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Université de Lorraine

Mémoire d’Habilitation à Diriger des Recherches

Dynamique des structures, des véhicules et du

corps humain dans le contexte de la prévention

des risques professionnels

Pierre LEMERLE

Soutenue le 26 janvier 2015 à l’INRS, centre de Vandœuvre, Devant le jury composé de :

M. Louis JEZEQUEL Rapporteur

Professeur des universités, Ecole Centrale de Lyon M. Philippe BIDAUD Rapporteur

Professeur des universités, Université Pierre et Marie Curie M. Jean-Christophe POPIEUL Rapporteur

Professeur des universités, Université de Valenciennes et du Hainaut-Cambrésis M. Franck SGARD Examinateur

Chercheur, Institut de recherche Robert-Sauvé en Santé et en Sécurité du Travail M. Ahmed ABU HANIEH Examinateur

Professeur assistant, Université de Beir Zeit M. Jean-François GANGHOFFER Examinateur

Professeur des universités, Université de Lorraine M. Didier BAPTISTE Examinateur

Directeur scientifique, Institut National de Recherche en Sécurité

Ecole doctorale EMMA

Spécialité Mécanique

Les travaux de recherche présentés dans ce mémoire ont été réalisés à l’Institut

National de Recherche et de Sécurité pour la prévention des accidents du travail et des

maladies professionnelles (INRS). Ils sont le fruit d’un travail collectif, en particulier

celui de mon équipe, le laboratoire de Modélisation des Systèmes Mécaniques de

Prévention (MSMP), que je tiens à saluer et à remercier.

Je dédie ce mémoire à mes parents qui ont été des modèles dans ma vie.

1

SOMMAIRE

1 INTRODUCTION ...................................... ................................................... ......................... 3

2 BILAN ET PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES .................................................................. .............. 5

2.1 VISCOELASTICIMETRIE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.1.1 CONTEXTE ET ENJEUX DE RECHERCHE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.1.2 RESULTATS ET PERSPECTIVES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

2.2 STABILITE DYNAMIQUE DES MACHINES MOBILES... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

2.3 VIBRATIONS TRANSMISES A L’ENSEMBLE DU CORPS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.3.1 COMPRENDRE ET PREDIRE LE COMPORTEMENT VIBRATOIRE DES PNEUMATIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . 13

2.3.2 DEVELOPPER DES METHODES DE CONCEPTION DE SUSPENSIONS DE MACHINES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.3.3 AMELIORER LES CONNAISSANCES SUR LE COMPORTEMENT DYNAMIQUE DE L’HOMME ... . . . . . . 21

2.3.4 INTEGRER L’ERGONOMIE A LA CONCEPTION DES SYSTEMES DE PROTECTION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

2.4 VIBRATIONS TRANSMISES AU MEMBRE SUPERIEUR .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

2.4.1 METROLOGIE DES EFFORTS DE POUSSEE ET DE PREHENSION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

2.4.2 EFFETS PHYSIOPATHOLOGIQUES DES VIBRATIONS SUR L’HOMME ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

3 VALORISATIONS DES RECHERCHES ET TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES ......................................36

3.1 ABSORBEUR D’ENERGIE LIPROTEC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

3.2 DEVELOPPEMENT DE GANTS DE MESURE DE DISTRIBUTION DE PRESSION ... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

3.3 SIMULATEURS DE CONDUITE DE CHARIOTS ELEVATEURS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

4 RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE ............................................................................. ................45

4.1 ORGANISATION DE CONGRES SCIENTIFIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45

4.2 CONFERENCES INVITEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45

4.3 PARTICIPATION AUX COMITES DE LECTURE DE JOURNAUX SCIENTIFIQUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

4.4 PARTICIPATION A DES PROJETS EUROPENS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

4.5 COLLABORATIONS AVEC DES UNIVERSITES ET DES INSTITUTS HOMOLOGUES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

4.6 NORMALISATION INTERNATIONALE ET EUROPEENNE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

5 DIRECTION ET ENCADREMENT DE TRAVAUX UNIVERISTAIRES ..................................................51

5.1 ACCUEIL D’ELEVES INGENIEURS EN STAGE DE FIN D’ETUDE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

5.2 ENCRADEMENT DE DOCTORANTS .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

6 CARTOGRAPHIE DES RECHERCHES EFFECTUEES A L’ INRS ...................................................... ...54

7 REFERENCES......................................... ................................................... ..........................55

2

7.1 THESE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

7.2 COLLOQUES INTERNATIONAUX AVEC ACTES ET COMITE DE LECTURE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

7.3 REVUES INTERNATIONALES DE RANG A AVEC COMITE DE LECTURE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

7.4 REVUE NATIONALES SPECIALISEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

7.5 BREVETS ET DROITS D’AUTEUR .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

7.6 CONFERENCES INVITEES .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

7.7 BIBLIOGRAPHIE .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

3

1 INTRODUCTION

J’ai suivi une formation initiale d’ingénieur à l’Ecole Centrale de Lyon (promotion 1990). Dès mon intégration à

l’ECL et malgré le contexte économique en pleine expansion dans le secteur de l’ingénierie, j’ai souhaité

m’orienter vers la recherche. J’étais attiré par l’acoustique, qui me semblait être le prolongement logique de ma

passion dès le plus jeune âge pour la musique.

En 1990, après l’obtention d’un Diplôme d’Etudes Approfondies d’acoustique -préparé en parallèle à mon

diplôme de fin d’études d’ingénieur-, j’ai saisi l’opportunité de me former à la recherche en travaillant au sein du

laboratoire Coques et Structures du CERDAN (Centre d’Etudes et de Recherches sur la Discrétion Acoustique des

Navires de la Direction des Constructions Navales) à Toulon, dans le cadre d’une thèse de doctorat. Mes travaux

portaient sur le développement de méthodes numériques d’optimisation des structures selon des critères de

discrétion acoustique [PL_Th1], [PL_Conf_Int1]. Ils ont été financés par la Direction Générale de l’Armement

grâce à une bourse DRET/CNRS. Il s’agissait de développer une méthode d’optimisation numérique des

structures, adaptée à la méthode des éléments finis, pour minimiser leur flexibilité et leur transmissibilité

mécaniques sur une large bande de fréquence. Ces recherches étaient motivées par des exigences de discrétion

acoustique pour la conception des futures générations de sous-marins, en particulier pour réduire le bruit

transmis à la coque et rayonné dans le milieu aquatique par les carlingages et autres supports de machines.

Cette expérience m’a permis d’affirmer mon goût pour l’innovation scientifique et d’améliorer concrètement des

méthodes de conception utilisées en bureaux d’études. Ce dernier point et plus généralement le caractère

applicatif de la recherche, a constitué un attrait supplémentaire. Cet aspect compte encore aujourd’hui dans ma

motivation personnelle.

J’ai effectué mon doctorat en toute autonomie, en développant des liens étroits et en favorisant les échanges

avec les membres de mon laboratoire d’accueil, tous spécialisés dans le domaine de la vibro-acoustique.

Au plan technique, cette expérience m’a également permis de faire mes armes dans le domaine du calcul

scientifique dans la période effervescente du début des années 90 marquée par l’essor des super calculateurs.

Après mon doctorat, j’ai souhaité retrouver et développer toutes ces facettes de la recherche appliquée.

Après une période transitoire de 2 ans dans le monde industriel, où j’ai exercé en tant qu’ingénieur spécialisé en

calcul de structures au bureau d’études satellite de l’Aérospatiale, j’ai saisi l’opportunité de retrouver le monde

de la recherche. Ainsi ai-je rejoint l’INRS (Institut National de Recherche en Sécurité pour la prévention des

accidents du travail et des maladies professionnelles) en 1996, au début comme chargé d’étude puis en tant que

responsable du laboratoire MSMP (Modélisation des Systèmes Mécaniques de Prévention).

Le présent document dresse le bilan de mon activité de chercheur depuis l’obtention de mon doctorat

d’acoustique en 1994. Il s’articule autour de 3 parties principales :

• La première partie intitulée BILAN et PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES est consacrée à la présentation

synthétique du contenu scientifique de mes travaux de chercheur. Par souci de clarté et compte tenu du

caractère multidisciplinaire de mes travaux, qui touchent aussi bien à la dynamique des structures, qu’à

la biomécanique ou à la dynamique du véhicule, j’ai choisi de ne pas m’appesantir sur les

4

développements théoriques, préférant approfondir la réflexion sur les avancées obtenues, en les

positionnant par rapport à l’état de l’art dans ces différents domaines et en les mettant en perspective

par rapport aux enjeux à venir. Cet effort d’analyse est facilité pour ce qui concerne mes premiers

thèmes de recherche pour lesquels j’ai aujourd’hui un recul suffisant, qui me permet de mieux évaluer

mes contributions. Tous les travaux présentés ont donné lieu à des publications scientifiques dans des

journaux à comité de lecture cités en référence et pour certaines d’entre-elles jointes en annexe.

• Dans la seconde partie, intitulée VALORISATIONS des RECHERCHES et TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES,

je m’attache plus particulièrement aux retombées de mes travaux de recherche et de ceux de mon

équipe. Elles sont de diverses natures, brevets, transferts technologiques et industriels.

• Dans le domaine de la sécurité au travail, la normalisation constitue une autre forme de valorisation des

études, sans doute moins visible mais son impact est très important : les résultats de recherches

peuvent aussi servir à faire évoluer les normes en vigueur et même contribuer à l’élaboration de

nouvelles normes. Le champ de la normalisation sera abordé dans la troisième partie intitulée

RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE, dans laquelle je ferai également le point sur mes participations aux

comités de lecture de revues scientifiques, à l’organisation de conférences internationales et aux projets

de recherche financés par la communauté européenne ou autres collaborations avec des instituts

homologues ou des laboratoires universitaires.

5

2 BILAN ET PERSPECTIVES SCIENTIFIQUES

J’anime le laboratoire MSMP à l’INRS depuis 14 ans.

L’équipe du laboratoire MSMP se compose actuellement de 6 chercheurs et techniciens et d’un étudiant

chercheur, spécialisés dans la modélisation en mécanique (dynamique des structures, biomécanique et

dynamique des véhicules).

Son originalité repose sur la dualité simulation/expérimentation favorisée par de nombreux moyens d’essais et

de calcul. Nos études et recherches visent à améliorer les connaissances scientifiques utiles à la prévention des

risques professionnels, par exemple la compréhension des mécanismes physiologiques induits par l’exposition de

l’homme aux vibrations. Elles visent aussi à apporter des solutions concrètes à des problèmes rencontrés dans le

monde de l’entreprise. Ainsi par exemple disposons-nous également d’une grande expérience dans la conception

de suspensions de machines vibrantes.

2.1 VISCOELASTICIMETRIE

2.1.1 CONTEXTE ET ENJEUX DE RECHERCHE

Mes premiers travaux de recherche à l’INRS ont porté sur le développement de méthodes de mesure des

caractéristiques viscoélastiques des matériaux. En termes de prévention des risques professionnels, ces travaux

s’inscrivaient dans une action de réduction du bruit et des vibrations à la source, c’est-à-dire dès le stade de la

conception.

Les matériaux viscoélastiques, comme les élastomères, sont employés couramment dans l’isolation vibratoire et

acoustique. Ils sont utilisés par exemple pour la conception de plots ou de tôles sandwich… Aujourd’hui, les outils

de simulation numérique permettent d’optimiser le dimensionnement des composants des machines, bien avant

leur fabrication. Or, les méthodes de calcul employées nécessitent de connaître les caractéristiques physiques

des matériaux intervenant dans les composants isolants. Parmi ces caractéristiques, le module d’Young

caractérisant l’élasticité et le facteur de perte caractérisant l’amortissement, sont les deux grandeurs qui influent

directement sur les performances d’atténuation.

Les méthodes de mesure utilisées dans l’industrie se classent habituellement en trois catégories : les méthodes

vibratoires, les méthodes ultrasonores et les méthodes de propagation d’ondes.

Les premières consistent généralement à mesurer la rigidité dynamique d’un échantillon de matériau soumis à

des vibrations forcées, hors résonance. L’amplitude et le déphasage de la relation force-déplacement sont

directement liés aux caractéristiques de raideur et d’amortissement. L’appareil utilisé pour réaliser ces essais

porte le nom de viscoanalyseur [1]. Les méthodes vibratoires, répertoriées sous le vocable AMD (analyse

mécanique dynamique), peuvent également consister à déduire les propriétés viscoélastiques des

caractéristiques modales observées aux résonances d’une structure simple (poutre [2], plaque [3] ) composée du

6

matériau que l’on souhaite caractériser. Ces méthodes ne permettent pas de caractériser les matériaux aux

fréquences moyennes et élevées, ce qui les rend peu adaptées à des applications en acoustique.

Au contraire, les méthodes ultrasonores sont utilisées pour caractériser les matériaux à hautes fréquences. Elles

ont des applications nombreuses dans le domaine biomédical [4], [5], [6], [7]. Elles ne permettent pas d’accéder

directement aux grandeurs viscoélastiques dans le domaine audible [20-20000 Hz].

Les méthodes de propagation d’ondes couvrent idéalement la bande fréquentielle inexploitée par les deux

autres méthodes, domaine spectral qu’il est indispensable de prendre en compte pour des applications vibro-

acoustiques.

Les méthodes de propagation consistent à étudier la progression d’une onde de choc de compression dans un

barreau échantillon [8], [9]. En mesurant le front d’onde de la grandeur observée (déformation ou vitesse) en un

même point et aux instants correspondants à deux passages successifs (échos), il est possible, par un simple

calcul de fonction de transfert, d’accéder au module d’Young et au facteur de perte du matériau constituant le

barreau. Cette méthode dite à impulsions séparées est applicable lorsqu’on n’observe aucune interférence c’est-

à-dire en l’absence de recouvrement des impulsions successives (cf. Figure 1-a), ce qui est réalisable si le rapport

entre l’amortissement et la distance parcourue par le front de propagation n’est pas trop élevé. On comprend

aisément que dans le domaine temporel, l’amortissement aura pour effet d’élargir le front d’onde au cours de sa

propagation (phénomène de dispersion) et qu’il sera d’autant plus difficile d’isoler deux échos successifs que cet

amortissement est élevé (cf. Figure 1-b). Dans ce cas, une alternative pourra consister à mesurer l’onde incidente

en deux points distants, sous réserve d’augmenter la longueur du barreau échantillon, pour retrouver ainsi les

conditions d'impulsions séparées [10].

Figure 1 : allure de l’onde de propagation : a) impulsions séparées ; b) interférence

Outre les aspects liés à la couverture fréquentielle, cette méthode de mesure offre de nombreux avantages:

simplicité, coût et légèreté de mise en œuvre. L’appareil de mesure est réduit à sa plus simple expression : un

système de suspension du barreau échantillon par des fils (cf. Figure 2), un marteau pour générer l’onde de

compression à son extrémité et un capteur avec contact (jauge de déformation) ou sans contact (capteur de

vitesse à reluctance variable), équipé d’une chaîne de mesure et d’acquisition.

A l’époque où j’ai débuté mes travaux dans ce domaine, la méthode de propagation d’ondes comportait des

inconvénients qui limitaient drastiquement ses possibilités d’application dans un contexte industriel. Parmi ces

inconvénients, citons les trois plus importants :

• Les conditions restrictives d’impulsions séparées : La méthode n’est pas adaptée aux matériaux très

amortissants, comme il a été évoqué plus haut, pour des raisons de superposition de front d’ondes.

Impulsion réfléchie

b)

t

Impulsion réfléchie

a)

t

Impulsion incidente Impulsion incidente

7

L’état de l’art consistait à mesurer les fronts de déformation en deux endroits distincts à l’aide

d’extensomètres à fils résistants (plus communément appelés jauges de déformation). Or, la maîtrise

des techniques extensométriques, en particulier pour les matériaux à faible module élastique, constitue

en soi un savoir-faire rare ;

• La mise en forme des échantillons : Il n’est pas toujours aisé, voire souvent impossible d’extruder des

échantillons de matériaux sous la forme de longs barreau. Dans l’industrie, il est plus simple d’avoir

recours à des échantillons aux dimensions réduites, tels des plots;

• Les conditions limites : les matériaux sont mesurés dans des conditions libres aux deux extrémités. Or

les caractéristiques d’amortissement et de raideur évoluent aussi en fonction de la compression, pour

l’utilisation de plots isolants par exemple, ou de l’étirement, dans le cas de courroies, d’élingues, etc. Il

serait donc utile de pouvoir mesurer ces caractéristiques dans des conditions limites diverses, comme

cela est permis avec le viscoanalyseur.

2.1.2 RESULTATS ET PERSPECTIVES

Mes premières investigations ont porté sur la technologie de mesure des fronts d’onde. L’objectif était de

permettre cette mesure en une position quelconque du barreau, pour s’assurer du respect des conditions

d'impulsions séparées, ce qu’il était possible de réaliser avec des jauges de déformation.

De surcroit et contrairement à ces dernières, la mise en œuvre et l’utilisation des capteurs ne devaient pas

requérir de compétences autres que les bonnes pratiques de métrologie.

Le troisième objectif était économique : les technologies de mesure bon marché étaient privilégiées, dans un

souci de promouvoir la méthode auprès des concepteurs des bureaux d’études au budget parfois modeste.

Le meilleur compromis fut obtenu en utilisant des cellules phonolectrices haute-fidélité. Selon les lois de

l’induction électromagnétique, ces têtes de lecture de microsillons permettent de convertir les oscillations du

diamant en contact avec le barreau, elles-mêmes liées à la vitesse de propagation de l’onde, en un courant

alternatif.

D’un coût très abordable (quelques euros pour les têtes utilisées, de type aimant mobile), leur utilisation est

d’une extrême simplicité.

Les études menées, en partie en partenariat avec le Laboratoire de Mécanique et d’Acoustique de Marseille, ont

permis de valider l’utilisation de cette technologie de capteurs et de confirmer son apport pour garantir le

respect des hypothèses théoriques d'impulsions séparées [PL_Rev_Int1].

8

Figure 2 : vue d’ensemble du banc de mesure de matériaux viscoélastiques sur échantillons courts

Le problème lié à la fabrication des échantillons tests a été abordé plus tard, à la suite d’échanges avec un

équipementier du secteur automobile. Ce dernier était intéressé par la méthode de propagations d’ondes pour

caractériser des matériaux viscoélastiques entrant dans la composition de climatiseurs et pour réduire le bruit

émis par ces équipements. Or, il ne lui était pas possible de réaliser des échantillons tests de telle dimension.

J’ai alors travaillé à adapter la méthode de propagation à des échantillons de taille réduite. D’un point de vue

théorique, l’approche proposée est sensiblement différente. Contrairement à la méthode de propagation d’onde

explicitée plus haut, on n’accède plus directement aux grandeurs viscoélastiques dans le domaine fréquentiel.

C’est une méthode d’identification dans le domaine temporel qui consiste à modéliser la propagation de l’onde

dans une structure unidimensionnelle à deux milieux, en tenant compte des réflexions et des transmissions à

leur interface. Cette modélisation tient compte des propriétés viscoélastiques des deux matériaux au travers de

leur module d’Young et de leur facteur de perte. Le premier milieu prend la forme d’un barreau de référence aux

propriétés connues. Le second est composé d’un barreau court (quelques centimètres), collé à l’extrémité du

premier et dont les propriétés viscoélastiques sont inconnues. Il faut donc déterminer ces dernières par une

méthode inverse, dans un processus de minimisation de l’écart, au sens des moindres carrés, entre la forme

d’onde calculée et la forme d’onde mesurée sur une fenêtre temporelle bornée [PL_Rev_Int2]. Les résultats

Marteau Cellule phonolectrice

Echantillon test

Amplificateur

Cellules

photo-électriques (trigger)

Barreau référence

Analyseur spectral

9

obtenus avec un matériau élastomère ont démontré l’efficacité et la robustesse de cette approche qui est très

peu sensible, par exemple, à la position de la cellule phonolectrice sur le barreau, ou à la longueur de

l’échantillon test.

Plus tard, les travaux conduits pour étendre la méthode de mesure par identification à des échantillons pré-

contraints n’ont pas pu aboutir, en raison des difficultés liées à l’isolation des réflexions aux extrémités et au

contrôle du flambage aux taux de compression élevés.

2.2 STABILITE DYNAMIQUE DES MACHINES MOBILES

Depuis 2004, le laboratoire MSMP a développé un axe de recherche important s’inscrivant dans la thématique de

stabilité des machines mobiles.

Cette nouvelle thématique de recherche a été pour moi l’occasion d’élargir mon domaine de compétences, de la

dynamique des structures vers la dynamique des véhicules.

Initialement, je me suis intéressé aux problèmes de stabilité dynamique des compacteurs à cylindres à

conducteur porté. Ce type de machine est utilisé dans l’industrie routière et est destiné à compacter la couche

supérieure de la chaussée, après épandage d’un enrobé à chaud. Il est réputé instable, du fait d’un centre de

gravité assez haut. Une approche de simulation numérique, validée par des essais de basculement dynamique,

ont permis de démontrer que la caractérisation statique de la limite de stabilité en roulis n’est pas un indicateur

pertinent de sécurité de la machine, en conditions de fonctionnement [PL_Rev_Nat1] car il en surestime la

réserve de stabilité. Plus largement, cette étude a mis en évidence l’effet de paramètres influant sur la stabilité

dynamique en incluant les paramètres de conduite. Aujourd’hui certains fabricants internationaux de

compacteurs diffusent ces derniers résultats dans leurs notices d’utilisation.

Par la suite, au travers du projet de recherche multidisciplinaire CEMAMO (Conception Ergonomique des

MAchines MObiles) que je co-animais, nous nous sommes intéressés aux chariots élévateurs, qui sont à l’origine

de plus de 500 accidents avec incapacité par an et plus de 8000 arrêts de travail. Parmi les accidents observés sur

ce type de machines, le renversement latéral est la première cause d’accidents mortels (environ 6 décès chaque

année en France).

L’objectif de notre projet était d’agir à plusieurs niveaux pour infléchir favorablement ces statistiques :

• la conception,

• la réglementation,

• la formation.

L’originalité de cette approche reposait sur son caractère multidisciplinaire, alliant l’ingénierie dans ses

composantes de modélisation mécanique, de simulation et de conception, à l’ergonomie pour ce qui concerne

l’analyse de l’activité réelle de conduite des chariots et de l’organisation du travail.

Nous avons focalisé nos recherches sur le développement d’un modèle numérique capable de prédire la

dynamique du véhicule en toutes circonstances.

Du point de vue de la physique, la stabilité des chariots élévateurs repose sur la dynamique du contact roue/sol.

En termes de simulation numérique, la complexité réside dans la modélisation des relations entre les forces de

10

contact des pneumatiques et leur angle de dérive (angle entre la trajectoire d'une roue et son plan

d’orientation), le reste du véhicule étant traité avec des hypothèses de corps rigides.

L’établissement du modèle de pneumatique a été conduit en partenariat avec 3 fabricants européens (MICHELIN,

CONTINENTAL et TRELLEBORG).

Jérôme REBELLE, chercheur au laboratoire MSMP a eu en charge cette étude. Il a pu bénéficier de données

expérimentales réalisées par les 3 manufacturiers pour valider son modèle dans une approche de modélisation

connue sous le nom de « formule magique » ou « formule de Pacejka » [11], [12]. Le modèle de J Rebelle était

suffisamment précis pour prédire le renversement d’un chariot en fonction de tous les paramètres de conception

(dimensions du véhicule, distribution de masse, type de pneumatiques) et des paramètres de conduite (évolution

de l’angle de braquage, vitesse, positionnement de la charge).

Parallèlement, en 2006, je commençais à m’intéresser aux techniques de modélisation temps réel et à la réalité

virtuelle. J’ai alors décidé de valoriser les travaux de mon collègue en développant un simulateur de conduite

fondé sur son modèle mécanique de tenue de route, enrichi d’un modèle cinématique des organes de

manutention et d’un modèle de transmission de la force motrice.

L’objectif était double :

• dans un premier temps, développer un outil de recherche permettant de réaliser des études

paramétriques et contribuer ainsi à améliorer la stabilité des chariots dès le stade de la conception. Les

retombées de ces travaux étaient orientées vers les fabricants de chariots.

• A plus long terme, se profilaient également des perspectives de déploiement d’un outil pédagogique

d’aide à la formation des caristes. L’idée était de sensibiliser des derniers au risque de renversement en

les confrontant, par leur propre expérience, aux effets de conduites à risques. La cible visée était ici les

organismes de formation des caristes.

Le premier prototype a été développé en 2007 cf. ( [PL_Rev_Int3] ). Une cabine d’engin de chantier a été utilisée

pour reproduire le poste de conduite d’un chariot élévateur. L’environnement virtuel était retro-projeté

directement sur les 4 faces de la cabine, recouvertes de calque industriel et permettant ainsi une immersion

totale à 360°.

Au plan informatique, j’ai développé le logiciel de simulation en langage Delphi, en utilisant la bibliothèque

graphique OpenGL, la bibliothèque audio OpenAL et le moteur physique Newton Game Dynamics. C’est cette

configuration de développement, utilisant des bibliothèques OpenSource pour la plupart, et libres pour la

totalité d’entre elles, que j’ai conservée pour tous les simulateurs développés par la suite. L’inconvénient était

initialement un important investissement personnel qu’imposait l’appropriation de connaissances informatiques

spécifiques, notamment les techniques de programmation objet 3D temps réel que j’ai dû apprendre et

maîtriser.

L’avantage résidait dans les possibilités illimitées offertes en termes de modélisation, possibilités inégalées avec

des suites logicielles commerciales de développement 3D et surtout dans le fait de n’être soumis à aucune

redevance commerciale, avec pour perspective un déploiement ultérieur.

11

Une phase préliminaire de validation nous a permis de vérifier la précision des simulations grâce à des essais

comparatifs réalisés par 3 caristes professionnels et à l’aide de notre chariot d’essai instrumenté.

Nous avons alors utilisé le simulateur pour étudier l’influence des paramètres de conception dans la stabilité

latérale des chariots [PL_Rev_Int3]. Les simulations étaient suffisamment fiables et discriminantes pour mettre

en évidence l’effet des différents types de montes pneumatiques (enveloppes gonflées ou pleines) dans le

comportement global du véhicule. Plus précisément, nous avons montré que les pneumatiques gonflés

conféraient au véhicule une meilleure stabilité que les pneumatiques pleins dans certaines conditions de virage,

résultats qui allaient à l’encontre des idées reçues et qui ont été confirmés par la suite lors d’essais

systématiques effectués par nos partenaires industriels sur engins réels.

Nous avons évalué l’influence de tous les paramètres de conception (dimensions, position du centre de gravité,

inerties, cinématique de l’essieu arrière) sur la stabilité globale du véhicule.

Enfin, nos études ont permis de déterminer la vitesse critique de stabilité dynamique pour ce type de machines

mobiles. Pour des chariots de capacité de charge de 2.5 tonnes, cette vitesse est de l’ordre de 15 km/h. Cela

signifie qu’un tel chariot circulant à vide – a fortiori en charge, fourche baissée - à une vitesse inférieure à 15

km/h ne pourra pas se renverser sous l’effet des forces d’inertie, indépendamment de la vitesse de braquage.

Cette information revêt un intérêt particulier pour la conception des systèmes d’assistance à la conduite en

sécurité, ces derniers constituant les innovations majeures des dernières années dans le domaine de la

manutention.

En outre nos travaux s’inscrivaient dans une action importante au plan de la normalisation européenne. Nous

étions engagés dans un projet de conception d’une nouvelle norme de stabilité dynamique.

Cette norme est aujourd’hui en vigueur [13]. Elle définit les règles d’un code d’essai en virage, dans un parcours

délimité, dont les dimensions sont ajustables, en particulier la largeur du couloir de sortie et caractérisent la

stabilité dynamique du véhicule. Les essais de mise au point de la norme ont été réalisés conjointement par le

laboratoire MSMP et l’université de Hambourg, en partenariat avec les fabricants européens engagés en

normalisation. Ces derniers ont mis à disposition des deux équipes des chariots sécurisés par des béquilles pour

limiter le basculement latéral. En parallèle à cette phase purement expérimentale, des campagnes d’essais

virtuels ont été effectuées sur simulateur de conduite. Elles ont permis d’extrapoler les résultats obtenus lors des

essais réels en faisant varier les caractéristiques du chariot testé. Cette étude de sensibilité a permis d’améliorer

la robustesse de la norme [PL_Rev_Int3] et a mis en évidence le rôle de chaque paramètre de conception.

Le simulateur de conduite utilisé pour nos études a été exposé au salon de la manutention 2008 à Paris Nord

Villepinte (cf. Figure 3). Il a ainsi contribué à faire connaître le caractère applicatif de nos recherches dans le

secteur de la manutention. Ce fut également l’occasion d’échanger avec des professionnels de la formation sur

leurs attentes et les perspectives offertes par un tel outil au plan pédagogique. Cette expérience m’a convaincu

de l’utilité de la simulation de conduite pour la formation des caristes. Par la suite je me suis investi dans la

démarche de transfert vers les organismes de formation, cf. § 3.3.

12

Figure 3: simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°1 (2007)

13

2.3 VIBRATIONS TRANSMISES A L’ENSEMBLE DU CORPS

Les vibrations transmises à l’ensemble du corps par les véhicules et les engins (chariots de manutention, engins

de chantier…) entraînent des risques pour la santé des salariés, notamment des lombalgies ou des hernies

discales.

La protection des salariés nécessite d’agir à tous les maillons de la chaîne de transfert. On distingue

principalement 3 niveaux de transmission dans le cas des machines mobiles : la liaison roue-sol, la suspension de

cabine et la suspension de siège. Notons que l’immense majorité des machines utilisées dans le génie civil ou

dans le secteur industriel est dépourvue de suspension de châssis. C’est le cas par exemple des chariots

élévateurs.

Depuis une quinzaine d’années, avec mon équipe, nous avons contribué à agir sur ces trois composantes par des

actions d’études et recherches.

2.3.1 COMPRENDRE ET PREDIRE LE COMPORTEMENT VIBRATOIRE DES PNEUMATIQUES

Lors de l’entrée en vigueur de la directive machines [14], le contexte réglementaire européen a nécessité la mise

en place de méthodes d’essais vibratoires normalisées. La directive machine est un texte législatif adopté par les

institutions européennes régissant l’utilisation en toute sécurité des machines mises sur le marché. Elle prend en

compte tous les risques physiques et les nuisances susceptibles de résulter d’un usage normal ou

« raisonnablement prévisible ». Parmi ces nuisances, l’émission vibratoire de la machine doit être évaluée selon

des codes d’essais normalisés et spécialisés.

L’établissement d’un code d’essais vibratoires dédié aux chariots élévateurs a donc requis des travaux de

recherche spécifiques. Réalisé dans le cadre d’un projet européen [15], mon action s’est concentrée sur la

caractérisation du comportement vibratoire des pneumatiques de chariot élévateur. Il s’agissait d’évaluer

l’influence des pneumatiques sur le comportement global de la machine, afin de garantir la robustesse de la

méthode d’essai.

Le principe de l’essai consiste à faire circuler le véhicule à vitesse constante sur un parcours rectiligne, sur lequel

sont disposées transversalement deux planches, d’une épaisseur suffisante (quelques millimètres) pour générer

l’excitation vibratoire à leur passage. Rappelons que les chariots élévateurs sont des véhicules rigides dépourvus

de suspension et donc prompts à générer des secousses. La grandeur physique mesurée est l’accélération

verticale au poste de conduite, sa valeur efficace pondérée [16] (pour tenir compte de l’effet sur la santé des

vibrations transmises au corps entier) représentant l’indice de nuisance vibratoire de la machine.

Le but de mes recherches était de prédire la contribution des pneumatiques dans l’émission vibratoire du

véhicule et la sensibilité de cette contribution à tous les autres paramètres, comme la vitesse de déplacement,

l’emplacement et les dimensions des obstacles.

La méthode des éléments finis semblait convenir pour établir un modèle fiable et prédictif du franchissement

d’obstacle. Cependant cette approche se heurtait à plusieurs difficultés. Tout d’abord, il était extrêmement

difficile de disposer des caractéristiques mécaniques des divers constituants d’une roue sans réaliser d’essais

14

destructifs. D’autre part, la mise en données pouvait s’avérer complexe dans certains cas, compte tenu de la

nature composite de ces structures. Il n’est pas abusif de considérer que la maîtrise de la modélisation EF des

pneumatiques constitue en soi une expertise métier dans laquelle nous ne souhaitions pas investir. Enfin, les

calculs pouvaient s’avérer très longs, ce qui n’était propice à réaliser des études paramétriques.

J’ai donc choisi de m’orienter vers une autre approche, en développant un nouveau modèle de pneumatique.

L’objectif était de mettre au point un modèle de franchissement d’obstacle valide pour tous types de

pneumatiques, pleins ou gonflés, ne nécessitant pas d’essais de caractérisation coûteux et suffisamment réaliste

et discriminant pour conduire des études paramétriques fiables sur le comportement vibratoire du véhicule

complet. En outre, le modèle devait nécessiter des temps de calcul raisonnables.

Pendant la phase d’élaboration du modèle, nous avons conçu et fabriqué, au sein du laboratoire MSMP, un banc

d’essai destiné à tester le comportement vibratoire de pneumatiques en roulement (cf. Figure 4). Ce banc

permettait de mesurer l’accélération verticale d’un pneumatique roulant dans une couronne, avec un

chargement quelconque, dans des conditions de réponse libre ou forcée. Dans ce dernier cas, un vérin électro-

hydraulique permettait de générer une excitation arbitraire. Il était également possible de mesurer l’écrasement

instantané du pneumatique et l’effort vertical transmis à l’embase. Le moyeu de la roue était entraîné par un

moteur électrique et la couronne était libre, simplement guidée par des galets. En fixant un obstacle sur la face

intérieure de la couronne, on pouvait reproduire un essai de franchissement d’obstacle, avec certes un écart

quantitatif, par rapport aux essais sur piste, écart provenant de la courbure de la surface de roulement. Ce banc

a également été utilisé pour caractériser les divers pneumatiques modélisés et fournir les données d’entrée

nécessaires aux calculs.

Figure 4 : banc d’essais vibratoires de pneumatiques de chariots élévateurs

15

Le modèle que j’ai développé est fondé sur une approche semi-empirique qui consiste à modéliser la relation

force-écrasement au cours du franchissement d’obstacle en recherchant des invariants dans l’identification de

réseaux de courbes de mesure. Pour cela, j’ai introduit la notion de facteurs de forme, deux fonctions décrivant

respectivement l’évolution des efforts de contact entre la roue et le sol et l’évolution des efforts de contact entre

la roue et la surface de l’obstacle plat. L’idée était de trouver les paramètres judicieux et la métrique associée

pour que les facteurs de forme puissent décrire l’évolution des deux forces de contact, indépendamment de

l’écrasement du pneumatique et ainsi découpler la dimension verticale et la dimension horizontale.

Lorsque le pneumatique franchit l’obstacle, il existe au moins1 deux empreintes simultanées, la première sur le

sol, la seconde sur la surface de l’obstacle (cf. Figure 5). Les longueurs d’empreinte sont estimées par un simple

calcul trigonométrique dans le plan de roulement de la roue, en considérant le pneumatique comme un cercle

parfait. Le facteur de forme s’applique à la fraction entre la longueur d’empreinte sur la surface considérée (le sol

ou le sommet de l’obstacle) et la longueur d’empreinte que créerait la roue sur une surface infiniment plane

située à même altitude. Cette fraction évolue donc entre 0, dans le cas où le pneumatique n’est pas en contact

avec la surface et 1, dans le cas où la roue est entièrement en contact avec cette surface. Les efforts de contact

s’expriment alors chacun comme le produit du facteur de forme respectif et de la loi charge-écrasement du

pneumatique sur une surface plane, l’effort total d’écrasement étant égal à la somme des efforts de contact. En

pratique, les facteurs de forme et la courbe charge-écrasement sont tous identifiés par des polynômes du second

ordre.

Cette représentation ne permet pas de simuler correctement la relation force-écrasement au franchissement,

même dans des conditions statiques, car ces hypothèses sont irréalistes, en particulier à cause des efforts

internes s’exerçant mutuellement entre les surfaces du pneumatique en contact avec le sol et l’obstacle. En

effet, le cisaillement du pneumatique sur l’arête de l’obstacle tend à décoller la bande de roulement du sol,

réduisant d’autant la longueur de l’empreinte. Mais ces effets de couplages peuvent être pris en compte très

fidèlement, en introduisant un terme supplémentaire que j’ai appelé l’avance du choc. Ce terme peut être

interprété comme la longueur de décollement du pneumatique au niveau de l’arête de l’obstacle (cf. Figure 5).

Tout se passe comme si l’obstacle était décalé vers l’avant et comme si le choc se faisait ressentir en avance par

rapport à une représentation purement géométrique. Pour une hauteur d’obstacle et un modèle de

pneumatique donnés, une valeur constante de l’avance de choc permet d’obtenir une identification très précise

de la relation force-écrasement au cours du franchissement.

1 Si l’obstacle est suffisamment court, il peut y avoir présence de 3 empreintes simultanées, la roue pouvant être en contact

avec le sol de part et d’autre de l’obstacle. Ce cas de figure a été également pris en compte.

16

Figure 5 : modèle de calcul vibratoire de pneumatique

L’amortissement du pneumatique est pris en compte dans un modèle visqueux.

Ce modèle a été validé à l’aide du banc d’essai, en comparant des simulations d’accélérations verticales à des

mesures réalisées en faisant varier les paramètres de vitesse de roulement, de hauteur d’obstacle et de

chargement. D’excellentes corrélations ont été obtenues dans toutes ces conditions et pour différents types de

pneumatiques [PL_Conf_Int2].

Ce modèle a également été validé en calculant l’émission vibratoire du chariot complet en mouvement.

L’accélération verticale a été calculée au poste de conduite en faisant des hypothèses de corps rigides sur le

comportement dynamique du châssis dans la gamme fréquentielle excitée. Seule intervient donc la distribution

de masse de la machine, caractérisée par sa masse, son centre de gravité et ses inerties, grandeurs mesurées au

laboratoire. Les mesures d’accélération verticale ont été réalisées sur un chariot de 1.5 T de capacité de charge,

avec un obstacle de 0.8×15 cm. La Figure 6 représente des comparaisons calculs-essais de l’émission vibratoire

pour diverses valeurs de la vitesse de circulation du chariot (vitesse constante au cours de chaque essai).

Empreinte

Roue-sol

Empreinte

Roue-obstacle

Avance du choc

Fsol

Fobstacle

17

Figure 6 : émission vibratoire du chariot sur le parcours d’essai. Comparaison mesures-calculs à diverses vitesses de circulation.

La corrélation est bonne et l’on peut remarquer que l’accélération maximale instantanée n’est pas une fonction

croissante de la vitesse. Un phénomène d’interférence a permis d’expliquer cette évolution : l’accélération

maximale se produit au passage de l’essieu arrière sur l’obstacle. A cet instant, selon la valeur de l’angle de phase

de la réponse libre du chariot après excitation du train avant, le choc sur le train arrière est soit atténué (en

opposition de phase) soit amplifié (en phase).

Figure 7 : validation du modèle de calcul dynamique de pneumatiques de chariot élévateur selon le principe du code d’essai vibratoire EN

1302

La Figure 7 représente l’évolution, en fonction de la vitesse de circulation, de la valeur maximale de l’accélération

efficace glissante calculée sur une durée de 1 s. On observe une bonne corrélation entre les valeurs mesurées et

les résultats de calcul, pour une monte de pneumatiques gonflés ainsi que pour des pneumatiques pleins. On

remarque que le modèle est suffisamment précis pour rendre compte des écarts observés sur l’émission

vibratoire. Par exemple, à la vitesse de 9 km/h, en fonction du type de pneumatiques utilisés, cet écart atteint

40%.

18

Ces résultats ont été exploités pour mettre au point la procédure d’essai aujourd’hui normalisée [17]. Le modèle

numérique développé pour ces besoins et présenté plus haut, a été publié dans la revue scientifique

internationale du pneumatique Tire Science and Technology [PL_Rev_Int4].

Dans cette approche et contrairement aux éléments finis, les temps de calculs sont très courts. Les simulations

pourraient sans aucune difficulté être réalisées en temps réel. Quant aux données d’entrée du modèle, elles sont

extraites de deux essais, une mesure de la relation charge-écrasement sur une surface plane et une mesure de la

relation force-avancement de la roue à hauteur constante du moyeu au franchissement de l’obstacle (essai

répété pour 4 valeurs de la hauteur). De ces essais de caractérisation sont identifiés les facteurs de forme et

l’avance du choc.

Les résultats présentés sur la Figure 7 mettent en évidence le rôle joué par le pneumatique dans la transmission

des vibrations. Nous avons étudié plusieurs types de roues de chariots élévateurs pour analyser leurs

performances vibratoires et tenter d’isoler les caractéristiques mécaniques influentes. Des fabricants de

pneumatiques européens tels Michelin, Trelleborg ou Hutchinson, ont collaboré à ces travaux en fournissant des

montes et/ou en participant aux essais réalisés sur le banc INRS et sur piste. A cette occasion, la société

Hutchinson souhaitait évaluer le comportement vibratoire d’un nouveau concept de chambres anti-crevaison

qu’elle avait récemment déposé [18]. Des essais systématiques conduits en parallèle à des simulations ont

permis de dégager des recommandations à destination des manufacturiers [PL_Rev_Nat2]. Les principales

conclusions concernent le rôle de la raideur et de l’amortissement : contrairement aux idées reçues, l’usage de

pneumatiques gonflés ne réduit pas significativement l’émission vibratoire, par rapport aux pneumatiques pleins.

Malgré une souplesse plus importante qui tend à atténuer les chocs dus aux irrégularités du sol, leur

amortissement plus faible entretient plus longuement les vibrations libres du véhicule. Globalement et en termes

de dose vibratoire mesurée au poste de conduite, les performances des deux types de roues sont très proches.

Le concept de chambre pleine, initialement destiné à réduire les risques de crevaison des pneumatiques gonflés,

est, lui, intéressant car il allie une grande souplesse à un amortissement élevé [PL_Rev_Nat3].

2.3.2 DEVELOPPER DES METHODES DE CONCEPTION DE SUSPENSIONS DE MACHINES

La protection des salariés contre les vibrations transmises à l’ensemble du corps est en général efficace et de

faible coût, en isolant le poste de conduite. Malgré cela, de nos jours encore, certaines catégories de machines

mobiles mises sur le marché sont dépourvues de suspensions de cabine ou incorporent des suspensions

totalement inadaptées. Les fabricants préfèrent équiper leurs véhicules de sièges à suspension. Mais ceux-ci ne

représentent en fait qu’un pis-aller. Lorsque leurs caractéristiques – en particulier leur course, leur raideur et

leur amortissement - sont adaptées à la machine qu’ils équipent, ils nécessitent en général un réglage de poids à

la prise de poste, ce qui implique une formation adéquate mais également une autodiscipline qui n’est pas

communément répandue. A contrario, les cabines suspendues ne nécessitent aucun réglage et agissent de

surcroît sur plusieurs degrés de liberté.

19

Le laboratoire MSMP a conduit plusieurs actions de sensibilisation et de promotion du concept de cabine

suspendue auprès des fabricants de machines mobiles. Notre stratégie a consisté à développer des méthodes de

conception fondées sur la simulation numérique et des techniques d’optimisation, puis à réaliser des

démonstrateurs dans le cadre de partenariats auto financés avec des industriels.

Ainsi avons-nous développé un prototype de suspension de cabine de chariot élévateur avec le fabricant

allemand STILL [19] [PL_Rev_Int5]. Nous avons démontré que la modélisation permettait d’optimiser les

paramètres de conception de la suspension, pour atteindre une performance de filtrage de l’ordre de 50%, ce qui

revient à diviser d’un facteur 2 les accélérations transmises au conducteur. Contrairement au domaine

automobile, la masse suspendue, c’est-à-dire la cabine, étant très inférieure à la masse totale du véhicule, il est

légitime de poser des hypothèses de découplage. La méthode consiste alors à dimensionner les organes de

suspension en considérant les entrées vibratoires au niveau des fixations de la cabine. Ces dernières sont

mesurées lors de parcours types, tels des franchissements d’obstacles. L’intérêt est ici de s’affranchir de l’étape

de modélisation de la liaison roue-sol. Les caractéristiques de suspension sont alors optimisées par calcul pour

obtenir le meilleur compromis entre filtrage et occurrence de chocs sur butées. En effet, c’est la course, limitée à

quelques centimètres seulement, qui constitue ici le paramètre dimensionnant. Le prototype de cabine

suspendue a été réalisé dans une version mécanique intégrant des ressorts hélicoïdaux et des amortisseurs à

huile (cf. Figure 8). Il a été validé par la société STILL et par la suite, le partenaire allemand s’est approprié la

méthode de conception pour développer une suspension utilisant une technologie pneumatique, plus

économique.

Figure 8 : prototype de cabine suspendue INRS-STILL

20

Dans la même thématique, nous avons contribué à réduire l’exposition vibratoire des salariés travaillant dans le

secteur des travaux routiers, en concevant des plates-formes antivibratiles pour les finisseurs [20].

Les finisseurs sont des machines utilisées pour la construction et la réfection des routes. Ils servent à épandre

des enrobés bitumineux à chaud. Le régleur est un opérateur chargé de vérifier la qualité de l’épandage et du

lissage. Il doit également ajuster la largeur des bandes de bitume. Il stationne pour une grande partie de son

activité debout sur une plate-forme située à l’arrière de la machine. Cette dernière est équipée d’une suspension

qui fonctionne selon un principe très rudimentaire. Pourtant, les fabricants n’avaient pas réussi à concevoir un

système efficace. Sans le savoir, ils étaient confrontés à un problème d’adaptation d’impédance mécanique. En

effet, l’homme en station debout se comporte comme un système mécanique ayant une fréquence propre

autour de 5 HZ. Pour une excitation à fréquence plus élevée, environ 50 Hz pour les finisseurs, sa masse

apparente diminue et il est donc indispensable de compenser cet effet en lestant la plate-forme. 15 kg ont été

nécessaires pour un filtrage optimal.

Nous avons également été sollicités par la Mutualité Sociale Agricole pour développer une méthodologie de

conception de suspension pour sulky de trot attelé (cf. § 4.5). Il s’agissait de démontrer qu’il était possible

d’atténuer les vibrations transmises aux drivers pendant leurs séances d’entraînement [21]. La plupart des

modèles de sulky commercialisés sont équipés de suspensions mécaniques, généralement disposés sous l’assise

du siège et agissant en torsion ou en compression. Or, nous avons constaté qu’aucun de ces systèmes n’était

efficace, amplifiant même les vibrations au lieu de les atténuer. Nous avons donc développé une méthodologie

de dimensionnement de suspension, fondée sur une approche similaire à celle utilisée pour les cabines de

chariot élévateur. La structure du sulky a été modélisée avec des hypothèses de corps rigide, hypothèses

préalablement vérifiées par des calculs éléments finis. Les entrées vibratoires ont été mesurées lors d’une séance

de trot sur piste. Ces entrées sont de diverses natures : d’une part l’excitation provenant de la traction animale

possède une signature spectrale très typée, composée d’une raie fondamentale à 4 Hz correspondant à l’allure

du trot, suivie de ses harmoniques. D’autre part, l’excitation des roues provient des irrégularités de la piste. Elle

prend la forme d’un signal aléatoire de largeur de bande [5-20Hz].

Figure 9 : prototype de suspension de sulky INRS

21

Afin d’autoriser un débattement maximal, la suspension s’intègre comme un élément de berceau articulé autour

des points de fixation des brancards (structure tubulaire de couleur blanche sur la Figure 9). Deux ressorts

hélicoïdaux, disposés en V sous le siège, assurent la souplesse nécessaire entre le berceau et le châssis. Le

réglage de poids est permis par un système à manivelle agissant sur l’écartement des têtes de ressorts. La

cinématique de réglage est issue des calculs d’optimisation effectués avec le modèle numérique. Contrairement

au cas du chariot élévateur (où la réponse dynamique du conducteur avait une influence négligeable sur le

comportement dynamique de la cabine, du fait du contraste de masse), il existe un couplage dynamique

important entre le driver et le sulky. Le modèle de calcul intègre donc un mannequin numérique poly-articulé

implémenté à cet effet. Ses caractéristiques articulaires ont été identifiées par rapport aux spécifications de la

norme ISO 5982 [18] pour reproduire fidèlement le comportement biodynamique de l’être humain en position

assise.

Le prototype de sulky conçu et fabriqué par l’INRS a dans un premier temps été validé sur le banc d’essais

vibratoires du laboratoire MSMP2, puis en conditions réelles d’utilisation sur piste (cf. Figure 8). Les résultats ont

montré une atténuation vibratoire d’un facteur supérieur à 2 dans toutes les phases d’entraînement

[PL_Rev_Int6].

2.3.3 AMELIORER LES CONNAISSANCES SUR LE COMPORTEMENT DYNAMIQUE DE L’HOMME

Au travers des exemples de suspensions de machines mobiles précédemment évoqués, il apparaît clairement

que la conception de tels dispositifs de protection requiert des connaissances fondamentales sur le

comportement dynamique du corps humain. C’est bien souvent l’oubli ou la méconnaissance de ces derniers

aspects qui conduit à une isolation vibratoire inadaptée, voire totalement inefficace.

Par exemple, pour concevoir et évaluer une suspension de siège - étage ultime de filtrage des vibrations - il est

nécessaire de prendre en compte le couplage dynamique entre l’homme et la structure mécanique : l’homme en

position assise et soumis à des vibrations ne réagit pas comme une masse inerte. Sa colonne vertébrale se

déforme et influe en retour sur le comportement dynamique du siège. Les codes d’essais normalisés de siège à

suspension [22], [23], [24] recommandent l’utilisation de sujets humains répartis par catégories de poids.

Comme certains homologues et universitaires européens confrontés aux difficultés liées à l’emploi de sujets

d’expériences, le laboratoire MSMP a développé son propre mannequin anthropodynamique (cf. Figure 10). Ce

système, composé d’un assemblage de masses, de ressorts et d’amortisseurs, comprend 3 degrés de liberté de

translation en parallèle orientés dans l’axe vertical. Il est conçu de façon à reproduire l’impédance mécanique du

corps humain en position assise sur une surface rigide. Nous nous sommes appuyés sur la norme ISO 5982 [18]

définissant des enveloppes probables caractérisant la masse apparente de l’homme assis. Des essais inter-

laboratoires ont montré la fidélité de la simulation et les avantages de ce dispositif [25], [26].

2 Table d’essais vibratoires à deux degrés de liberté (vertical et horizontal) actionnée par 2 vérins électro-hydrauliques.

22

Figure 10 : mannequin anthropodynamique INRS pour essais vibratoires de sièges à suspension

Dans ce domaine, j’ai porté les travaux de mon équipe auprès du groupe de normalisation européenne CEN

TC231/WG9 visant en particulier à définir et spécifier les caractéristiques de mannequins anthropodynamiques

pour essais vibratoires de sièges à suspension.

Dans ce cadre, mes travaux de recherche ont également contribué à apporter des réponses aux problèmes

soulevés par la simulation du comportement biodynamique de l’être humain. Précisément, il s’agissait de

caractériser le rôle exact des membres inférieurs dans la transmission des vibrations à l’ensemble du corps et

dans l’interaction dynamique entre le sujet en position assise et le siège. Bien évidemment, les résultats devaient

influencer la conception du mannequin.

J’ai donc conduit une étude avec un groupe constitué de 12 sujets d’expérience. Un dispositif expérimental a

permis de mesurer la contribution dynamique des membres inférieurs. Il comprenait un assemblage guidé

incluant une assise rigide, un ressort et un amortisseur (cf. Figure 11). Les deux composants de la suspension ont

été extraits d’un siège du commerce destiné à équiper des chariots industriels et des tracteurs agricoles. Deux

accéléromètres ont été utilisés pour mesurer les vibrations sur la base (γi) et sur l’assise du siège (γs). Une cellule

de force a été insérée entre l’assise et la suspension pour mesurer les efforts dynamiques transmis au séant (Fs).

Le dispositif complet reposait sur une plate-forme de force (Fi), elle-même fixée sur le banc d’excitations

vibratoires du laboratoire MSMP. Ce dernier servait à générer des accélérations verticales judicieusement

choisies. Ainsi était-il possible de mesurer la masse apparente d’un sujet dans plusieurs configurations.

Une première série d’expériences a été réalisée avec une entrée vibratoire aléatoire de largeur de bande [0-10

Hz]. L’accélération a alors été mesurée au niveau de l’assise, mettant en évidence le filtrage des plus hautes

fréquences par la suspension. Par la suite une autre série a été réalisée en bridant la suspension et en générant

une entrée vibratoire (γi) identique à celle précédemment mesurée au niveau de l’assise (γs). Les deux séries

23

d’essais conduisaient donc à une excitation identique sous le séant du sujet. En revanche, au niveau des pieds,

les accélérations différaient, compte tenu du mouvement relatif de la suspension.

Figure 11 : moyen d’essai de caractérisation vibratoire des membres inférieurs

En parallèle, un modèle numérique de type corps rigides poly-articulés a été établi pour simuler le

comportement dynamique du sujet assis et identifier les paramètres mécaniques articulaires des membres

inférieurs. Le modèle a servi à déterminer le facteur S.E.A.T. (rapport entre les accélérations efficaces pondérées

mesurées à la base du siège et sur l’assise [18] ), en prenant en compte les degrés de liberté articulaires, ou au

contraire en ne considérant que la contribution massique de ces segments corporels.

Les résultats de cette étude montrent que la mobilité des membres inférieurs influe peu sur la réponse

dynamique globale du corps assis. In fine, le facteur S.E.A.T. peut-être affecté dans des proportions de l’ordre de

10% au maximum, qui restent inférieures aux dispersions inter-individuelles fréquemment observées pour ce

type d’essais.

En conclusion, cette étude a démontré la validité de l’approche consistant à simuler le comportement

dynamique d’un sujet assis par un système mécanique équivalent. Pour ce faire, il n’est pas nécessaire de

prendre en compte le couplage par le sol dû à la mobilité des membres inférieurs.

Cette étude a été publiée dans la revue Journal of Sound Vibration [PL_Rev_Int7].

Elle a permis de lever un verrou rencontré par le groupe CEN TC231/WG9.

Le groupe travaille actuellement à la caractérisation et à la maîtrise des dispersions constatées lors d’essais

circulaires inter-laboratoires de mannequins biodynamiques. Les développements en cours s’orientent vers une

norme de spécifications: pour être déclarés conformes, les mannequins devront avoir une masse apparente

respectant un gabarit précisément défini pour des excitations aléatoires spécifiées en fréquence et en amplitude.

Accéléromètre

Ressort

Amortisseur

Cellule de force

Plate-forme de force

Banc d’excitation vibratoire

24

Contrairement aux normes d’analyse et d’essais, les technologies utilisées pour atteindre ces critères de bio-

fidélité seraient laissées à la libre appréciation des concepteurs.

Aujourd’hui, le laboratoire MSMP n’est plus engagé activement dans cet axe de recherche, l’aboutissement de la

norme étant retardée par des freins qui ne sont pas de nature scientifique. Le prototype de mannequin

biodynamique est quant à lui fréquemment utilisé dans nos études pour caractériser les performances de filtrage

de sièges à suspension du commerce.

2.3.4 INTEGRER L’ERGONOMIE A LA CONCEPTION DES SYSTEMES DE PROTECTION

Notre expérience dans le développement de méthodes de conception et le transfert industriel de systèmes de

suspensions nous a conduits à systématiquement dépasser le cadre exclusif de la réduction des vibrations. En

effet, la prise en compte des aspects d’ordre économique (comme les coûts de fabrication et d’entretien) et des

facteurs socioculturels voire même des critères esthétiques sont autant d’éléments conditionnant le succès

d’une démarche de transfert. En pratique, la démarche de conception en laboratoire suivie d’essais en conditions

réelles n’est plus d’actualité. On privilégie depuis de nombreuses années la coopération avec les fabricants de

machines et les utilisateurs en amont des études.

Dans le même ordre d’idées, il est indispensable d’intégrer la composante ergonomique, c’est-à-dire de penser le

dispositif dans une situation de travail globale. Nous avons souvent été confrontés aux difficultés de certains

utilisateurs expérimentant pour la première fois un système de suspension installé sur une machine qu’ils

connaissent bien. Dans le cas des machines mobiles, les mouvements de très basses fréquences induits par la

souplesse des organes de suspension peuvent être à l’origine de ces difficultés d’adaptation. Ces mouvements

n’ont aucune répercussion sur la santé. En revanche, ils peuvent avoir un impact sur le confort, ou tout au moins

ils perturbent les habitudes de conduite.

Nous nous sommes intéressés à cette problématique dès 1999 en étudiant l’apport d’une stratégie de contrôle

actif dans la réduction des vibrations. Nous souhaitions utiliser les possibilités offertes par des composants actifs

ou semi-actifs pour limiter les mouvements de très basse fréquence de la suspension, en conservant la souplesse

nécessaire pour l’atténuation des vibrations à des fréquences plus élevées, soit des fréquences supérieures à 1

Hz.

Une première étape a permis de sélectionner la technologie la plus adaptée et de tester ses performances en

laboratoire, sur un système mécanique de type masses-ressorts à 3 degrés de liberté équivalent à ¼ de

suspension de cabine. La technologie magnéto-rhéologique appliquée à un amortisseur linéaire a été retenue.

Elle est fondée sur l’utilisation d’un fluide chargé de particules métalliques, dont l’orientation peut varier en

fonction du champ magnétique appliqué. L’orientation des particules influe directement sur la viscosité du fluide

et en conséquence sur l’amortissement résultant. Cette phase préliminaire d’investigation a été réalisée en

partie par des élèves ingénieurs dans le cadre de leur stage de fin d’études effectué au laboratoire MSMP [27],

[28]. Ces travaux ont conduit en outre à l’élaboration de plusieurs lois de contrôle, qui furent modélisées puis

mises en œuvre sur le démonstrateur mécanique à 3 ddl et évaluées à l’aide du banc d’excitations vibratoires du

laboratoire.

25

Dans une seconde phase, faisant suite aux résultats encourageants obtenus au cours de l’étape d’instruction, j’ai

eu la responsabilité de concevoir un prototype de suspension semi-active de cabine et d’évaluer ce dispositif sur

le chariot d’essai du laboratoire. Pour assurer à cette entreprise toutes les chances de réussite, l’INRS a lancé un

appel à collaboration auprès des laboratoires européens les plus avancés dans le domaine du contrôle actif. Le

laboratoire ASL (Active Structure Laboratory) de l’université libre de Bruxelles, dirigé par le professeur André

Preumont, a été choisi pour son expérience et son approche pragmatique du problème. La réalisation des

interfaces électroniques de contrôle des amortisseurs magnéto-rhéologiques fut confiée à la société Micromega

Dynamics, spin-off de l’ULB, qui est intervenue en tant que partenaire industriel.

Figure 12 : schéma de principe de la suspension semi-active de cabine de chariot élévateur INRS-ULB

Nous nous sommes initialement orientés vers une approche de contrôle académique en adaptant le principe du

« sky-hook» [29], [30], [31], [32]. Nous avons alors été confrontés à des problèmes d’excitations parasites hautes

fréquences, provenant des commutations rapides du signal de commande des amortisseurs, elles-mêmes

induites par les fréquents changements de signe de leur vitesse relative. Notre approche a alors évolué vers une

stratégie adaptative fondée sur une heuristique propre. Un critère fut établi pour détecter les situations de

conduite nécessitant la rigidification de la suspension. L’intérêt de la technologie MR était principalement de

permettre un accroissement important de l’amortissement jusqu’à atteindre le blocage complet, avec un faible

apport d’énergie et dans un intervalle de temps très court. L’actionnement de la pédale de frein (information

binaire ON/OFF) et la mesure de l’accélération centrifuge composaient les grandeurs physiques d’entrée du

critère d’activation des amortisseurs.

Le prototype de suspension semi-active de cabine (cf. Figure 12) réalisé selon cette heuristique a été validé par

des séries d’essais menées dans diverses configurations de conduite : des essais de franchissement d’obstacles

ont permis de vérifier que les caractéristiques mécaniques de la suspension étaient adaptées et permettaient

26

d’atténuer efficacement les secousses. Des essais en virage, en slalom et en freinage intensif ont quant à eux

permis de vérifier que la suspension n’induisait pas de mouvements parasites de très basses fréquences

susceptibles de perturber le conducteur.

Ces travaux ont été publiés dans la revue Vehicle System Dynamics [PL_Rev_Int8]. Le magazine Le moniteur -

Matériels et chantiers a consacré un article au démonstrateur dans la rubrique « Innovation» [33].

Au plan technique cette réalisation offre l’avantage de s’intégrer à la stratégie de valorisation du concept de

cabine suspendue et de faciliter son appropriation par les travailleurs salariés.

Au plan économique en revanche, les surcoûts induits par l’introduction de la technologie semi-active ne sont

pas adaptés à la demande du marché. En effet, en comparaison avec le secteur automobile qui a pu déployer

massivement des systèmes « intelligents » à coûts modérés en tirant parti des effets d’échelle, le domaine de la

manutention industrielle n’en est qu’aux balbutiements. Pour exemple, le système de multiplexage bus CAN

développé par Bosch pour l’industrie automobile en 1986, n’est disponible chez certains fabricants de chariots

élévateurs que depuis le début des années 2000.

En ce sens, ces travaux s’inscrivent dans le champ de la prospective qui permet d’assoir la crédibilité du

laboratoire MSMP pour continuer à porter la prévention des maladies professionnelles vers les constructeurs de

machines.

2.4 VIBRATIONS TRANSMISES AU MEMBRE SUPERIEUR

La problématique des vibrations transmises aux membres supérieurs se distingue de celle des vibrations

transmises à l’ensemble du corps, par la nature des sources vibratoires. Les accélérations émises par les

machines vibrantes portées à la main ont un contenu spectral plus élevé en fréquence que les machines mobiles.

En termes de pathologies associées aux vibrations main-bras, on observe des troubles ostéo-articulaires liés à

l’utilisation de machines percutantes émettant des vibrations de basses fréquences (<50 Hz) telles que les brise-

béton et des troubles vasculaires (syndrome de Raynaud) ou neurologiques liés à l’utilisation de machines

tournant à des fréquences plus élevées comme les meuleuses, défonceuses, fraiseuses (3000 à 12000

tours/min). Le tableau de maladies professionnelles n°69 (régime général) codifie les affections provoquées par

les vibrations et chocs transmis au système main-bras.

Aujourd’hui encore, on connaît mal les mécanismes physiologiques liés à la nature vibratoire des excitations

mécaniques pouvant conduire à des troubles de la santé. La caractérisation des paramètres physiques influents

n’en est que plus difficile.

Deux questions de fond alimentent les travaux de la communauté scientifique depuis plusieurs décennies :

• les relations entre la fréquence et l’amplitude des signaux d’excitation vibratoire et la santé des

personnes exposées.

• les effets délétères combinés des vibrations et des efforts de couplage entre la machine et l’opérateur.

Ces derniers se composent des efforts de poussée et des efforts de préhension.

27

Les vibrations transmises au membre supérieur peuvent être évaluées selon la norme ISO 5349-1 [34], qui définit

une pondération fréquentielle et des filtres limiteurs de bande afin de permettre une comparaison uniforme des

mesurages. Les valeurs obtenues peuvent être utilisées pour prévoir les effets contraires des vibrations

transmises par la main sur la gamme de fréquences couverte par les bandes d'octave comprises entre 8 Hz et 1

000 Hz. Les courbes de pondérations fréquentielles doivent en théorie rendre compte des effets

physiopathologiques liés à la fréquence d’excitation. Or, ces réseaux de pondération sont remis en cause par une

partie importante de la communauté scientifique. En particulier, il leur est reproché de sous-estimer l’amplitude

des accélérations au-dessus de 50 Hz et nous montrerons par la suite quelles en sont les conséquences pour la

conception des machines.

De la même manière, la norme ISO 5349-1 ne prend pas en compte les efforts de couplage entre l’homme et la

machine. Cela signifie que la transmission des vibrations dans le membre supérieur est supposée indépendante

de ces efforts. Tout au moins l’effet des vibrations sur la santé n’est pas supposé altéré par ces derniers. Ces

hypothèses ne sont pas confirmées par les analyses épidémiologiques des déclarations de maladies

professionnelles. Par exemple, on observe très rarement des troubles physiologiques chez les utilisateurs de

machines percutantes guidées à la main telles les fouloirs, alors que les utilisateurs de brise-béton sont

concernés par des troubles ostéo-articulaires. Or, ces dernières machines nécessitent des efforts de poussée et

de préhension d’un niveau plus élevé pour des caractéristiques de percussion équivalentes.

2.4.1 METROLOGIE DES EFFORTS DE POUSSEE ET DE PREHENSION

Nous nous sommes engagés dans cette thématique de recherche il y a une douzaine d’année. La première étape

a consisté à développer des outils de mesure des efforts de couplage. En 2000, ces outils n’étaient pas

disponibles sur le marché. L’INRS a souhaité contribuer par ses recherches à leur développement.

Le principe de base consistait à mesurer la cartographie de distribution de pressions à l’interface entre la main et

la poignée de la machine, à l’aide de matrices de capteurs souples et fins. L’accès aux forces de couplage se

faisait dans un second temps par un calcul d’intégration spatiale.

Cette technique repose sur des hypothèses simplificatrices, la plus restrictive consistant à négliger la contribution

des efforts tangentiels aux efforts de couplage. Elle exige aussi de contrôler un nombre important de paramètres

pouvant influer sur la chaîne de traitement des mesures brutes de pression. Citons par exemple, la résolution

spatiale des matrices de capteurs, le recouvrement partiel des zones de la main en contact, la sensibilité des

capteurs aux efforts tangentiels, à la température, à la courbure, les effets de fluage, d’hystérésis, la réponse

dynamique de la chaîne de mesure …

Nous avons dû tout d’abord sélectionner la technique de mesure appropriée. Deux grands types de technologies

sont présentes sur le marché, la technologie semi-résistive et la technologie capacitive. Des essais comparatifs

ont été conduits sur des matrices de capteurs utilisées dans des conditions académiques (surfaces planes,

charges matérielles ayant des formes et des surfaces variées).

28

Cette étude expérimentale a été réalisée en grande partie par des élèves ingénieurs de l’ENSEM que j’ai encadrés

pour leur stage de fin d’étude au sein du laboratoire MSMP (Florent Dantigny en 1998 [35], [36], David Feutry en

2002 [37] ). Les résultats ont confirmé les conclusions des quelques études publiées à l’époque [38], [39], [40] ,

démontrant toutes la fiabilité supérieure de la technologie capacitive, à un coût certes plus élevé.

Des études récentes, menées selon des protocoles aujourd’hui établis, démontrent toujours la prééminence de

la technologie capacitive, mais les performances de la technologie semi-résistive ont progressé, notamment pour

ce qui reste leur point faible, la sensibilité au fluage [41], [42].

Ensuite il a fallu intégrer la technologie de mesure de pression dans un système de mesure complet recouvrant la

surface de contact entre la main et la poignée de machine. Le premier enjeu était de trouver le meilleur

compromis entre un taux de recouvrement important des surfaces de contact (pour ne pas introduire de biais

trop élevés dans le calcul d’intégration des pressions locales) et une bonne ergonomie du système, plus

précisément pour ne pas restreindre la mobilité des doigts. Le second enjeu était de permettre l’utilisation du

système de mesure dans des conditions réelles de travail en entreprise, dans des ambiances physiques sévères et

avec une certaine souplesse d’utilisation.

Nous nous sommes d’abord orientés vers la réalisation d’un gant métrologique permettant de mesurer la

distribution de pression. Nous avons étudié la faisabilité d’un tel dispositif à l’aide de bandes de capteurs

simplement positionnées sur la surface interne de la main [35], [36], puis nous avons conçu plusieurs prototypes

de gants et financé leur fabrication sur fonds propres de l’INRS. Nous avons collaboré avec NOVEL, société

allemande spécialisée dans la technologie capacitive pour des applications biomécaniques.

A l’usage, il s’est avéré que le concept de gant métrologique n’était pas adapté à la mesure des efforts de

couplage. La technologie se heurtait au problème des déformations importantes et complexes des tissus mous à

l’intérieur de la main, alors que le principe d’intégration numérique du champ de pression nécessitait une grande

précision et une bonne résolution. Néanmoins, ces développements ont permis d’aboutir à des outils

métrologiques utiles dans les domaines biomécaniques et ergonomiques. Ces gants métrologiques font

aujourd’hui partie intégrante du catalogue de capteurs commercialisés par NOVEL (voir § 3.2).

Nous avons poursuivi nos recherches pour améliorer la méthodologie de mesure des efforts de couplage et

surtout pour imaginer des capteurs mieux adaptés à l’anatomie de la main et à l’ergonomie des machines

portatives. C’est ainsi que dans le cadre du projet européen VIBTOOL (2003-2005, [43] ) nous avons collaboré

avec NOVEL et l’université d’Ancône pour valider le concept de matrice FINGERMAT [PL_Conf_Int3]

[PL_Rev_Int9] (cf. § 4.4). Contrairement aux prototypes de gants conçus précédemment, l’idée était ici

d’instrumenter la poignée et non plus la main de l’opérateur. L’avantage principal était de pouvoir déterminer

relativement aisément la position et l’orientation des capteurs individuels et ainsi mieux maîtriser les erreurs de

calculs d’intégration.

29

Figure 13 : matrice FINGERMAT de mesure de distribution de pression (2005)3

Au-delà du développement de systèmes de mesure, nous avons contribué à l’amélioration des méthodes de

mesurage des efforts de couplage. Concrètement, la méthodologie que nous avons développée, reposant

essentiellement sur une définition mathématique originale des efforts de couplage, prend aujourd’hui la forme

d’une norme internationale (ISO 15230 [44] ), principal livrable du projet VIBTOOL.

La méthodologie de mesurage a été mise en œuvre sur le cas d’étude de la meuleuse pneumatique. Nous avons

analysé les interactions entre les efforts de couplage et l’émission vibratoire de la machine [12], [PL_Rev_Nat4]

Plusieurs situations de travail représentatives de l’activité d’ébarbage ont été reproduites en laboratoire. Les

essais ont montré que les vibrations émises dépendaient peu des efforts exercés par l’opérateur. Elles

proviennent essentiellement des défauts d’équilibrage du disque abrasif et sont directement corrélées avec la

vitesse de rotation de la machine (environ 6000 tours/min). En situation normale de travail l’opérateur n’exerce

pas d’effort suffisamment intense pour freiner le disque. Les vibrations issues de l’abrasion sont d’intensité

moindre et à des fréquences plus élevées.

2.4.2 EFFETS PHYSIOPATHOLOGIQUES DES VIBRATIONS SUR L’HOMME

Comme évoqué plus haut, les effets physiopathologiques de l’exposition du membre supérieur aux vibrations

sont aujourd’hui encore mal connus et cette méconnaissance se traduit en outre par des normes inadaptées.

Pour la prévention des maladies professionnelles, le déficit de connaissances de ces mécanismes

physiopathologiques a des répercussions très importantes sur la santé, mais aussi dans le domaine de l’ingénierie

3 http://novel.de/pdf/sensor/matrix/S2062_Finger-Mat.pdf

30

de conception, comme nous l’illustrons ci-après avec le concept de poignée anti-vibratile sandwich, système de

protection contre les vibrations adapté aux meuleuses portatives.

Le principe d’un tel dispositif est d’absorber une partie des vibrations émises par la machine (meuleuse

pneumatique) grâce à l’ajout de plots en matériau viscoélastique enserrés autour de l’âme métallique de la

poignée par une coque superficielle (cf. Figure 14).

Des mesures d’accélération ont été réalisées sur la machine en fonctionnement lors d’une tâche d’ébarbage,

avec la poignée d’origine (poignée métallique cylindrique) et avec la poignée modifiée (poignée sandwich).

Figure 14 : Poignée anti-vibratile de meuleuse pneumatique équipée d’un accéléromètre pour mesurer l’émission vibratoire

La représentation spectrale de la réponse vibratoire mesurée pour chacune des deux configurations testées est

donnée en Figure 15 (configuration avec la poignée d’origine et configuration avec la poignée sandwich). On

constate une atténuation très importante dans la bande de fréquence située au-dessus de 200 Hz (courbe A).

Cette bande fréquentielle correspond aux vibrations provenant de l’abrasion de la matière usinée par le disque,

le maximum situé à 100 Hz correspondant lui à la vibration engendrée par le balourd du disque (défaut

d’équilibrage).

En appliquant la pondération fréquentielle normalisée à ces mesures, on constate alors que les accélérations de

haute fréquence sont considérablement atténuées (courbe B). Les courbes étant représentées sur une échelle

logarithmique, cet effet serait encore plus visible dans une représentation linéaire.

31

Figure 15 : Densités spectrales de puissance mesurées avec poignée d’origine (rouge)

et avec poignée anti-vibratile (bleue), mesures brutes (A) et mesures pondérées en fréquence (B)

L’énergie vibratoire émise par la machine équipée de la poignée sandwich est représentée par la surface sous la

courbe de densité spectrale (couleur jaune). L’énergie dissipée, donc le gain apporté par la poignée sandwich, est

représentée par la surface de couleur verte. On comprend ainsi que la performance affichée de la machine en

termes d’émission vibratoire, exprimée comme le rapport de l’énergie dissipée sur l’énergie émise est bien

altérée par l’application de la pondération. Dans le cas présenté, l’atténuation est de l’ordre de 20 % sans

pondération (rapport des valeurs efficaces d’accélération émise poignée sandwich/poignée d’origine dans l’axe

perpendiculaire à la meule, courbe A) et quasi nulle en appliquant la pondération (courbe B). En conséquence,

l’intérêt pour les fabricants de s’orienter vers ce type de protection est très faible.

L’impact de la norme ISO 5349-1 sur la conception des machines serait préjudiciable à la prévention des risques

liés à l’exposition vibratoire, s’il se confirmait que la norme sous-estimait l’effet des moyennes et hautes

fréquences sur la santé.

Or, depuis deux décennies, une vingtaine d’études épidémiologiques réalisées dans les secteurs de

l’aéronautique [45], l’industrie papetière [46], le secteur forestier [47] [48], l’industrie automobile [49],

l’industrie minière [50] montrent que les salariés exposés aux vibrations développent des syndromes des

vibrations lorsque les niveaux vibratoires sont inférieurs aux valeurs limites édictées dans la norme. M. Bovenzi

propose d’établir une nouvelle pondération en s’appuyant sur une revue de synthèse de ces études de cohortes

[51].

Par ailleurs, des études physiologiques [52] et analyses histologiques réalisées sur des modèles animaux [53] [54]

[55] [56] [57] [58] ont montré que la propagation des vibrations dans le membre supérieur engendre des

modifications, au moins à court terme, sur le réseau vasculaire digital. La propagation des vibrations induit des

variations des champs mécaniques locaux (contraintes, déformations...) qui sont, en grande partie, responsables

de ces modifications. D’un point de vue plus général, il a été montré que les contraintes et déformations sont un

facteur essentiel des évolutions au cours du temps des tissus vivants, soit de leur croissance, remodelage,

morphogenèse et régénération. La connaissance de l’évolution de ces grandeurs mécaniques et la

A B

Filtre fréquentiel

ISO 5349-1

32

compréhension de leur rôle sur ces phénomènes évolutifs internes aux tissus biologiques sont donc deux étapes

indispensables dans la compréhension des effets des vibrations sur le système main-bras.

Depuis le début de la décennie, le laboratoire MSMP oriente une partie importante de ses travaux vers

l’approfondissement des connaissances de ces mécanismes physiopathologiques. Pour contribuer à améliorer la

représentativité de la norme ISO 5349-1 et, par voie de conséquence, améliorer la conception des machines

vibrantes portées à main, nous avons choisi d’adopter une stratégie de recherche fondée sur la modélisation et

la simulation numérique. Cette stratégie s’articule en deux axes :

• Le premier axe vise à prédire l’évolution des grandeurs physiques (déformations, contraintes, pressions,

etc.) à l’intérieur des tissus mous de la main exposée à des vibrations. Christophe Noël est l’ingénieur

en charge de cette étude au sein du laboratoire MSMP. La complexité de ces recherches réside

notamment dans la nature des lois de comportement avec la prise en compte de l’hyperélascticité des

tissus, de la viscosité (dissipation de l’énergie vibratoire sous forme de chaleur), mais aussi du type de

sollicitations qui fait intervenir des grandes déformations et des contacts unilatéraux. A l’échelle du

modèle, les tissus sont considérés comme homogènes et isotropes. Cette approche s’inspire des travaux

initiés par les chercheurs homologues du NIOSH4 [59].

Des travaux sont conduits en parallèle pour valider le modèle de doigt en cours de développement. Des

campagnes d’essais sont programmées en 2014 sur un groupe composé d’une trentaine de sujets. Elles

consisteront à mesurer le champ de vitesse pariétale sur la surface externe de la main serrant la poignée

instrumentée du banc d’essais en vibrations main-bras (banc VALENTINE, cf. Figure 16) [60]. Un second

banc d’essai servira à mesurer l’impédance mécanique de la pulpe du doigt (fonction de transfert entre

la force de compression et la vitesse vibratoire).

Figure 16 : visualisation du champ de vitesse mesuré par vélocimétrie laser sur la surface externe de la main soumise à des vibrations

(banc VALENTINE, C. Noel)

4 The National Institute for Occupational Safety and Health (USA)

33

Ces mesures ne permettront pas de valider les calculs de distributions de contraintes à l’intérieur des

tissus, mais elles fourniront des éléments de vérification partiels des calculs vibratoires. Par exemple, le

modèle EF de doigt doit correctement prédire les fréquences de résonance mesurées et les

amortissements modaux associés.

Les grandeurs physiques calculées par ce modèle macroscopique alimenteront un modèle local à

l’échelle de l’artère digitale distale.

• Le modèle mésoscopique d’artère constitue le second axe de cette recherche qui a débuté en janvier

2014. L’objectif est de contribuer à lever des verrous scientifiques liés à la compréhension du rôle des

sollicitations mécaniques dynamiques sur les phénomènes de remodelage et de croissance se

produisant au sein des vaisseaux sanguins des membres supérieurs, traduisant une adaptation

fonctionnelle sur le court terme, mais susceptibles de conduire sur le long terme à des dommages

structurels comme l’appauvrissement micro-vasculaire, dont une manifestation est le syndrome des

« doigts blancs » (troubles de la circulation sanguine).

Les artères sont des tissus mous non uniformes, constitués de plusieurs couches concentriques (cf.

Figure 17), de comportement non linéaire et anisotrope, ce dernier trait étant dû en partie à la présence

de fibres de collagène. La microstructure des vaisseaux est modélisée dans la littérature moderne par

des modèles hyperélastiques anisotropes structuraux à deux familles de fibres orientées de façon

hélicoïdale relativement à la direction circonférentielle. Une certaine dispersion peut être introduite

pour ce qui est de l’orientation des fibres dans la direction radiale. Une revue complète et récente de

ces modèles est présentée dans [61].

Figure 17 : structure de la paroi artérielle

La composition et la microstructure des parois des vaisseaux évoluent (proportions de collagène

d’élastine, de cellules musculaires lisses) en fonction des chargements subis [62], et influencent en

retour les propriétés mécaniques dans une boucle de rétroaction mécano-biochimique complexe encore

non élucidée. Un problème fondamental en biologie du développement réside dans la compréhension

34

des facteurs susceptibles de promouvoir la genèse de formes biologiques, impliquant les processus de

croissance (variation de masse), remodelage (variation de propriétés), et de morphogenèse

(changement de forme), ces trois termes correspondant à une classification établie par Taber [63]. Les

modèles de croissance - reconnue de nature volumique pour des tissus mous biologiques, et plutôt de

surface pour les tissus durs - peuvent être classés en trois familles (l’article de synthèse de Taber, 1995

fournit une classification des phénomènes d’évolution de la sous-structure [63] ), dont les mérites et

inconvénients respectifs sont mentionnés (une présentation plus exhaustive est donnée par Menzel et

Khul [64] ) :

o les modèles de croissance cinématique avec évolution vers un état homéostatique : ils

reposent sur la décomposition multiplicative du gradient de la transformation (finie) en une

partie de croissance incompatible et une partie élastique, proposée historiquement par

Rodriguez et al. [65]. La première évolue au cours du temps en fonction de la différence entre

une mesure tensorielle de contrainte et la même mesure associée à l’état homéostatique

présupposé [66] [67] [68] [69]. La critique principale faite à ces modèles est l’absence d’un

cadre mécanique rationnel ;

o les approches de type plasticité volumique, qui ont été développées dans un cadre rationnel

utilisant l’écriture du second principe pour des systèmes ouverts, pour identifier les lois

d’évolution de la croissance [70] [71] [72]. Il est important de noter le rôle privilégié joué par le

tenseur purement matériel d’Eshelby dans l’écriture des lois de croissance pour certains

modèles [70] [71] [72] [73] selon une vision inspirée historiquement des travaux pionniers

d’Eshelby [74] ; l’idée centrale est de dissocier la variation de forme due au mouvement (qui se

produit dans la configuration physique) des évolutions de microstructure dues à des

phénomènes se déroulant au sein d’une configuration de référence évolutive (croissance,

remodelage). Les approches développées jusqu’à présent sont encore pour l’essentiel de

nature purement mécanique, et mériteraient d’incorporer plusieurs champs dans une

approche de type mécano-biologie, à l’instar de [73] [74] [75].

o les modèles de remodelage de la paroi artérielle, qui décrivent les évolutions des orientations

des fibres de collagène [70] [71] [76] [77] [78]. Tous ces modèles décrivent une orientation

principalement circonférentielle du côté de l’intima (couche interne) et une direction axiale ou

croisée au niveau de l’intima. Ces modèles diffèrent selon le nombre de paramètres introduits,

ce qui soulève pour certains un problème d’identification ; des critères d’orientation plus fins

des fibres doivent également être introduits, dans la mesure où des résultats contradictoires

émergent de certaines modélisations. Le remodelage au sens large doit également prendre en

compte l’évolution des propriétés mécaniques, résultant de la modification de l’activité

cellulaire et de phénomènes de mécanotransduction.

Un des aspects novateurs de cet axe (également un verrou scientifique) est la prise en compte des

aspects dynamiques. En effet, si la variété des modèles mécaniques du remodelage et de la croissance

de tissus mous développés au cours des deux dernières décennies est importante, peu d’études ont

35

abordé l’influence de sollicitations dynamiques sur ces deux phénomènes. Les effets mécaniques

dynamiques agissent clairement de façon indirecte en basses fréquences, par le biais de l’écoulement

sanguin pulsé, dont une modification des caractéristiques dynamiques conduit à une modification de la

sous-structure des parois artérielles, et par voie de conséquence de leurs propriétés et leur géométrie.

La prise en compte de l’aspect dynamique hautes fréquences des variations des champs mécaniques

locaux sur le remodelage des vaisseaux n’a en revanche jusqu’alors fait l’objet d’aucuns travaux.

Ce second axe de recherche s’inscrit dans un partenariat de recherche avec l’équipe de biomécanique et bio

ingénierie tissulaire du Laboratoire d’Energétique et de Mécanique Théorique et Appliquée (LEMTA) de

l’Université de Lorraine.

L’INRS a décidé de financer ces travaux au travers d’une bourse de doctorat qui a démarré au début de l’année

2014, sous la responsabilité du Pr JF Ganghoffer.

Un partenariat de recherche est également à l’étude avec l’unité 1116 de l’INSERM (risque cardiovasculaire,

rigidité – fibrose et hypercoagulabilité) pour obtenir des données expérimentales sur des tissus vivants de

culture.

36

3 VALORISATIONS DES RECHERCHES ET TRANSFERTS TECHNOLOGIQUES

3.1 ABSORBEUR D’ENERGIE LIPROTEC

Liprotec est une invention de Jean Paureau, ingénieur au laboratoire MSMP. Son principe a été déposé à l’INPI

[79]. Il consiste à dissiper l’énergie potentielle libérée lors d’une chute de hauteur et à protéger ainsi le

travailleur en limitant les efforts transmis par le harnais. L’absorbeur Liprotec se compose d’un fil d’acier

inoxydable enroulé autour d’un axe (cf. Figure 18). Il joue le rôle d’un élément fusible mécanique en se déroulant

à effort constant de manière irréversible. La longueur de fil déroulé est proportionnelle à l’énergie à absorber,

donc à la hauteur de chute et à la masse. L’intensité de la force de déroulement dépend de plusieurs paramètres

de conception, comme le diamètre de l’axe, le diamètre du fil et les propriétés mécaniques de l’acier. Il est par

conséquent très simple de dimensionner la valeur de l’effort maximal admissible pour qu’il soit conforme aux

normes en vigueur.

Après le départ à la retraite de Jean Paureau, j’ai souhaité valoriser ses travaux, en particulier en cherchant à

convaincre les fabricants d’équipements de protection de commercialiser ce dispositif sur le marché français.

Une première phase a consisté à établir un dossier technique pertinent avec l’aide financière de la cellule de

valorisation de l’INRS. L’idée était d’élaborer un modèle de calcul mécanique permettant de faciliter le

dimensionnement des paramètres de l’absorbeur en limitant le nombre d’essais/erreurs. L’approche par

éléments finis a semblé la méthode de calcul la plus adaptée. La principale difficulté a résidé dans la modélisation

des déformations plastiques et plus particulièrement les phénomènes d’écrouissage. Le modèle devait

correctement prédire les efforts d’enroulement du fil autour du mandrin, lors de la fabrication de l’absorbeur,

puis les efforts de déroulement lors de son utilisation.

La mise au point du modèle éléments finis a été confiée à la société SAMTECH qui commercialise le logiciel de

calcul SAMCEF [80]. En conclusion de cette étude il s’est avéré qu’une approche de type éléments finis

permettait bien de prédire les efforts dynamiques de déroulement, sous réserve de réaliser des essais de

caractérisation des aciers utilisés. En effet, nous avons été surpris de constater des écarts importants entre les

caractéristiques mécaniques fournies par les sidérurgistes et les caractéristiques réelles des matériaux

commercialisés.

37

Figure 18 : absorbeur d’énergie Liprotec.

Un appel à collaboration a été lancé auprès des entreprises du secteur des équipements de protection

individuels. La société TRACTEL - entreprise internationale spécialisée dans les équipements de levage et les

équipements de sécurité- a souhaité participer à ce projet de transfert industriel. Des essais de démonstration

ont permis de convaincre les concepteurs de TRACTEL de l’intérêt de l’absorbeur.

Par la suite, nous avons conclu une convention de collaboration pour aboutir au développement de la ligne de

vie5 TRAVSPRING, dont un schéma de principe est donné en Figure 19. Cette ligne de vie intègre un absorbeur

LIPROTEC qui a pour fonction de limiter les efforts transmis aux ancrages et d’augmenter la sécurité du

dispositif.

Depuis 2005, un contrat de transfert lie l’INRS et TRACTEL pour la commercialisation de la ligne de vie

TRAVSPRING.

Le transfert du brevet LIPROTEC vers des Equipements de Protection Individuels de type Stop-Chute n’a pas été

retenu, essentiellement pour des raisons de principe. En effet, nous ne souhaitions pas contribuer à développer

le marché des EPI, cette approche n’étant à considérer dans la démarche intrinsèque de prévention des risques

qu’en dernier recours, après la réduction des risques à la source et la protection collective.

5 Dispositif de sécurité utilisé lors de travaux en hauteur, permettant à l'utilisateur de s'y attacher afin de prévenir les risques

de chute.

38

Figure 19 : Schéma d’implantation type d’une ligne de vie TRAVSPRING.

3.2 DEVELOPPEMENT DE GANTS DE MESURE DE DISTRIBUTION DE PRESSION

Dans le cadre de nos recherches évoquées plus haut dans le § 2.4.1, nous avons travaillé à la conception de gants

instrumentés pour mesurer la distribution de pression à l’interface de la main et de la poignée d’outil. Après

avoir étudié la faisabilité à l’aide d’assemblages de bandes de capteurs [35], [36] nous avons conçu un gant en

2000 en collaboration avec la société allemande NOVEL, spécialisée dans la technologie capacitive

[PL_Conf_Int4]. Ce premier prototype prenait la forme de 5 bandes de capteurs souples reliées entre elles à leur

base, l’ensemble pouvant être positionné sur la surface interne de la main, comme le montre la Figure 20.

A l’usage, il s’est avéré que la forme du gant n’était pas adaptée aux mouvements des doigts qui, en flexion,

induisaient nécessairement un glissement relatif sur leur face interne ou un plissement des bandes.

39

Figure 20 : 1er

prototype INRS de gants de mesure de distribution de pression (2001)6

Nous avons dû imaginer un autre principe pour tapisser de capteurs l’intérieur de la main. Le principe retenu

consistait à subdiviser les bandes de capteurs en matrices locales réparties autour des zones anatomiques peu

sujettes à déformations, comme la pulpe des doigts ou la zone du carpe [PL_Rev_Int9]. A l’opposé, les zones

articulaires ne devaient pas être couvertes. Pour permettre la flexion des doigts, les matrices devaient être

positionnées perpendiculairement aux phalanges, une connectique unique étant utilisée pour relier les trois

matrices d’un même doigt, optimisant ainsi les câblages et facilitant le positionnement des capteurs sur le gant

(cf. Figure 21). Les matrices étaient ajustées et fixées à l’aide de bandes adhésives sur un gant support en textile.

La fabrication des matrices de capteurs a été sous-traitée à la société NOVEL. Le prototype a été soumis à des

séries d’essais de validation pour vérifier ses capacités à mesurer les efforts de couplage avec précision. Les

essais ont été concluants dans le sens où la perte d’information provenant des surfaces de contact non couvertes

de capteurs avait une influence faible sur la résultante globale de poussée et de préhension. En revanche, une

difficulté subsistait dans la méthode de mesurage des efforts de couplage (poussée et préhension). En effet, la

méthode de calcul par intégration nécessitait de connaître précisément l’emplacement et l’orientation de tous

les capteurs individuels pour chaque posture de la main, ce qui était difficile lorsque le sujet saisissait une

poignée.

Ces deux prototypes présentent un intérêt qui dépasse le cadre de nos recherches sur les efforts de couplage. On

imagine aisément les applications potentielles d’un système de mesure de distributions de pression en

ergonomie ou en biomécanique. Ils sont par ailleurs tous les deux commercialisés par NOVEL. Il est également

intéressant de constater que l’un des principaux concurrents de NOVEL, la société TEKSCAN, a repris

6 http://novel.de/pdf/sensor/matrix/S2026_glove-sensor-female.pdf

40

intégralement le concept du gant INRS et le propose également dans son catalogue, dans une version semi-

résistive (cf. Figure 22).

Figure 21 : 2ème

prototype INRS de gants de mesure de distribution de pression (2003)7

Figure 22 : gant de mesure de distribution de pression commercialisé par la société Tekscan (2011)8

7 http://novel.de/novelcontent/medical?start=3

41

3.3 SIMULATEURS DE CONDUITE DE CHARIOTS ELEVATEURS

Comme cela a été détaillé plus haut au § 2.2, l’étude de la stabilité des chariots élévateurs m’a permis d’acquérir

des connaissances dans le développement d’outils de simulation de conduite.

En parallèle à mes activités de recherche, j’ai souhaité aller plus avant dans la valorisation de ces connaissances

et je me suis intéressé au domaine de la formation. J’ai proposé d’utiliser la simulation de conduite pour

sensibiliser les caristes au risque de renversement latéral, en complément aux formations classiques délivrées au

travers du CACES (Certificat d’Aptitude à la Conduite En Sécurité).

A ce stade de la réflexion, le modèle de transfert technologique n’était pas complètement établi. A priori

j’envisageais de nous orienter vers le déploiement d’un système complet intégrant les composantes matérielle et

logicielle.

Il fallait alors concevoir une interface matérielle adaptée (cf. Figure 23). J’ai imaginé une interface composée

d’un pupitre de commandes reproduisant les organes de conduite (volant et pédales) et les leviers de

commandes de fourche (élévation de la fourche, inclinaison du mât, écartement des bras de fourche, translation

de la fourche). La scène virtuelle était rétro-projetée sur un grand écran translucide et incurvé pour augmenter

l’immersion de l’apprenant. Un levier de commande à deux axes permettait de modifier l’orientation du point de

vue, de telle sorte que l’utilisateur pouvait scruter l’environnement extérieur au véhicule sur 360° et modifier

l’azimut de la caméra pour observer indifféremment le sol ou le sommet du mât.

8 http://www.tekscan.com/grip-pressure-measurement

42

Figure 23 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°2 (2007)

J’ai également imaginé une version « économique » de l’interface de commande (cf. Figure 24) dont le principe

reposait sur l’utilisation d’une interface commercialisée pour les jeux vidéo de simulation automobile en assurant

une démultiplication correcte du volant de jeu à l’aide d’un système mécanique à pignons conçu et ajouté à cet

effet.

Figure 24 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°3 (2009)

Ces deux systèmes de simulation ont été déposés à l’INPI [PL_Brev1].

En parallèle, j’ai constitué un groupe de travail avec des représentants d’organismes professionnels de formation

des caristes, de l’éducation nationale, de la caisse régionale d’assurance maladie de l’est, de la chambre de

commerce de Colmar et des collègues du service de formation de l’INRS. Ce groupe avait pour objectif de fixer le

contenu pédagogique du logiciel de simulation et d’organiser ce contenu sous la forme de modules autonomes

pour aboutir en quelque sorte à un cahier des charges pédagogique.

J’ai développé le logiciel de simulation sur la base des spécifications établies par le groupe de travail, puis une

version prototype (version prototype n°2) a été confiée au lycée professionnel Bertrand Schwartz de Pompey,

dans le cadre d’une coopération avec l’inspection académique de Nancy. Cet essai de validation a duré toute une

année scolaire. Les retours des enseignants ont été positifs, quant aux apports de la simulation de conduite pour

la préparation au CACES des élèves de bac professionnel.

Il restait alors à organiser le transfert technologique vers un industriel capable de commercialiser le système

complet comprenant le logiciel et l’interface de commande.

La société ACREOS a proposé de nous rejoindre dans ce projet.

ACREOS est une société française spécialisée dans le développement de simulateurs de conduite d’engins de

chantier. La société était intéressée par l’ajout du chariot élévateur à son catalogue d’engins simulés et proposait

43

de concevoir sa propre plateforme interface, ce qui fut accompli en 2011 (cf. Figure 25). L’avantage reposait sur

la modularité des interfaces proposées à la vente. Ainsi est-il possible de simuler sur une même plateforme

plusieurs engins, en interchangeant simplement les boitiers de contrôles.

En parallèle j’ai dû adapter le logiciel existant aux spécificités techniques de cette plateforme. Il comprend

désormais 11 scénarios ou modules pédagogiques simulant toutes les situations à risque qui peuvent être

rencontrées sur les plates-formes logistiques. Chaque module comprend plusieurs séries de 10 ou 15 exercices

chacune : conduite à vide, conduite à charge, chargement et déchargement de rayonnages pour palettes et de

véhicules, gerbage et dégerbage, interactions avec piétons et autres machines mobiles, illustration interactive

des notions de transfert de masse incluses dans la plaque de charge, etc.

Le simulateur est valorisé par l’INRS sous le nom SIMCHAR et le logiciel est déposé [PL_Brev2].

Figure 25 : simulateur de conduite SIMCHAR, INRS/ACREOS (2011)9

SIMCHAR est commercialisé depuis juin 2011 [81], [82], [83]. A ce jour, on compte parmi les acquéreurs des

entreprises comme des constructeurs automobiles, des organismes professionnels du secteur de la formation,

des lycées professionnels, une chambre de commerce et d’industrie, un groupe du secteur du travail temporaire,

etc.

Il est également distribué à l’étranger. Des organismes situés en Colombie, Italie et l’université technologique

d’Athènes en ont fait l’acquisition.

9 http://www.inrs.fr/accueil/produits/innovation/equipement/simchar.html

44

Figure 26 : simulateur de conduite de chariot élévateur, prototype n°4 (2011)

En parallèle à mon activité de transfert, j’ai également continué mes recherches dans la simulation de conduite.

En particulier, j’ai souhaité acquérir et capitaliser le savoir-faire en matière de simulation dynamique. En 2009, le

recrutement au sein du laboratoire d’un technicien supérieur spécialisé en automatique/électronique a permis

de concrétiser notre projet de simulateur de conduite dynamique (cf. Figure 26) dont le but était d’augmenter le

réalisme de la simulation en restituant les accélérations du véhicule en mouvement.

Ce prototype a été exposé au Mondial de la Simulation 2011 au musée de l’air et de l’espace du Bourget.

45

4 RAYONNEMENT SCIENTIFIQUE

4.1 ORGANISATION DE CONGRES SCIENTIFIQUES

J’ai participé activement à l’organisation de 2 congrès internationaux et un colloque français. Outre les aspects

d’organisation matérielle, j’ai essentiellement contribué à la sélection des articles soumis, à l’organisation

thématique des sessions, à l’animation de session en tant que modérateur et, pour le colloque BVT, à la

présentation d’une conférence introductive sur l’état des recherches dans le domaine de l’effet des vibrations

sur l’Homme. Une partie importante de ma contribution a également porté sur la révision des papiers publiés

dans les actes.

• 9ème

congrès international sur les vibrations mains-bras. 5-8 Juin 2001, Palais des congrès, Nancy.

• 3ème

congrès international sur les risques liés à l’exposition aux vibrations transmises à l’ensemble du

corps humain. 7-9 Juin 2005, Palais des congrès, Nancy.

• Colloque Bruit et Vibrations au Travail. 2-4 mars 2011, maison de la chimie, Paris.

4.2 CONFERENCES INVITEES

J’ai été invité à plusieurs reprises à des conférences internationales pour présenter les recherches en cours au

laboratoire MSMP [PL_Conf_Inv1], [PL_Conf_Inv2] [PL_Conf_Inv3] ou pour dresser un état de la recherche

internationale dans le domaine des vibrations transmises à l’homme [PL_Conf_Inv4].

46

4.3 PARTICIPATION AUX COMITES DE LECTURE DE JOURNAUX SCIENTIFIQUES

Je suis régulièrement sollicité par les bureaux éditoriaux de revues scientifiques pour évaluer des projets de

publication qui leur sont soumis. J’ai participé à des comités de lecture de trois journaux en particulier :

• Journal of Sound and Vibration

• Vehicle System and Dynamics

• Ergonomics

J’ai également été sollicité pour évaluer des dossiers de demande de subvention de recherche. A titre d’exemple,

j’ai ainsi évalué des dossiers soumis par des pairs à l’ANR et au conseil régional de Franche-Comté.

J’ai participé à l’évaluation de travaux d’organismes de recherche. J’ai par exemple expertisé des études pour le

compte de l’IRSST (institut homologue de l’INRS au Québec) et de l’agence d’évaluation de la recherche italienne

ANVUR (Agenzia Nazionale di Valutazione del Sistema Universitario e della Ricerca).

47

4.4 PARTICIPATION A DES PROJETS EUROPENS

Le laboratoire MSMP a participé à 5 projets européens :

• Projet européen : Development of mobile machinery vibration emission tests using artificial test tracks.

Contrat n° MAT1-CT 940077. 1995-1997.

• Projet européen : Testing suspension seats for end-stop impacts. Acronyme : TESTOPS. EC Standards

Measurements and Testing Programme. Contrat n° SMT4 CT97 2161. Octobre 1997 à Septembre 2000.

• Projet européen: Grip force mapping for characterisation of hand-held vibrating tools. Acronyme :

VIBTOOL. contrat n° G6RD-CT-2002–00843, Janvier 2002 à novembre 2005.

• Projet européen. Evaluation and improvement of suspension seat vibration isolation performance.

Acronyme : VIBSEAT. contrat n° G3RD-CT-2002-00827 of the EU FP5 Growth programme. Septembre

2002 à Decembre 2005.

• Projet européen : Risks of occupational vibration exposures. Acronyme : VIBRISKS. EC FP5 projet n°

QLK4-2002-02650. Quality of Life and Management of Living Resources. Janvier 2003 à décembre 2006.

[PL_Conf_Int5]

Pour deux de ces contrats européens, j’ai conduit personnellement les études.

Par exemple, mes travaux sur la modélisation du comportement vibratoire des pneumatiques de chariot

élévateur ont pris leur origine dans le contrat n° MAT1-CT 940077 qui avait pour objectif la mise au point d’une

méthode d’essai vibratoire pour les machines mobiles : pour les besoins du projet, des recherches étaient

nécessaires pour analyser l’influence des pneumatiques dans la méthodologie d’essai proposée (cf. § 2.3.1).

De même, c’est en partie dans le cadre du contrat n° G3RD-CT-2002-00827 que j’ai travaillé au développement

d’un gant de mesure de pression de contact à l’interface homme-machine.

Pour les autres projets, les collègues chercheurs ou étudiants chercheurs de mon équipe ont eu en charge la

conduite des études programmées. Ma contribution portait alors sur le suivi scientifique et l’administration

financière du contrat.

48

4.5 COLLABORATIONS AVEC DES UNIVERSITES ET DES INSTITUTS HOMOLOGUES

Certains de mes travaux de recherche ont été réalisés dans le cadre de collaborations avec des universités ou des

instituts de recherche. Ces collaborations pouvaient être motivées par des complémentarités au niveau

scientifique et technique sur des sujets d’intérêt commun. Elles pouvaient aussi répondre à des demandes de

sous-traitance prenant fondement dans la politique d’externalisation de la recherche menée par des organismes

homologues.

Dans le premier cas, citons pour exemple les recherches conduites sur le contrôle actif. Le laboratoire MSMP ne

disposait pas en 2003 de compétences en automatique, ni en mécatronique. En revanche nous avions une

expérience reconnue en dynamique des véhicules et dans la méthodologie de conception de suspensions

passives.

J’ai alors lancé un appel à coopération auprès des laboratoires les plus réputés dans le domaine du contrôle actif

en Europe. Parmi les 7 propositions techniques et financières reçues en réponse, celle du laboratoire ASL (Active

Structure Laboratory) de l’Université Libre de Bruxelles a semblé la plus pertinente. Nous avons alors conduit

ensemble un projet co-financé de développement de suspension semi-active de cabine de chariot élévateur qui

s’est concrétisé par la réalisation d’un démonstrateur [PL_Rev_Int8].

Le second cas de figure s’est présenté lorsque la Caisse Centrale de la Mutualité Sociale Agricole a conduit une

campagne nationale de sensibilisation sur les risques professionnels dans le secteur du trot attelé. Dans ce cadre,

la CCMSA a confié à l’INRS la mission de sensibiliser les professionnels du secteur à l’entrée en application de la

directive vibrations [14]. Comme toute directive européenne, la directive vibrations a force de loi dans les états

membres. Elle impose aux employeurs d’évaluer l’exposition vibratoire de leurs salariés et fixe une côte d’alerte

de risque à 2,5 m/s2

pour 8h d’exposition. Une valeur limite est également fixée à 5 m/s2.

Nous avons mis en évidence l’insuffisance de l’isolation vibratoire des sulkys utilisés couramment pour les

entraînements de trot attelé. Nous avons ensuite démontré qu’il était possible de concevoir des suspensions

efficaces pour sulkies. La CCMSA a alors souhaité financer le développement d’un démonstrateur. C’est ainsi que

nous avons conçu et fabriqué un prototype de suspension de sulky que nous avons validé au centre

d’entraînement de Grosbois, en région parisienne [PL_Rev_Int6]. En parallèle, nous nous sommes efforcés de

transférer les principes de conception auprès d’un fabricant de sulky impliqué dans la campagne de

sensibilisation [21].

49

4.6 NORMALISATION INTERNATIONALE ET EUROPEENNE

Les contrats de recherche européens n° G3RD-CT-2002-00827 et n° MAT1-CT 940077 ont été réalisés dans un

contexte normatif. Les recherches conduites visaient à la définition de projets de norme, comme par exemple un

code d’essai normalisé pour la mesure de l’émission vibratoire des machines mobiles (en application de la

directive machine, cf. § 2.3.1) pour ce qui concernait le premier projet et une méthode de mesurage des forces

de couplage à l'interface homme-machine pour le second.

Les deux projets de norme ont été portés au niveau européen et font aujourd’hui partie de la collectiion CEN

[44], [17].

Comme évoqué précédemment (cf. § 2.3.3), j’ai également contribué par mes travaux de recherche, à faire

avancer le projet de normalisation de mannequin anthropodynamique pour essais vibratoires de sièges à

suspension, en participant au groupe de normalisation européenne CEN/TC 231/WG9.

J’ai enfin représenté l’INRS au niveau européen en tant que membre expert du groupe de travail CEN/TC

150/WG11 « stabilité des chariots industriels ». Cet engagement a permis de valoriser les travaux de mon équipe

sur la dynamique des véhicules en participant au développement d’un code d’essai dynamique de stabilité des

chariots élévateurs. Ce code d’essai entre à présent en vigueur en tant que norme européenne [13].

Le groupe TC150/WG11 a commencé à travailler sur les problèmes de renversement latéral en 2000.

Auparavant, la commission européenne avait mandaté le CEN (Comité Européen de Normalisation) pour

l’établissement de normes sur la sécurité des chariots industriels. Deux normes [84], [85] furent rédigées et

adoptées par le CEN en 1998, puis diffusées en 1999 pour publication au journal officiel de la communauté

européenne (OJEC). Ainsi, l’application de ces normes devait conférer aux fabricants de chariots la présomption

de conformité, relativement aux dispositions de la directive Machine [14]. Or, les états allemand, puis français et

italien votèrent une clause de sauvegarde contre la publication de ces deux documents, en invoquant des

manques quant à la prise en compte des risques de renversement latéral. Le CEN reçut alors un second mandat

de la commission européenne pour réviser les deux textes.

En 2003 j’ai rejoint le groupe TC150/WG11 qui était composé en majorité de fabricants européens de chariot

industriels. En tant que représentant d’un institut de santé et sécurité au travail, la principale difficulté fut de les

convaincre des compétences techniques du laboratoire MSMP. Pendant la période où nous acquérions de

l’expérience dans le domaine de la stabilité des véhicules, domaine d’étude nouveau pour mon équipe, les

débats s’orientaient vers les besoins en formation des caristes et l’amélioration de la conception des véhicules

n’était quasiment pas abordée. Les fabricants étaient très réticents à l’idée d’introduire des contraintes

techniques supplémentaires.

Il nous a fallu 3 ans pour atteindre un niveau de compétence reconnu, notamment au travers des travaux de

Jérôme Rebelle sur la modélisation du renversement dynamique des chariots et des travaux de David Feutry sur

la modélisation du comportement dynamique des conducteurs en situation de renversement latéral [86]. Ceci

m’incita alors en janvier 2006 à proposer au groupe TC150/WG11 d’agir sur la conception en élaborant un projet

de nouvelle norme d’essai dynamique de stabilité. La co-responsabilité de ce projet fut confiée à l’INRS et à

l’université Helmut Schmidt de Hambourg (équipe du prof. BRUNS). L’université de Hambourg conduisait les

50

recherches et développements des principaux constructeurs allemands et était financée au travers d’une

fondation réunissant ces fabricants (Still, Jungheinrich, Linde) et le Berufsgenossenschaft, organisme de gestion

de l’assurance accidents du travail.

Concrètement, des campagnes d’essais ont été conduites conjointement en France et en Allemagne pour mettre

au point une méthode expérimentale. A cette fin, des chariots sécurisés contre le risque de renversement avec

des béquilles latérales, ont été mis à notre disposition par nos partenaires fabricants.

Dans son principe, le code d’essai consiste à faire circuler le chariot à pleine vitesse à l’intérieur d’un parcours

délimité en forme de L. Le chariot doit exécuter le virage sans franchir les limites du parcours et sans

décollement des roues intérieures au virage. La largeur du couloir de sortie est une fonction de la vitesse

maximale du véhicule (cf. Figure 27).

La définition de cette fonction a constitué le cœur des discussions avec les fabricants. Il s’agissait de trouver un

compromis entre des objectifs d’amélioration de la sécurité et des contraintes d’ordre socio-économique. Les

campagnes d’essais, mais aussi les études paramétriques réalisées sur simulateur de conduite (cf. § 3.3) ont

contribué à apporter des éléments objectifs aux débats pour finalement aboutir à un document aujourd’hui

publié [13].

Figure 27 : essai dynamique de stabilité latérale de chariot industriel

51

5 DIRECTION ET ENCADREMENT DE TRAVAUX UNIVERISTAIRES

5.1 ACCUEIL D’ELEVES INGENIEURS EN STAGE DE FIN D’ETUDE

Depuis 1996, nous accueillons chaque année, au sein du laboratoire MSMP, un étudiant en stage de fin d’étude

d’école d’ingénieur ou de niveau équivalent en cursus universitaire. Les stages sont effectués sur une durée

minimale de 6 mois. Ils sont l’occasion de former les étudiants à la conduite d’un travail de recherche et à

l’utilisation des moyens logiciels et expérimentaux en ingénierie mécanique.

Deux étudiants en particulier ont réalisé des travaux qui ont fait l’objet de publications scientifiques :

• Anne BERTHELOT – stage de fin d’étude de l’ENSEM (Ecole Nationale Supérieure d'Electricité et de

Mécanique). Détermination expérimentale des caractéristiques dynamiques de matériaux

viscoélastiques. 1997. Anne Berthelot a contribué de manière significative à mes travaux de recherche

en viscoélasticimétrie. A ce titre, elle figure en tant que co-auteur d’une publication scientifique parue

dans la revue Noise Control Engineering Journal [PL_Rev_Int1].

• Vincent BOUFFIER – stage de DESS Mécanique, Université Claude Bernard Lyon 1. Modélisation et

simulation du membre supérieur. 2004. [87]

5.2 ENCRADEMENT DE DOCTORANTS

Depuis plus de 12 ans j’accueille régulièrement des doctorants au sein du laboratoire. Nous proposons à des

laboratoires universitaires des sujets de recherche en lien direct avec des problématiques de prévention des

accidents du travail et des maladies professionnelles. Pour chacun des étudiants accueillis dans notre équipe je

me suis engagé personnellement dans le suivi de leurs travaux de recherche. Pour les deux derniers étudiants,

j’ai assuré le rôle de co-directeur de thèse10

.

Cette expérience a débuté en 2002 lorsque David Feutry, ancien élève de l’ENSEM que j’avais accueilli en stage

de fin d’étude, a décidé de compléter sa formation d’ingénieur en préparant un doctorat à l’INRS (direction de

thèse : Fethi Ben Ouezdou, Laboratoire d'instrumentation et de relations individu-système L.I.R.I.S., université de

Versailles-Saint-Quentin-en-Yvelines). Son sujet de thèse portait sur le développement d’un modèle d’humain

virtuel pour simuler le comportement dynamique de conducteurs de chariots élévateurs en situation de

renversement latéral. Malheureusement, malgré des avancées obtenues au plan expérimental [86], notamment

pour la mise au point d’un banc de simulation d’essais de renversement avec sujets humain [88], David Feutry

n’a pas souhaité soutenir ses travaux et a préféré s’orienter vers l’industrie à la fin de sa troisième année de

thèse.

Par la suite, j’ai décidé de renouveler cette expérience d’encadrement de thèse car le sujet traité – en

l’occurrence la modélisation du comportement dynamique et de l’équilibre humain – se prêtait idéalement à une

10

selon les dispositions de l'arrêté du 7 août 2006 relatif à la formation doctorale

52

réflexion approfondie dans un contexte académique. Cette problématique suscitant également un intérêt de la

part de collègues chercheurs au CEA LIST (Laboratoire d'Intégration de Systèmes et des technologies), nous

avons décidé d’allier nos compétences et nos moyens pour financer les travaux d’étudiants chercheurs. C’est

ainsi que j’ai eu l’occasion de co-encadrer deux doctorants inscrits à l’université Pierre et Marie Curie Paris VI :

• Cyrille COLLETTE – doctorat de l’Université Pierre et Marie Curie, Paris VI, laboratoire ISIR (Institut des

Systèmes Intelligents et de Robotique). Spécialité Mécanique – Robotique. Commande dynamique

d’humains virtuels : équilibre robuste et gestion de tâches, soutenue en2009 [89], [PL_Conf_Int6],

[PL_Conf_Int7], [PL_Conf_Int8]. Direction de thèse : A. MICAELLI, CEA

• Darine MANSOUR – doctorante de l’ l’Université Pierre et Marie Curie, Paris VI, laboratoire ISIR.

Spécialité Mécanique – Robotique. Gestion de l'équilibre d'un mannequin virtuel dans un

environnement fortement perturbé, soutenue en avril 2012 [90], [PL_Conf_Int9], [PL_Conf_Int10],

[PL_Conf_Int11]. Direction de thèse : A. MICAELLI, CEA

Ces trois étudiants ont contribué par leurs travaux à faire évoluer significativement la modélisation de la gestion

de l’équilibre dynamique humain. L’aspect novateur réside dans une approche de modélisation en mécanique

directe avec prise en compte de contacts multiples et non-coplanaires.

A l’origine de ces travaux, leur champ applicatif était assez restreint car notre objectif était de modéliser le

comportement dynamique des conducteurs de chariots élévateurs en situation de renversement latéral. Les

développements théoriques ont nécessité de schématiser une situation d’accident de travail complexe pour

définir des cas de validation plus académiques, dans lesquels les perturbations extérieures sont contrôlables et

répétables. A l’inverse, les simulations réalisées laissent entrevoir des retombées dépassant le cadre initial de

l’étude. Aujourd’hui par exemple, ces travaux s’inscrivent pleinement dans la thématique de la prévention des

accidents de plain-pied.

53

Figure 28 : modèle d’humain virtuel autonome développé par C Collette réagissant à une perturbation extérieure (mouvement du

plancher)

Depuis janvier 2014, je co-dirige des travaux de thèse sur la modélisation des phénomènes de remodelage et de

croissance des tissus vasculaires sous excitations vibratoires. Yue Hua, doctorante inscrite à l’école doctorale

EMMA de l’université de Lorraine travaille au développement d’un modèle biomécanique de la paroi vasculaire

(cf. § 2.4.2).

54

6

CA

RT

OG

RA

PH

IE D

ES

RE

CH

ER

CH

ES

EF

FE

CT

UE

ES

A L

’INR

S

1995

Métrologie des vibrations

Viscoé lé asticimétrie par propagation d' ondes

Modélisation biomécanique du contrôle de l'équilibre humain

Modé lisation biomécan ique du comportement des caristes en situation de

renversement

dynamique des compacte urs

Modé lisation biomécanique du contrôle de r équ ilibre humain

Dynamique des véhicules

Simulation de condu ite de chariot é lévateur

Arr image des charges t ransportées par la route

Métrologie des efforts de couplage main/ outil

Approfondissement des connaissances sur la transmission des vibrations

des pneumatiques de chariot élévateur

Caractérisation de la réponse dynamique des

membres inférieurs

Conception de systèmes de protection contre les vibrations

Suspension de cabine de char iot

é lévateur

Suspension se mi-active

lsafotio ~ de chariot élévateur 1) Vibratoire ct.

es cal)-' vu ete

Suspension de su lky

Suspension de Urs de~L0 . "' not " f inisseur e,evoteur

2000 2005 2010

Modé lisation du comportement vibratoire

des tissus vivants

2015

55

7 REFERENCES

7.1 THESE

[PL_Th1] LEMERLE P. - Optimisation des structures selon des critères imposés par la discrétion

acoustique des navires. Thèse Ecole Centrale de Lyon. 1994.

7.2 COLLOQUES INTERNATIONAUX AVEC ACTES ET COMITE DE LECTURE

[PL_Conf_Int1] LEMERLE P., GRANGIER H., JEZEQUEL L.- Optimization of structures to reduce the transmission

of vibrations : an approach based on Kühn-Tucker optimality conditions with constraints on modal effective

parameters. Florence Modal Analysis Conference , 1991, S.l., pp 1045-1051.

[PL_Conf_Int2] LEMERLE P., MISTROT P. - A New Tire Model to Predict Vibration Emission of Counterbalance

Trucks. Human Response to Vibration, 34th meeting of the UK Group, 1999, 415-430.

[PL_Conf_Int3] LEMERLE P., KLINGLER A., CRISTALLI A., GEUDER M. - Development and validation of an

accurate testing procedure to measure coupling forces and characterize the man/machine interaction. 11th

International Conference on Hand-Arm Vibration, 2004, 497-507.

[PL_Conf_Int4] LEMERLE P., FEUTRY D., CLAUDON L. - Design of a new instrumented glove for the

measurement of the contact pressure distribution at the hand/handle interface. 10th International Conference

on Hand-Arm Vibration, 2004, 175-178.

[PL_Conf_Int5] GRIFFIN M., LEWIS C., BOVENZI M., LEMERLE P., LUNDSTRöM R. - Risks of occupational

exposures to hand-transmitted vibration: VIBRISKS. 10th International Conference on Hand-Arm Vibration, 2004,

15-20.

[PL_Conf_Int6] COLLETTE C., MICAELLI A., ANDRIOT C., LEMERLE P.- Dynamic balance control of humanoids for

multiple grasps and non coplanar frictional contacts. Humanoid Robots, 2007 7th IEEE-RAS International

Conference on, 2007, pp 81-88.

[PL_Conf_Int7] COLLETTE C., MICAELLI A., ANDRIOT C., LEMERLE P.- Robust balance optimization control of

humanoid robots with multiple non coplanar grasps and frictional contacts. Robotics and Automation, 2008. ICRA

2008. IEEE International Conference on, 2008, pp 3187-3193.

[PL_Conf_Int8] COLLETTE C., MICAELLI A., LEMERLE P., ANDRIOT C. - Dynamic Balance Control Following

Disturbance of Virtual Humans. Advances in Visual Computing, 2007, 4841, 734-744.

[PL_Conf_Int9] MANSOUR D., MICAELLI A., ESCANDE A., LEMERLE P.- A new optimization based approach for

push recovery in case of multiple noncoplanar contacts. Humanoid Robots (Humanoids), 2011 11th IEEE-RAS

International Conference on, 2011, pp 331-338.

56

[PL_Conf_Int10] MANSOUR D., MICAELLI A., LEMERLE P.- A computational approach for push recovery in case of

multiple noncoplanar contacts. Intelligent Robots and Systems (IROS), 2011 IEEE/RSJ International Conference

on, 2011, pp 3213-3220.

[PL_Conf_Int11] MANSOUR D., MICAELLI A., LEMERLE P.- Humanoid Push Recovery Control in Case of Multiple

Non-Coplanar Contacts. Intelligent Robots and Systems (IROS), 2013 IEEE/RSJ International Conference on, 2013.

7.3 REVUES INTERNATIONALES DE RANG A AVEC COMITE DE LECTURE

[PL_Rev_Int1] LEMERLE P., BERTHELOT A. - Study of phonography cartridges for determining the viscoelastic

properties of materials by a wave propagation method. Noise Control Engineering Journal, 2001, 49(5), 231-237.

[PL_Rev_Int2] LEMERLE P. - Measurement of the viscoelastic properties of damping materials: Adaptation of

the wave propagation method to test samples of short length. Journal of Sound and Vibration, 2002, 250(2), 181-

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[PL_Rev_Int3] LEMERLE P., HöPPNER O., REBELLE J. - Dynamic stability of forklift trucks in cornering situations:

parametrical analysis using a driving simulator. Vehicle System Dynamics, 2011, 49(10), 1673-1693.

[PL_Rev_Int4] LEMERLE P., MISTROT P. - A New Tire Model to Predict Vibration Emission of Counterbalance

Trucks. Tire Science and Technology, 2000, 28(2), 119-137.

[PL_Rev_Int5] LEMERLE P., BOULANGER P., POIROT R. - A simplified method to design suspended cabs for

counterbalance trucks. Journal of Sound and Vibration, 2002, 253(1), 283-293.

[PL_Rev_Int6] LEMERLE P., BOULANGER P., POIROT R., GALMICHE J.P., SIMON B. - Design of a suspension of a

training sulky. Journal of Sound and Vibration, 2006, 298(3), 638-650.

[PL_Rev_Int7] LEMERLE P., BOULANGER P. - Lower limb contribution to the dynamic response of the seated

man. Journal of Sound and Vibration, 2006, 294(4–5), 1004-1015.

[PL_Rev_Int8] DE MAN P., LEMERLE P., MISTROT P., VERSCHUEREN J.P., PREUMONT A. - An investigation of a

semiactive suspension for a fork lift truck. Vehicle System Dynamics, 2005, 43(2), 107-119.

[PL_Rev_Int9] LEMERLE P., KLINGLER A., CRISTALLI A., GEUDER M. - Application of pressure mapping

techniques to measure push and gripping forces with precision. Ergonomics, 2008, 51(2), 168-191.

7.4 REVUE NATIONALES SPECIALISEES

[PL_Rev_Nat1] BOUFFIER V., LEMERLE P. - Stabilité des petits compacteurs à cylindres à conducteurs portés.

Hygiène et Sécurité au Travail, 4ème trimestre 2005, ND 2240, .

[PL_Rev_Nat2] LEMERLE P., MISTROT P. - Parametrical study of the tire properties to optimise the vibratory

behaviour of a forklift truck, Rapport NS 207.

[PL_Rev_Nat3] LEMERLE P. - Mesures comparatives du comportement viratoire de pneus de chariot élévateur.

campagne d'essais du 04/03/98, Rapport C - 514/PLe, juillet 1998.

57

[PL_Rev_Nat4] LEMERLE P., KLINGLER A., TROMPETTE N., CRISTALLI A., GEUDER M. - Interactions entre forces

de couplage et vibrations émises par une meuleuse pneumatique. Hygiène et Sécurité au Travail, 1er trimestre

2008, ND 2285, .

7.5 BREVETS ET DROITS D’AUTEUR

[PL_Brev1] LEMERLE P., POIROT R. - Système et procédé de simulation de conduite de chariot automoteur.

FR 2950186 . 2011.

[PL_Brev2] LEMERLE P. - SIMCHAR (simulateur de conduite de chariot).

IDDN.FR.001.160009.000.S.P.2012.000.31235. 2012.

7.6 CONFERENCES INVITEES

[PL_Conf_Inv1] LEMERLE P., DE MAN P., MISTROT P., VERSCHUEREN J.P., PREUMONT A. - Conception d'une

suspension semi-active de chariot élévateur. Forum thématique de l'Ecole Centrale de Lyon - "La révolution

mécatronique : performances, fiabilité, perspectives" , 2004.

[PL_Conf_Inv2] LEMERLE P. - Simulation of the dynamic behavior of forklift truck drivers when overturning.

VIRTSAFE Workshop. Application of virtual reality technology for safety purposes, 2005.

[PL_Conf_Inv3] LEMERLE P., PAROIS M. - Spécifications pour l’arrimage des paniers de bouteilles de gaz

industriels. Conférence EIGA, 2009.

[PL_Conf_Inv4] LEMERLE P. - Recherche sur les vibrations main-bras à l’INRS. Séminaire Vibrations Main-Bras,

2005.

7.7 BIBLIOGRAPHIE

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Marie Curie, Paris VI. 2013.

RESUME :

La prévention des risques professionnels requiert des études et recherches de diverses natures, fondamentales

pour l’acquisition de connaissances sur l’effet des nuisances physiques sur l’homme ou appliquées pour le

développement de systèmes de protection contre ces mêmes nuisances. Ces deux composantes de la recherche

s’alimentent et s’enrichissent mutuellement. Je démontre comment mes travaux d’ingénieur de l’INRS, spécialisé

dans l’étude des vibrations et de l’équilibre, s’inscrivent dans cette démarche duale de contribution à

l’accroissement de connaissances, par les moyens de la modélisation et de la métrologie et dans le

développement technologique de dispositifs de protection, de formation et de normalisation.

ABSTRACT:

The prevention of occupational risks requires research and studies of various types, basic with respect to the

acquisition of knowledge regarding the health effect of physical nuisance or applied in case of designing

protection devices. Both these aspects of research are complementary and feed on each other. My intention is to

show how my work of engineer at INRS, specializing in Vibration and Balance, may follow this dual approach of

increasing knowledge through modeling and metrology and designing innovative systems of protection, training

and standardization.

Mots clés : vibrations, suspension, simulation de conduite, équilibre humain, contrôle actif, préhension,

pneumatiques, viscoélasticimétrie

Keywords : vibration, suspension, driving simulation, human balance, active control, grip, tyre, viscoelasticimetry