

d’investissement, 2ème

édition, Paris, 1999

[11] BENEDETTI, Claudio, A. YOUSSEF, Youssef, Mécanique pour ingénieur Volume 1,

Statique, Édition Chenelière McGraw-Hill, 3e edition, 1

er trimestre 2004



Sites Web :

[12] SUNHYDRAULICS <http://www.sunhydraulics.com>, Consulté le : 2010-02-17

[13] CCHST <http://www.cchst.ca>, Consulté le : 2010-02-25

[14] WALVOIL <http://www.walvoil.com>, Consulté le : 2010-03-15

[15] PRINCESSAUTO <http://www.downloads.princessauto.com>, Consulté le : 2010-03-22

[16] LES TRANSPORTEURS LÉVESQUE ENR. <

http://www.lestransporteurslevesque.com> , Consulté le : 2010-01-14

[17] ARCHIVES DE DOCUMENTS DE LA FAO

< http://www.fao.org> , Consulté le : 2010-01-14

[18] ISUZU < http://www.isuzuengines.com/> , Consulté le : 2010-01-30

[19] MACHINERY LUBRIFICATION

< http://www.machinerylubrication.com> , Consulté le : 2010-02-10

[20] HYDRAULICS AND PNEUMATICS

< http://hydraulicspneumatics.com/> , Consulté le : 2010-02-10

[21] THERMAL TRANSFER PRODUCTS

< http://www.thermaltransfer.com/> Consulté le : 2010-02-27

[22] KUBOTA <http://kubota.ca/> , Consulté le : 2010-03-02

[23] PUBLICATIONS QUÉBEC

<http://www2.publicationsduquebec.gouv.qc.ca> , Consulté le : 2010-01-24



ANNEXES



Annexe A : Description des extrants et cadre logique



CADRE LOGIQUE

Titre du projet : Transporteur multifonctionnel Début du projet : 7 octobre 2009

Entreprise : Camping Récréotouristique des Monts Fin du projet : 25 avril 2010

Représentant industriel : Henri-Paul Therriault Date du cadre

logique :

18 novembre 2009

Professeurs

superviseurs :

Mario Ross Étudiant(e)s : Michaël Ferron

Steve Therriault Gingras

Niveaux descriptifs du projet Indicateurs objectivement

vérifiables

Moyens de vérification Conditions critiques

Finalité à laquelle le projet

contribue :

• Commercialiser le

transporteur

multifonctionnel

• Selon le plan d’affaire

(Quantité de vente prévue)

• Plan d’affaire disponible

pour 2012 (théorique)

• Le rapport des ventes But Finalité

• Coût de fabrication

respecte le budget

prévisionnel

• Les critères d’essais sont

respectés

• Les conditions

d’utilisation du

transporteur sont

inchangées

• Le produit répond toujours

aux besoins du marché

But du projet :

• Faire l’essai du

transporteur

multifonctionnel en

Critères d’essais • Transporter du gravier, de

la roche et de la terre

• Tondre la pelouse

• Observation de

l’utilisation du

transporteur

multifonctionnel par

Extrants But

• La conception détaillée

(design) de la solution

recommandée est



fonction des critères

d’essais

• Déneiger des chemins

• Déplacer des matériaux ou

du personnel

• Se déplacer dans des

pentes abruptes (40% -

45%)

• Utilisation 4 saisons

• Essais terminés pour

l’automne 2011

rapport aux critères

d’essais

• Consulter le personnel

utilisateur du transporteur

multifonctionnel

approuvée.

• Les matériaux, les

équipements requis et la

main-d’œuvre pour la

fabrication du prototype

sont disponibles.

• Le transporteur est

fabriqué en septembre

2010.

Niveaux descriptifs du projet Indicateurs objectivement

vérifiables

Moyens de vérification Conditions critiques

Extrants

• Conception du

transporteur

multifonctionnel

• Modéliser et valider la

solution

• Estimer les coûts de

conception et fabrication

• Le transporteur opère dans

un environnement corrosif et

en milieu accidenté

• Conception : Annexe 1

• Poids du véhicule inférieur à

1,5 tonne

• Capacité de chargement 2.5

tonnes

• Vitesse maximum de

déplacement : 40 km/h

• Passager : 2 personnes

• Accessoires : Annexe 2

• Le coût de fabrication

inférieur à 60 000$ pour le

prototype

• Conception terminée pour fin

avril 2010

• Rapport de projet

• Fichiers SolidWorks

• Poster

• Présentation devant public

Intrants Extrants

• Les ressources humaines

(étudiants, professeurs,

propriétaire) et matérielles

demeurent disponibles

• L’atelier est accessible

• Avoir accès aux pièces

disponibles et à la

documentation du client

Intrants : Ressources humaines :

• Michaël Ferron, Steve

Therriault Gingras, étudiants

Disponibilités :

• Étudiants : 40-45 h/sem

• Dossier de projet

• Compte-rendu des

réunions

Conditions préalables

• Entente entre l’UQAT et

Le Camping



• Mario Ross, chargé de cours

• Henri-Paul Therriault,

Représentant industriel Ressources documentaires

• Plans et croquis des idées

déjà étudiées

• Liste de pièces disponibles

pour la construction du

prototype Ressources technologiques

• Poste de travail à l’UQAT

• Logiciel

• Usine du Camping

Récréotouristique des Monts

• Professeur : 3h/sem

• Représentant : 2-3h/sem

• Documents : Novembre

2009

• Matériel : Novembre 2009

• Local D-221

• SolidWorks

• 8 heures par mois

Récréotouristique des

Monts pour la réalisation

de ce projet

• Les étudiants doivent

posséder une assurance

accident

Signature :

Signature :

Représentant industriel Professeurs superviseurs



Annexe 1 : Conception

La conception du transporteur multifonctionnel comprend :

o système hydraulique;

o l’habitacle;

o le système d’attelage multifonctionnel;

o la direction;

o le châssis;

o le différentiel autobloquant.

Annexe 2 : Accessoires

Le transporteur multifonctionnel doit être muni d’un accouplement hydraulique à l’avant, à l’arrière et en dessous pour alimenter

différents accessoires soient :

élévateur à ciseaux;

souffleur à neige;

tondeuse à gazon;

benne basculante;

mélangeur à ciment;

fendeuse à bois.

L’accouplement hydraulique doit être compatible avec les accessoires agricoles déjà existants.



Annexe B : Liste des tâches effectuées



Tâches effectuées

Collecte d’informations pour la conception et la fabrication :

• Cerner les besoins réel du client

• Recherche internet (idées, informations sur des pièces, théorie, normes, prix)

• Dimensions générales du transporteur

• Trouver les fiches techniques des pièces fournies

• Ergonomie (documentation)

• Visite chez des détaillants de pièces (IBS, Kinecor, Location Blais, etc.)

• Demande de soumission

Calculs de conception et de validation :

• Système hydraulique

Propulsion

Direction

Transfert de chaleur

Système de freinage

Réservoir

• RDM

Système pour l’entretien de l’unité de puissance

Structure

Joint pivotant pour la direction

• Analyse économique

VAN

Évaluation de coût par unité

Sélection d’équipement :

• Hydraulique (moteur, pompe, valve, cylindre, etc.)

• Mécanique (roulement)

• Pneu et jante

• Acier structural

Dessins :

• 2D

Dimensions et modèle du transporteur

Schéma hydraulique

• 3D

Unité de puissance

Système pour l’entretien de l’unité de puissance

Support protecteur des moteurs roue

Réservoir hydraulique

Différentiel

Rapport technique

• Présentation du projet

• Mise en œuvre du mandat

• Calculs reliés à la solution retenue

• Étude des coûts

• Santé et sécurité

• Conclusion



Annexe C : Tableau des critères avec barème d’évaluation



Critère Pondération Barème

Repère quantitatif ou qualitatif Résultat

1. Polyvalence 20%

S’adapte à tous les domaines

S’adapte à quelques domaines

S’adapte qu’à un seul domaine

100

75

25

2. Maniabilité 20%

2.1 Rayon de braquage 10%

Rayon de braquage inférieur à la moyenne

Rayon de braquage égale à la moyenne

Rayon de braquage supérieur à la moyenne

100

50

0

2.2 Capacité de traction 10%

Rayon de braquage supérieur à la moyenne

Rayon de braquage égale à la moyenne

Rayon de braquage inférieur à la moyenne

100

50

0

3. Capacité de

chargement 15%

Accepte une charge élevée

Accepte une charge moyenne

Accepte une faible charge

100

75

25

4. Poids de la machine 10%

Inférieur au poids moyen

Égale environ le poids moyen

Supérieur au poids moyen

100

75

25

5. Capacité à s’adapter

aux accessoires existants 15%

S’adapte facilement

S’adapte avec quelques modifications

Ne s’adapte pas

100

50

0

6. Entretien et réparation 5%

Requiert peu ou pas d’entretien

Requiert un entretien régulier

Requiert beaucoup d’entretien

100

75

25

7. Temps de fabrication 5%

Complexité inférieur à la moyenne

Complexité égale à la moyenne

Complexité supérieur à la moyenne

100

75

25

8. Sécurité 10%

Risque de renversement presque nul

Risque de renversement moyen

Risque de renversement élevé

100

50

0



Annexe D : Graphique du débit en fonction de la puissance du moteur diesel



0,0

10,0

20,0

30,0

40,0

50,0

60,0

70,0

15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43

Dé

bit

[G

PM

]

Puissance [hp]

Débit [GPM]en fonction de la puissance [hp] du moteur diesel

1000 psi

1500 psi

2000 psi

2500 psi

3000 psi

3500 psi

4000 psi

4500 psi

5000 psi

5500 psi

6000 psi



Annexe E : Graphique de la pression en fonction de la puissance du moteur diesel



0,0

2000,0

4000,0

6000,0

8000,0

10000,0

12000,0

14000,0

15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43

Pre

ssio

n [

psi

]

Puissance [hp]

Pression [psi] en fonction de la puissance [hp] du moteur diesel

5 GPM

7,5 GPM

10 GPM

12,5 GPM

15 GPM

17,5 GPM

20 GPM

25 GPM

30 GPM

35 GPM

40 GPM

45 GPM

50 GPM



Annexe F : Fiche technique du moteur diesel



Annexe G : Tableau d’estimation de la masse du transporteur multifonctionnel



Pièces à acheter

modèle quantité masse

unitaire [kg] masse totale

[kg]

Moteur diésel Isuzu 3CD1T 1 171 171

Pompe hydrostatique A4VG 2 29 58

Pompe accessoires A10VO28 1 16 16

Moteur hydraulique MCR-03 4 28 112

Pompe à gear (conduite) LAGC 1 2 2

Body valves 7 sections 1 20 20

Cylindre HYS-20MAL12-10 5 8 40

Roue 4 20 80

Pneu 4 60 240

Volant 1 2 2

Pédales 1 4 4

Siège 2 30 60

Hosses hydraulique 80

Radiateur moteur diesel 1 10 10

Radiateur huile hydraulique 1 10,43 10,43

Raccords hydraulique 40

Quincaillerie 40

Pièces à fabriquer Frame 1 1311 1311

Réservoir hydraulique 1 80 80

Réservoir diésel 1 90 90

Différentiel 1 50 50

Joint pivotant 1 20 20

Autres

masse volumique

[kg/m^3] litres

Huile hydraulique (réservoir) 870 40 34,8

Huile hydraulique (système) 870 10 8,7

Diesel 846 50 42,3

Masse totale [kg] 2622,2



Annexe H : Script Matlab pour le calcul de la transmission hydrostatique



Script Matlab %**********************************************************************

%Projet appliqué de fin d'études

%Michaël Ferron

%Steve Therriault Gingras

%**********************************************************************

clc

clear all

close all

%*********************************

%Données du problème *****

%*********************************

u_terrain = 0.6; %coefficient de frottement pour le terrain

m_total = 2620; %masse du transporteur multifonctionnel (kg)

**** à ajuster ****

rapport = 1; %rapport de vitesse pour la pompe

d_roue = 33; %diamètre des roues avant (pouces)

*****modifiable*****

n_roue = 4; %nombre de roue

n_moteurs1 = 2; %nombre de moteurs (route)

n_moteurs2 = 4; %nombre de moteurs (montagne)

rendement_pompe = 0.85; %rendement pompe

rendement_moteur = 0.85; %rendement moteur

rendement_reducteur = 0.98; %rendement réducteur

pmaxsoupape = 5000; %pression maximale de la soupape de sécurité

R = 0.05; %coefficient de résistance au roulement

pente_montagne = 0.5; %pente maximale de la montagne 30degrés

pente_route = 0.174; %pente maximale de la route 10degrés

v_route = 24.85; %vitesse de déplacement sur route (mph) (40 km/h)

v_montagne = 9.32; %vitesse de déplacement dans le terrain (mph) (=15km/h)

Fd = 0; %force au crochet (kN)

%**********************************************************************

%**********************************************************************



%**********************************************************************

%*_Scénario #1: route (2 moteurs (1pompe/moteur), 40 km/h, pente 10°)_**

%**********************************************************************

%**********************************************************************

%**********************************************************************

%**********************************************************************

% calculs des couples maximums

%**********************************************************************

%rayon de la roue (m)

r_roue = d_roue/2 * 0.0254

%poids total de la machine (kN)

Gtotal = (m_total*9.81)/1000

%poids supporté par une roue (kN)

Gd = Gtotal/n_roue

%force de roulement (kN)

Fr = Gtotal * R

%force de la pente (kN)

Fg_pente_route = Gtotal * pente_route

%force au sol totale (kN)

F_sol1 = Fd + Fr + Fg_pente_route

%force au sol pour une roue (kN)

F_sol_roue1 = F_sol1/n_roue

% avec u_terrain = 0.6

%"""""""""""""""""""""""""""""""""""

%couple maximum permis par le sol au moment du glissement/roue (kN*m)

Ts_terrain1 = Gd * u_terrain * r_roue %**couple du moteur hydraulique**

%couple minimum à chaque roue motrice pour faire avancer le véhicule (kN*m)

Tw_terrain1 = F_sol_roue1 * r_roue

%vitesse en terrain (m/s)

vitesse_terrain1 = (v_route * 1.609344 * 1000)/3600

%**********************************************************************

% Faire la sélection du moteur hydraulique

%**********************************************************************



%pmax <= pmaxsoupape (psi)

pmax = 7000 %********valeur arbitraire, modifiable*********

%pression d'utilisation (psi)

putil = 4000

%pression d'utilisation (MPa)

p = putil/145.0377439


%"""""""""""""""""""""""""""""""""""

%le couple moteur est égal au couple maximum que le sol permet (kN*m)

Tm_terrain1 = Ts_terrain1

%cylindrée du moteur hydraulique requis (cm3/rev)

Dm_terrain1 = (Tm_terrain1/p)*1000*2*pi

%**********************************************************************

% Choisir le moteur avec la cylindrée obtenue (Dm_terrain1)

%**********************************************************************

%donnée provenant des caractéristiques du moteur

Dm1 = 400 %cylindrée (cm3/rev) ******modifiable selon moteur******

%**********************************************************************

%cylindrée du moteur utilisé (m3/rev)

Dm = Dm1/100^3;

%vitesse de rotation du moteur (rpm)

w_terrain1 = (vitesse_terrain1/r_roue)*60/(2*pi)

%débit d'entrée du moteur pour le terrain (l/min)

Qm_terrain1 = ((w_terrain1 * Dm)/rendement_moteur)*10^3

%**********************************************************************

% Faire la sélection de la pompe

%**********************************************************************

%débit de la pompe pour le terrain (l/min)

Qp_terrain1 = (n_moteurs1 * Qm_terrain1)/rendement_pompe

%vitesse de rotation du moteur diésel (rpm)

wp_torque = 1500

wp_terrain = 2800

%cylindrée de la pompe requise pour le terrain (cm3/rev)



Dp_terrain1 = (Qp_terrain1/wp_terrain)*10^3

%**********************************************************************

% Choisir la pompe avec la cylindrée obtenue

%**********************************************************************

%donnés provenant des caractéristiques de la pompe (pompe variable)

Dp1 = 2*28 %cylindrée (cm3/rev) %(2 est pour le nombre de pompe utilisé)

******modifiable selon pompe******

%**********************************************************************

%cylindrée de la pompe utilisée (m3/rev)

Dp = Dp1/100^3

%**********************************************************************

% calculs de la vitesse maximale de voyage

%**********************************************************************

%pour le terrain

%"""""""""""""""

%débit pompe (l/min) (pour les 2 pompes)

Qp_terrain1 = (Dp * wp_terrain)*10^3

%débit moteur (l/min)

Qm_terrain1 = (Qp_terrain1 * rendement_pompe)/n_moteurs1

%vitesse de rotation des roues (rpm)

wvmax1 = ((Qm_terrain1/1000) * rendement_moteur)/Dm

%vitesse de la roue (m/s)

vitesse_terrain1_roue = (wvmax1 * 2*pi*r_roue)/60

%vitesse de la roue (km/h)

vitesse_terrain1_rouekm_h = vitesse_terrain1_roue *3.6

%vitesse de la roue (mph)

vitesse_terrain1_rouemph = vitesse_terrain1_rouekm_h / 1.6

%**********************************************************************

%**********************************************************************

%**********************************************************************

%*_Scénario #2: montagne (4 moteurs (1pompe/2moteurs), 15 km/h, pente 30°)_*

%**********************************************************************

%**********************************************************************



%**********************************************************************

%**********************************************************************

% calculs des couples maximums

%**********************************************************************

%rayon de la roue (m)

r_roue = d_roue/2 * 0.0254;

%poids total de la machine (kN)

Gtotal = (m_total*9.81)/1000;

%poids supporté par une roue (kN)

Gd = Gtotal/n_roue;

%force de roulement (kN)

Fr = Gtotal * R;

%force de la pente (kN)

Fg_pente_montagne = Gtotal * pente_montagne;

%force au sol totale (kN)

F_sol2 = Fd + Fr + Fg_pente_montagne;

%force au sol pour une roue (kN)

F_sol_roue2 = F_sol2/n_roue;


%"""""""""""""""""""""""""""""""""""

%couple maximum permis par le sol au moment du glissement (kN*m)

Ts_terrain2 = Gd * u_terrain * r_roue %**couple du moteur hydraulique**

%couple minimum au sol à chaque roue motrice pour faire avancer le véhicule

(kN*m)

Tw_terrain2 = F_sol_roue2 * r_roue

%vitesse en terrain (m/s)

vitesse_terrain2 = (v_montagne * 1.609344 * 1000)/3600;

%**********************************************************************

% Faire la sélection du moteur hydraulique

%**********************************************************************

%pmax <= pmaxsoupape (psi)

pmax = 7000 %********valeur arbitraire, modifiable*********



%pression d'utilisation (psi)

putil = 4000

%pression d'utilisation (MPa)

p = putil/145.0377439;


%"""""""""""""""""""""""""""""""""""

%le couple moteur est égal au couple maximum que le sol permet (kN*m)

Tm_terrain2 = Ts_terrain2

%cylindrée du moteur hydraulique requis (cm3/rev)

Dm_terrain2 = (Tm_terrain2/p)*1000*2*pi

%**********************************************************************

% Choisir le moteur avec la cylindrée obtenue (Dm_terrain2)

%**********************************************************************

%donnée provenant des caractéristiques du moteur

Dm2 = 400 %cylindrée (cm3/rev) ******modifiable selon moteur******

%**********************************************************************

%cylindrée du moteur utilisé (m3/rev)

Dm = Dm2/100^3;

%vitesse de rotation du moteur (rpm)

w_terrain2 = (vitesse_terrain2/r_roue)*60/(2*pi)

%débit d'entrée du moteur pour le terrain (l/min)

Qm_terrain2 = ((w_terrain2 * Dm)/rendement_moteur)*10^3

%**********************************************************************

% Faire la sélection de la pompe

%**********************************************************************

%débit de la pompe pour le terrain (l/min)

Qp_terrain2 = (n_moteurs2 * Qm_terrain2)/rendement_pompe

%vitesse de rotation du moteur

wp_torque = 1500

wp_terrain = 2800

%cylindrée de la pompe requise pour le terrain (cm3/rev)

Dp_terrain2 = (Qp_terrain2/wp_terrain)*10^3



%**********************************************************************

% Choisir la pompe avec la cylindrée obtenue

%**********************************************************************

%donnés provenant des caractéristiques de la pompe (pompe variable)

Dp2 = 2*28 %cylindrée (cm3/rev) %(2 est pour le nombre de pompe utilisé)

******modifiable selon pompe******

%**********************************************************************

%cylindrée de la pompe utilisée (m3/rev)

Dp = Dp2/100^3;

%**********************************************************************

% calculs de la vitesse maximale de voyage

%**********************************************************************

%pour le terrain

%"""""""""""""""

%débit pompe (l/min)

Qp_terrain2 = (Dp * wp_terrain)*10^3

%débit moteur (l/min)

Qm_terrain2 = (Qp_terrain2 * rendement_pompe)/n_moteurs2

%vitesse de rotation des roues (rpm)

wvmax2 = ((Qm_terrain2/1000) * rendement_moteur)/Dm

%vitesse de la roue (m/s)

vitesse_terrain2_roue = (wvmax2 * 2*pi*r_roue)/60;

%vitesse de la roue (km/h)

vitesse_terrain2_rouekm_h = vitesse_terrain2_roue *3.6

%vitesse de la roue (mph)

vitesse_terrain2_rouemph = vitesse_terrain2_rouekm_h / 1.6



Annexe I : Fiche technique des moteurs hydraulique



Annexe J : Fiche technique des pompes hydrostatiques



Annexe K : Calcul du système de direction



Conception du système de direction hydraulique

Hypothèses de calcul :

Description Valeur

Pression d’utilisation hydraulique 𝑃 = 1500 𝑝𝑠𝑖 = 103,42 𝑏𝑎𝑟𝑠

Largeur de 2 pneus (avant) 𝑏 2 = 20′′ = 508 𝑚𝑚

Coefficient de friction du joint 𝜇 = 0,08

Levier de direction efficace 𝑙 = 203,2 𝑚𝑚

Longueur estimé des vérins 𝑕 = 304,8 𝑚𝑚

Le schéma ci-dessous est seulement pour représenter les cotations qui sont utilisés dans les

calculs suivants. Prendre note que des études plus poussez seront faites dans un mandat externe

à ce projet afin d’éliminé les interférences possible entre les vérins et la structure et de

déterminer la longueur exacte des vérins. Un calcul de flambement est aussi à prévoir dans le

cas d’un cylindre de longue course.



Caractéristiques des vérins de direction

VÉRIN #1

D = 2’’ (50,8 mm) (piston) avec d = 1’’ ¼ (31,75 mm) (tige)

Surface du cylindre côté piston :

𝐴1 =𝜋𝐷2

4=𝜋 ∙ 50,82

4= 2026,83 𝑚𝑚2

Surface du cylindre côté tige :

𝑎1 =𝜋 𝐷2 − 𝑑2

4=𝜋 ∙ 50,82 − 31,752

4= 1235,10 𝑚𝑚2

Force maximale applicable par les cylindres : (seulement côté piston)

𝐴 =𝐹𝑎𝑝𝑝𝑃

∙ 10 𝐹𝑎𝑝𝑝 =𝐴 ∙ 𝑃

10=

2026,83 𝑚𝑚2 ∙ 103,42 𝑏𝑎𝑟𝑠

10

𝐹𝑎𝑝𝑝 1 = 20961,48 𝑁

VÉRIN #2

D = 1’’12 (38,1 mm) (piston) avec d = 1’’ (25,4 mm) (tige)

Surface du cylindre côté piston :

𝐴1 =𝜋𝐷2

4=𝜋 ∙ 38,12

4= 1140,09 𝑚𝑚2

Surface du cylindre côté tige :

𝑎1 =𝜋 𝐷2 − 𝑑2

4=𝜋 ∙ 38,12 − 25,42

4= 633,38 𝑚𝑚2



Force maximale applicable par les cylindres :

𝐴 =𝐹𝑎𝑝𝑝𝑃

∙ 10 𝐹𝑎𝑝𝑝 =𝐴 ∙ 𝑃

10=

1140,09 𝑚𝑚2 ∙ 103,42 𝑏𝑎𝑟𝑠

10

𝐹𝑎𝑝𝑝 1 = 11790,81 𝑁

Détermination du couple de direction

Les calculs suivant sont fait à l’aide de la fiche technique du module de direction LAGC

(Rexroth, RF14365) en annexe L.

On a que :

𝑀 = 0,005 ∙ 𝐹𝐴 ∙1

1 +𝑒𝑏

∙𝑏

200∙𝜇

0,7

Avec

1)

𝑏 = 40′′ = 1016 𝑚𝑚

Soit deux (2) fois la largeur des pneus avant puisque se sont eux qui vont tourner lorsque le

véhicule sera dirigé. En d’autres termes, il y aura frottement de deux (2) pneus lorsque le

véhicule sera conduit.

2)

𝑒

𝑏= 0,01

Soit le pire cas possible de direction (puisque le véhicule est articulé) afin de mettre un facteur

de sécurité dans le calcul. (e = la distance estimée du joint à l’essieu avant (différentiel))

3)



𝜇 = 0,08

Soit dix (10) fois la valeur du coefficient de frottement empirique d’un roulement à butée à

rouleaux cylindriques (p.118 du livre Élément de machine)

4)

𝐹𝐴 = 𝑚𝑎 = 7860 𝑘𝑔 ∙ 9,81 = 77106,6 𝑁

La masse m est donnée par l’approximation de la masse de la machine complète avec le

chargement et les accessoires. (Voir le tableau des approximations de masse annexe G)

Donc, on obtient le couple de direction en effectuant le calcul avec les valeurs obtenues par

hypothèse.

𝑀 = 0,05 ∙ 77106,6 ∙1

1 + 0,01∙

1016

200∙

0,08

0,7

𝑀 = 2216,13 𝑁𝑚

Détermination de la force de direction

À l’aide du couple de direction, il est possible de déterminer la force nécessaire pour diriger le

transporteur :

𝐹 =𝑀

𝑙∙ 103 𝐹 =

2216,13 𝑁𝑚

203,2 𝑚𝑚∙ 103 = 10906,17 𝑁

Il est possible de conclure qu’il faut sélectionner un vérin de 2’’ de diamètre puisqu’il permet

d’appliquer une force de 20961,48 N alors qu’il faut 10906,17 N pour effectuer un virage, dans

le pire cas évalué. Avec cette valeur de force de direction, il est possible de conclure qu’il y

aura un facteur de sécurité de minimum deux (2) en utilisant un cylindre de 2’’, ce qui est

respectable pour l’application. Comment mentionné précédemment, la longueur du vérin est

estimée puisque la structure du transporteur multifonctionnel n’est pas toute conçue.



Calcul du volume du cylindre (2’’)

𝑉𝑣é𝑟 =𝐴 ∙ 𝑕

103 𝑉𝑣é𝑟 =

2026,83 𝑚𝑚2 ∙ 304,8 𝑚𝑚

103= 617,78 𝑐𝑚3

Calcul du volume de refoulement du module de direction

𝑉 =𝑉𝑣é𝑟

𝑖

Où i est le nombre de tour pour effectuer une rotation de gauche à droite du transporteur (doit

être entre 3 et 5 selon la fiche technique). Le client a choisi une valeur de 𝑖 = 3.

𝑉 =617,78 𝑐𝑚3

3 𝑡𝑜𝑢𝑟𝑠= 205,93 𝑐𝑚

3

𝑡𝑜𝑢𝑟

Selon la fiche technique du module de direction, il faut choisir une cylindrée par tours de 250

cm3/rev afin de répondre à la condition du client. C’est un module de direction LAGC de la

marque Rexroth qui a été choisi par les concepteurs (voir annexe L). L’avantage de ce module

de direction LAGC, c’est qu’en cas de panne de la pompe hydraulique, le véhicule avec peut

être dirigé manuellement; la LAGC sert alors de pompe manuelle pour les cylindres de

direction.

Dimensionnement de la pompe de direction

La pompe qui est utilisée pour la direction est une pompe à engrenage pour des questions coûts.

La pompe doit être conçue afin que la vitesse de direction maximum s’élève à environ 100 à

150 tr/min en fonction du diamètre du volant. Voici le calcul de la pompe :

𝑞𝐷𝑃 = 𝑉 ∙ 𝑛 + 10 ∙ 10−3 𝑙 𝑚𝑖𝑛 = 205,93 ∙ 100 + 10 ∙ 10−3 𝑙 𝑚𝑖𝑛 = 20,59 𝑙 𝑚𝑖𝑛

Le volume de refoulement requis de la pompe doit être déterminé pour le régime moteur à vide

et pour le régime à la vitesse de service du véhicule. Voici le dimensionnement de la cylindrée

de la pompe dans le cas du fonctionnement à vide, soit à 𝜂𝑣𝑖𝑑𝑒 = 900 𝑡𝑟/𝑚𝑖𝑛 :

𝑉𝑝 =𝑞𝐷𝑃 ∙ 103

𝜂𝑣𝑖𝑑𝑒=

20,59 𝑙 𝑚𝑖𝑛 ∙ 103

900 𝑡𝑟/𝑚𝑖𝑛= 22,88 𝑐𝑚3 𝑟𝑒𝑣



Voici le dimensionnement de la cylindrée de la pompe, à la vitesse de 2800 𝑡𝑟/𝑚𝑖𝑛, soit le

régime maximal du moteur diesel :

𝑉𝑝 =𝑞𝐷𝑃 ∙ 103

𝜂𝑚𝑜𝑡𝑒𝑢𝑟=

20,59 𝑙 𝑚𝑖𝑛 ∙ 103

2800 𝑡𝑟/𝑚𝑖𝑛= 7,35 𝑐𝑚3 𝑟𝑒𝑣

Ainsi, il est possible de sélectionné la pompe à engrenage qui sera en mesure de faire le travail.

En allant rechercher dans la fiche technique des pompes à engrenage, il est possible d’avoir une

pompe qui satisfera les conditions mentionnées ci-dessus. Les étudiants ont arrêté leur choix sur

une pompe AZPF-12-022 ayant une cylindrée de 22,5 𝑐𝑚3 𝑟𝑒𝑣 .



Annexe L : Unité de direction LAGC



Annexe M : Pompe de direction



Annexe N : Colonne de direction



Annexe O : Filtre à pression



Annexe P : Filtre de retour



Annexe Q : Document de Thermal Transfer



Annexe R : Schéma hydraulique simplifié



Annexe S : Calcul RDM du système d’entretien de l’unité de puissance



Calculs de résistance des matériaux pour le système d’entretien de l’unité de

puissance

Une fois que les hypothèses sont pausées (voir section 3.2.2, p. 43), il faut déterminer la charge,

en Newton, qui est appliquée sur la poutre à l’aide de la formule suivante :

𝐹 = 𝑚𝑎

où

𝐹𝑡𝑜𝑡 = 𝑓𝑜𝑟𝑐𝑒 𝑎𝑝𝑝𝑙𝑖𝑞𝑢é𝑒 𝑚 = 𝑚𝑎𝑠𝑠𝑒 𝑎𝑝𝑝𝑙𝑖𝑞𝑢é𝑒 = 300 𝑘𝑔 𝑎 = 𝑎𝑐𝑐é𝑙é𝑟𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛 𝑔𝑟𝑎𝑣𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛𝑛𝑒𝑙

Voici le schéma simplifié grâce à l’hypothèse :

Donc, la force totale appliquée sur les deux poutres de support est de;

𝐹𝑡𝑜𝑡 = 300 𝑘𝑔 ∙ 9,81 𝑚/𝑠2 = 2943 𝑁

Pour le reste du calcul, les étudiants ont décidé d’utiliser seulement un côté du système

d’entretien de l’unité de puissance soit une poutre, donc la charge appliquée est divisée en deux

(2) :

𝐹𝑝𝑜𝑢𝑡𝑟𝑒 =𝐹𝑡𝑜𝑡

2=

2943 𝑁

2= 1471,5 𝑁

Ensuite, il faut déterminer cette flèche maximale afin d’établir les limites tolérées.



L

∆= 300

∆=1000 mm

300= 3,33 mm = 0,00333 m

Cette valeur correspond à la flèche maximale permise par une poutre de cette longueur. Donc;

∆= 𝑣 𝑝𝑒𝑟𝑚𝑖𝑠𝑒 𝑡𝑕é𝑜𝑟𝑖𝑞𝑢𝑒 = 0,00333 m

L’application de la force calculée précédemment se situe à l’extrémité de la poutre

(à x = L). Alors, en connaissant la flèche maximale permise, les étudiants sont en mesure de

calculer l’inertie minimale de la poutre pour satisfaire les limites établies.

Il faut utiliser la formule suivante pour calculer la flèche avec ce type de chargement :

vin duite =F ∙ L3

3EI

où

𝐹 = 𝑓𝑜𝑟𝑐𝑒 𝑎𝑝𝑝𝑙𝑖𝑞𝑢é𝑒 = 1471,5 𝑁

𝐿 = 𝑙𝑜𝑛𝑔𝑢𝑒𝑢𝑟 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑝𝑜𝑢𝑡𝑟𝑒 = 39,38′′ = 1000 mm

𝐸 = 𝑚𝑜𝑑𝑢𝑙𝑒 𝑑′𝑌𝑜𝑢𝑛𝑔 = 200 𝐺𝑃𝑎 (𝑝𝑜𝑢𝑟 𝑑𝑒 𝑙′𝑎𝑐𝑖𝑒𝑟 𝑠𝑡𝑎𝑛𝑑𝑎𝑟𝑡)𝐼 = 𝑖𝑛𝑒𝑟𝑡𝑖𝑒 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑠𝑒𝑐𝑡𝑖𝑜𝑛 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑝𝑜𝑢𝑡𝑟𝑒

En isolant l’inertie dans la formule de la flèche, les étudiants sont en mesure de déterminer la

poutre qui est en mesure de soutenir la charge.

v =F ∙ L3

3EI=> I =

F ∙ L3

3Ev

Donc;

I =F ∙ L3

48Ev=

1471,5 𝑁 ∙ 1000 × 10−3 𝑚 3

3 ∙ 200 × 109 𝑃𝑎 ∙ 0,00333 𝑚= 0,736 × 10−6 𝑚4

𝐼 = 0,736 × 106 𝑚𝑚4



Les étudiants utilisent l’inertie trouvée précédemment pour choisir une poutre qui possède une

inertie supérieure à celle-ci. Ce type de poutre est choisi à l’aide des tables de profilés HSS

carré du « Handbook of steel construction » (p.6-109). Voici le choix qui a été fait :

HSS 76x76x4,8 (HSS 3x3x0,169) avec 𝐼 = 1,08 × 106 𝑚𝑚4

Suite aux calculs précédents, les étudiants ont fait l’analyse par élément finies sur la poutre afin

de déterminer la déformation réelle de la poutre avec une telle charge.

Le résultat de la déformation suite à l’analyse par élément fini est de :

𝑣𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡𝑒 = 6,476 × 10−4m

Donc, en comparant avec la valeur théorique obtenue précédemment, il est possible d’obtenir le

facteur de sécurité (FS) de la poutre du système d’entretien. Voici le calcul :



𝐹𝑆 = 𝑣 max 𝑡𝑕é𝑜𝑟𝑖𝑞𝑢𝑒

𝑣𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡𝑒=

0,006604 m

6,476 × 10−4m= 5,14

Du point de vue de la résistance du matériau, il a été possible de vérifier s’il est en mesure de

supporter la charge appliquée. Comme le témoigne la figure ci-dessous, la valeur maximale de

la contrainte induite par le chargement est de :

𝜎𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡 = 1,076 × 108 𝑃𝑎 = 107,6 𝑀𝑃𝑎

Sachant que la limite d’élasticité de l’acier au carbone (Sy) est de 351,6 MPa, il est possible de

calculer le facteur de sécurité relatif à la résistance des matériaux :

𝐹𝑆 =𝑆𝑦

𝜎𝑖𝑛𝑑𝑢𝑖𝑡=

351,6 𝑀𝑃𝑎

107,6 𝑀𝑃𝑎= 2,06

Comme le témoigne les facteurs de sécurités obtenues, les poutres du système d’entretien sont

en mesure de résister aux charges qui lui seront appliquées. De plus, les étudiants respectent la

norme7 en ce qui concerne les charges variables (fatigue) puisque le facteur de sécurité est

rarement inférieur à deux (2), même que dans le cas du châssis, aucun facteur de sécurité, dans

cette section, n’est inférieur à 2,06.

7 Pour se référer à la norme en question, voire le livre Éléments de machine page : 5.



Annexe T : Roulement de type rotule



Annexe U : Roulement d’orientation



Annexe V : Calcul de la VAN en contexte fiscal



Calcul de la VAN en contexte fiscal

C’est suite à une discussion avec le client qu’il a été possible de poser des hypothèses de bases

qui représentent le mieux la situation du projet. Ces hypothèses sont mentionnées ci-dessous et

seront utilisées pour réaliser le calcul de la valeur actuelle nette (VAN) en contexte fiscal.

Hypothèses de bases :

• Durée du projet : 10 ans

• Quantité à vendre la première année de commercialisation : 10

• Prix de vente : 2 fois le prix de fabrication

• Année de lancement de la commercialisation : 2012

• La croissance de vente a été estimée à + 50% / année jusqu’à 50 unités /année

• Coût de fabrication = coût des pièces + main d’œuvre = 51 779 $ (tableau 4.1)

• Temps de main d’œuvre pour la fabrication d’une machine : 6 semaines à 40 hrs/sems

• Les sorties de fond en cours de projet : estimée à 25% du revenu nette / année

Données de base :

i = 13%

na = 10 ans

m = 1

v = 1

r = i/m = 13% (taux d’actualisation)

n = na x m =10

T = 19% si revenu net < 500 000$ ou 30.9% si revenu net > 500 000$ (taux d’imposition)

d = 20% (taux d’amortissement)

L’indice des prix à la consommation (IPC) sera de 2.5%



Étape #1 : Mise de fonds initiale (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #1 = 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑖𝑠𝑠𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡+𝑀𝑖𝑠𝑒 𝑑𝑒 𝑓𝑜𝑛𝑑𝑠

Hypothèse : cette somme d’argent provient à 100% de capitaux propres.

Pour ce projet, l’investissement sera le coût estimé en matériel pour la fabrication d’une unité

de transporteur multifonctionnel et la mise de fonds sera le coût de la main d’œuvre pour la

fabrication du prototype. Veuillez consulter le tableau d’estimation des coûts (tableau 4.1) pour

plus de détail. Le temps de mains d’œuvre pour le prototype sera estimé à deux (2) fois le temps

de fabrication d’un transporteur multifonctionnel pour permettre les ajustements initiaux.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #1 = 47 059$ + (2 ∙ 4720$)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #1 = 56 499$

Étape #2 : Recettes nettes après impôt (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #2 = 𝑅𝑡 − 𝐷𝑡 (1− 𝑇)

(1 + 𝑟)𝑡

𝑛

𝑡=1

La valeur actualisée des recettes nettes après impôt prend en considération comme dépenses les

coûts variables qui représentent l’achat de matériel et le coût de main d’œuvre nécessaire ainsi

que les coûts fixes liés aux dépenses pour le garage soit : l’électricité, le chauffage et les taxes

de ville, etc. Les valeurs des prix de ventes ainsi que le coût des dépenses suivent l’indice des

prix à la consommation (IPC). Les montants des recettes nettes pour chaque année se retrouvent

en annexe (annexe W)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #2 = 5 631 876$



Étape #3 : Économies d’impôt liées à l’amortissement fiscal (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #3 =𝐼 ∙ 𝑑 ∙ 𝑇(1 + 0.5 ∙ 𝑟)

𝑟 + 𝑑 (1 + 𝑟)

L’investissement considéré pour ce calcul est la partie du coût du prototype qui est

amortissable, soit le coût du matériel qui est amortissable à un taux de 20 %.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #3 = 8 306$

Étape #4 : Sortie de fonds évitée (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #4 =𝑆𝐹𝐸 1− 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛=> 𝑑é𝑝𝑒𝑛𝑠𝑒

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #4 =𝑆𝐹𝐸

(1 + 𝑟)𝑛− [𝑆𝐹𝐸 ∙ 𝑑 ∙ 𝑇 1 + 0.5 ∙ 𝑟

𝑟 + 𝑑 1 + 𝑟 ](1 + 𝑟)−𝑛+1 => 𝑖𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑖𝑠𝑠𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡

Le calcul pour de la sortie de fonds évitée n’est pas applicable dans cette situation.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #4 = 𝑁𝐴

Étape #5 : Sortie de fonds en cours de projet (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #5 =𝑆𝐹𝐶𝑃 1− 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛=> 𝑑é𝑝𝑒𝑛𝑠𝑒

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #5 =𝑆𝐹𝐶𝑃

(1 + 𝑟)𝑛− [𝑆𝐹𝐶𝑃 ∙ 𝑑 ∙ 𝑇 1 + 0.5 ∙ 𝑟

𝑟 + 𝑑 1 + 𝑟 ](1 + 𝑟)−𝑛+1 => 𝑖𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑖𝑠𝑠𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡

Après discussion avec le client, les sorties de fonds en cours de projet s’établissent ainsi : un

total de 25 % du revenu nette sera utilisé à chaque année soit pour investir et se moderniser ou



soit pour les dépenses reliées à l’entretien des appareils. Le 25% se divise en deux, 20 % utilisé

pour investir et 5 % pour l’entretien.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #5 = 𝑑é𝑝𝑒𝑛𝑠𝑒𝑠 + 𝑖𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑖𝑠𝑠𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡𝑠

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #5 = 192 719$ + 979 669$

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #5 = 1 172 388$

Étape #6 : Entrée de fonds perdue (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #6 =𝐸𝐹𝑃 1 − 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛

Il n’y a aucune entrée de fonds perdue au cours de ce projet.


Étape #7 : Valeurs résiduelles (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #7 =𝑃𝑉

(1 + 𝑟)𝑛

Étant donné que le projet traité consiste en la commercialisation d’un transporteur

multifonctionnel, le véhicule qui est considéré comme élément d’actif est en théorie vendu à la

fin de chaque année et ce profit est déjà comptabilisé dans les recettes nettes après impôt (étape

#2). Comme autres éléments d’actif, il y a les outils et machines outils qui auront été achetés au

cours de ce projet. Le prix de vente de ces éléments sera estimé à 65% du montant investit à

l’achat.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #7 = 442 992$



Étape #8 : Perte d’économies d’impôt liées à l’amortissement fiscal (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #8 =𝑆𝑆𝐶 ∙ 𝑑 ∙ 𝑇

𝑟 + 𝑑 (1 + 𝑟)𝑛

Si la classe demeure ouverte : 𝑆𝑆𝐶 = min(𝑉𝑅, 𝐼)

Si la classe ferme : 𝑆𝑆𝐶 = 𝐼 1 −𝑑

2 (1− 𝑑)𝑛−1

Pour cette étape, le calcul sera effectué pour les deux (2) situations soit avec la classe qui

demeure ouverte et lorsque celle-ci ferme. Le prix de vente ou la valeur résiduelle est estimée à

65 % du montant investit à l’achat et lorsque la classe ferme, le solde de la classe est obtenue à

l’aide d’un tableau de déduction pour amortissement (annexe X).

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #8 = 82 960$ 𝑠𝑖 𝑙𝑎 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠𝑒 𝑑𝑒𝑚𝑒𝑢𝑟𝑒 𝑜𝑢𝑣𝑒𝑟𝑡𝑒

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #8 = 58 484$ 𝑠𝑖 𝑙𝑎 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠𝑒 𝑓𝑒𝑟𝑚𝑒

Étape #9 : Récupération du fonds de roulement (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #9 =𝐹𝑅

(1 + 𝑟)𝑛

La récupération du fonds de roulement se calcul en prenant en compte le montant pris pour

payer la main d’œuvre pour le prototype.

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #9 = 2 781$

Étape #10 : Impôt à payer sur le gain en capital imposable (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #10 =(𝑃𝑉 − 𝐼) ∝∙ 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛+1

Étant donné que le prix de vente sera inférieur au coût en capital, il n’y aura aucun impôt à

payer sur le gain en capital imposable.




Étape #11 : Impôt à payer sur la récupération d’amortissement (-)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #11 =(𝑃𝑉 − 𝑆𝑜𝑙𝑑𝑒 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠𝑒) ∙ 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛+1

Encore une fois, le prix de vente est de 65 % du montant investit à l’achat et le solde de la

classe provient du tableau de déduction pour amortissement (annexe Y).

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #11 = 136 884$

Ou

Étape #12 : Économie d’impôt liée à une perte finale (+)

É𝑡𝑎𝑝𝑒 #12 =(𝑆𝑜𝑙𝑑𝑒 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠𝑒 − 𝑃𝑉) ∙ 𝑇

(1 + 𝑟)𝑛+1

Il n’y aura aucune économie d’impôt liée à une perte finale car le prix de vente sera supérieur

au solde de la classe.


Conclusion du calcul de la VAN :

Donc le résultat du calcul de la VAN est le suivant :

Si la classe demeure ouverte :

VAN = 4 720 211$

Si la classe ferme;

VAN = 4 807 603$

Avec les chiffres obtenus précédemment, le projet sera grandement recommandé et celui-ci se

rentabilisera dès la première année de commercialisation. Point de vue monétaire, il s’agit d’un

projet très rentable.



Annexe W : Calcul des revenus pour chaque année de commercialisation



Années 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

TOTAL

Unités vendus 10 15 23 34 50 50 50 50 50 50 381

-

Prix de vente 103 558 106 147 108 801 111 521 114 309 117 166 120 096 123 098 126 175 129 330 1 160 200

-

Revenu brut 1 035 580 1 553 370 2 330 055 3 495 083 5 177 900 5 177 900 5 177 900 5 177 900 5 177 900 5 177 900 39 481 488

-

Coûts variables 517 790 796 102 1 224 007 1 881 911 2 857 716 2 929 159 3 002 388 3 077 448 3 154 384 3 233 244 22 674 150

-

Coûts fixes 6 000 6 150 6 304 6 461 6 623 6 788 6 958 7 132 7 310 7 493 67 220

-

Revenu net 511 790 751 118 1 099 744 1 606 710 2 313 561 2 241 952 2 168 554 2 093 320 2 016 205 1 937 163 16 740 117

-

Impôt 158 143 232 095 339 821 496 474 714 890 692 763 670 083 646 836 623 007 598 583 5 172 696

-

Revenu net après impôt 353 647 519 022 759 923 1 110 237 1 598 670 1 549 189 1 498 471 1 446 484 1 393 198 1 338 580 11 567 421



Annexe X : Déduction de l’amortissement si la classe demeure ouverte



Année

Numéro de

catégorie

Fraction non amortie du

coût en capital au début de

l'année

Coût des acquisitions dans l'année

Produit de disposition

dans l'année


coût en capital Règle du 50%


coût en capital après réduction

Taux de la DPA

Récupération de la déduction

pour amortissement

Perte finale

Déduction pour amortissement


coût en capital à la

fin de l'année

1 8 - 70 729 0 70 729 35 365 35 365 20% NA NA 7 073 63 656

2 8 63 656 103 804 0 167 461 51 902 115 559 20% NA NA 23 112 144 349

3 8 144 349 151 985 0 296 334 75 992 220 342 20% NA NA 44 068 252 266

4 8 252 266 222 047 0 474 313 111 024 363 289 20% NA NA 72 658 401 655

5 8 401 655 319 734 0 721 389 159 867 561 522 20% NA NA 112 304 609 085

6 8 609 085 309 838 0 918 923 154 919 764 004 20% NA NA 152 801 766 122

7 8 766 122 299 694 0 1 065 816 149 847 915 969 20% NA NA 183 194 882 622

8 8 882 622 289 297 0 1 171 919 144 648 1 027 271 20% NA NA 205 454 966 465

9 8 966 465 278 640 0 1 245 104 139 320 1 105 785 20% NA NA 221 157 1 023 948

10 8 1 023 948 267 716 0 1 291 663 133 858 1 157 805 20% NA NA 231 561 1 060 102

Solde de la classe 1 060 102



Annexe Y : Déduction de l’amortissement si la classe ferme



Année

Numéro de

catégorie


coût en capital au début de

l'année

Coût des acquisitions dans l'année

Produit de disposition

dans l'année

Fraction non amortie du coût

en capital Règle du 50%


coût en capital après

réduction Taux de la

DPA

Récupération de la déduction

pour amortissement

Perte finale

Déduction pour

amortissement

Fraction non amortie du coût en capital à la fin

de l'année

1 8 - 70 729 - 70 729 35 365 35 365 0 NA NA 7 073 63 656

2 8 63 656 103 804 - 167 461 51 902 115 559 0 NA NA 23 112 144 349

3 8 144 349 151 985 - 296 334 75 992 220 342 0 NA NA 44 068 252 266

4 8 252 266 222 047 - 474 313 111 024 363 289 0 NA NA 72 658 401 655

5 8 401 655 319 734 - 721 389 159 867 561 522 0 NA NA 112 304 609 085

6 8 609 085 309 838 - 918 923 154 919 764 004 0 NA NA 152 801 766 122

7 8 766 122 299 694 - 1 065 816 149 847 915 969 0 NA NA 183 194 882 622

8 8 882 622 289 297 - 1 171 919 144 648 1 027 271 0 NA NA 205 454 966 465

9 8 966 465 278 640 - 1 245 104 139 320 1 105 785 0 NA NA 221 157 1 023 948

10 8 1 023 948 267 716 1 503 765 (212 101) - (212 101) 0 (212 101) NA