La loi de Pascal est le principe fondamental de l'hydrostatique.
Conception d’un Circuit de Freinage
📝 Situation du Projet et Enjeux Industriels
Le bureau d'études de TITAN ENG. est actuellement en phase critique de développement du nouveau chariot élévateur industriel "TITAN 5T". Ce véhicule de manutention lourde est destiné à opérer dans des environnements logistiques complexes (entrepôts à haute densité, quais de chargement en pente).
Le défi technique majeur réside dans la maîtrise de l'inertie. Avec une capacité nominale de levage de 5000 kg et une masse à vide de 3000 kg, le système de freinage doit être capable de dissiper l'énergie cinétique d'une masse totale roulante de 8 tonnes. Contrairement à une automobile, cet engin ne dispose pas de servofrein à dépression (mastervac) classique, car il est propulsé par une motorisation électrique ou thermique spécifique. Le circuit de freinage doit donc être un système oléohydraulique pur ou assisté haute pression, garantissant une réponse immédiate et puissante.
La sécurité des opérateurs et des marchandises repose intégralement sur la fiabilité de ce dimensionnement. Une défaillance ou un sous-dimensionnement entraînerait des distances d'arrêt inacceptables au regard de la norme, avec des risques de collision ou de renversement de charge.
En tant qu'Ingénieur Hydraulicien Senior, vous avez la responsabilité de valider l'architecture du circuit de freinage d'urgence (circuit de service). Votre note de calcul doit prouver que l'effort musculaire d'un opérateur standard (normé à 450N pour un effort jambe) suffit, via l'amplification hydraulique, à bloquer les roues ou à atteindre le couple de décélération requis, sans dépasser la pression de rupture des composants.
- Site de Production
Lyon (69) - Client
LogiTrans Ind. - Lot Concerné
Hydraulique de Puissance
"Attention, point crucial de modélisation : Bien que l'huile minérale soit légèrement compressible (module de compressibilité Béta), pour cette étape de pré-dimensionnement (Phase APS/APD), nous la considérerons comme un fluide parfaitement incompressible. Cela signifie que tout volume déplacé au maître-cylindre se retrouve intégralement à l'étrier. Ne négligez pas le rapport de transmission hydraulique (sections) !"
Pour mener à bien cette étude de dimensionnement, vous disposez des paramètres techniques validés par le service R&D et des contraintes imposées par la réglementation internationale. Ces données sont contractuelles et servent de base à la certification CE de l'engin.
📚 Référentiel Normatif & Réglementaire
Le respect de ces normes est impératif pour la mise sur le marché :
ISO 4413 (Sécurité Hydraulique) ISO 3450 (Freinage Engins)ISO 4413 : Spécifie les règles générales et exigences de sécurité relatives aux systèmes hydrauliques et à leurs composants (prévention des fuites, tenue en pression).
ISO 3450 : Norme spécifique aux engins de terrassement et manutention sur pneus. Elle définit les critères de performance des dispositifs de freinage (frein de service, de secours et de stationnement).
[Art. 3.1] HYPOTHÈSES DE CALCUL
Le système est étudié en configuration "Moteur Coupé" (Safety Case). L'énergie de freinage provient uniquement de l'effort conducteur amplifié hydrauliquement. Le rendement mécanique des articulations est estimé à \(\eta = 1\) pour cette étude.
[Art. 3.2] FLUIDE DE TRAVAIL
Fluide : Huile Minérale HM 46 (Viscosité 46 cSt à 40°C).
Densité : 0.87.
Caractéristiques : Incompressible, non-moussante, compatible avec les joints Nitrile (NBR). Plage T° : -20°C à +80°C.
[Art. 4.5] SÉCURITÉ HYDRAULIQUE
Pression Nominale (PN) : 200 bars.
Pression Maximale Admissible (Pmax) : 250 bars (limite clapet de décharge ou résistance mécanique des corps de pompe/vérin).
| COMMANDE (PÉDALE & MAÎTRE-CYLINDRE) | |
| Force exercée par le pied (\(F_{\text{pied}}\)) Effort max normatif ISO | 450 N |
| Rapport de levier pédale (\(k\)) | 4.0 |
| Diamètre Piston Maître-Cylindre (\(D_1\)) | 20 mm |
| RÉCEPTEUR (ÉTRIER & DISQUE) | |
| Diamètre Piston Étrier (\(D_2\)) | 45 mm |
| Rayon moyen d'action plaquette (\(R_{\text{eff}}\)) | 140 mm |
| Coefficient frottement (\(\mu\)) | 0.42 |
| Nombre de plaquettes actives (\(n\)) | 2 |
📐 Géométrie et Cinématique du Véhicule
La géométrie du véhicule influence directement le couple nécessaire à la roue (bras de levier rayon roue).
- Masse totale en charge (MTAC) : 8000 kg (3T vide + 5T charge).
- Diamètre des roues motrices (Avant) : 80 cm (\(R_{\text{roue}} = 0.4 m\)).
- Architecture de freinage : 100% sur l'essieu Avant (Les roues arrières sont directrices et portent moins de charge lors d'un freinage dynamique dû au transfert de masse).
⚖️ Sollicitations Limites et Critères d'Arrêt
Ces valeurs sont issues de la note de calcul dynamique (N-DYN-05) et servent de cible pour notre dimensionnement hydraulique.
E. Protocole de Résolution
Voici la méthodologie séquentielle recommandée pour mener à bien cette étude, adaptée aux spécificités techniques du projet.
Pression de Commande
Calculer l'effort tige et la pression générée en sortie du maître-cylindre (\(P_1\)).
Effort de Serrage
Déterminer la force transmise par le piston de l'étrier sur les plaquettes (\(F_{\text{serrage}}\)).
Couple de Freinage
Calculer le couple de freinage final (\(C_{\text{frein}}\)) en fonction du coefficient de frottement.
Validation & Sécurité
Vérifier si le couple est suffisant et si la pression reste admissible.
Conception d’un Circuit de Freinage
🎯 Objectif
L'objectif fondamental de cette première étape est de quantifier la grandeur hydraulique "génératrice" du système : la pression de commande \(P_1\). Cette pression n'est pas arbitraire ; elle résulte directement de l'effort physique fourni par l'opérateur (le pied sur la pédale) transformé par le maître-cylindre. Comprendre cette valeur est crucial car c'est elle qui va transiter dans tout le circuit (canalisations, flexibles) jusqu'aux récepteurs. Si cette pression est trop faible, le freinage sera inefficace ; si elle est trop forte, elle risque de faire éclater les composants ou d'endommager les joints. C'est le point de départ de toute la chaîne de puissance.
📚 Référentiel
ISO 4413Avant de se lancer dans les calculs, visualisons la chaîne d'énergie : 1. Énergie Mécanique (Entrée) : Le pied appuie. Cette force est faible mais le déplacement est grand. La pédale agit comme un levier pour amplifier cette force avant qu'elle n'atteigne la tige du piston. C'est un gain mécanique pur. 2. Conversion (Interface) : Le maître-cylindre transforme cette force amplifiée (mécanique) en pression (hydraulique). Le fluide est confiné ; lorsqu'on pousse dessus, il ne peut pas s'échapper, sa pression augmente donc uniformément. Il faut se poser la question : "Quel est le facteur limitant ?" Ici, c'est la surface du piston \(S_1\). Plus le piston est petit, plus la pression générée pour une même force sera grande (\(P=F/S\)), mais moins on déplacera de volume d'huile. C'est un compromis pression/débit.
L'objectif numérique est d'obtenir une valeur en MPa (Mégapascals) ou en bars pour la comparer aux standards industriels.
Le Principe de Pascal énonce que "toute variation de pression en un point d'un fluide incompressible au repos est transmise intégralement à tous les autres points du fluide". C'est la base de l'hydraulique de puissance : l'énergie est transportée par la pression statique. Attention aux unités de pression : L'unité SI est le Pascal (Pa) qui vaut \(1 \text{ N}/\text{m}^2\). C'est une unité minuscule. En industrie, on utilise le Bar (\(1 \text{ bar} = 100 000 \text{ Pa} \approx 1 \text{ atmosphère}\)) ou le MPa (\(1 \text{ MPa} = 10 \text{ bars} = 1 \text{ N}/\text{mm}^2\)). Pour simplifier les calculs en mécanique, l'association Newton (N) et Millimètre (mm) donne directement des MPa.
Étape 1 : Données d'Entrée
| Paramètre | Valeur |
|---|---|
| Force exercée par le pied (\(F_{\text{pied}}\)) | 450 N |
| Rapport de levier de la pédale (\(k\)) | 4.0 |
| Diamètre du Maître-Cylindre (\(D_1\)) | 20 mm |
Ne confondez pas diamètre et rayon lors du calcul de la surface ! La formule la plus sûre pour les ingénieurs est \(\frac{\pi D^2}{4}\) car le diamètre est la valeur mesurée sur le plan. Si vous utilisez \(\pi R^2\), n'oubliez pas de diviser \(D\) par 2 avant d'élever au carré. De plus, gardez \(F\) en Newtons et \(D\) en mm pour obtenir \(P\) en MPa directement. \(1 \text{ MPa} = 10 \text{ bars}\).
Étape 2 : Application Numérique Détaillée
Nous procédons en deux temps : d'abord le calcul de la force réelle entrant dans le piston (\(F_{\text{tige}}\)), puis le calcul de la pression hydraulique (\(P_1\)) résultant de la résistance du fluide.
Nous commençons par déterminer la force mécanique réelle transmise à la tige du maître-cylindre. La pédale agit comme un levier multiplicateur : une force modeste du pied est convertie en une poussée plus importante sur le piston.
Force amplifiée et SurfaceCette force de 1800 N est ensuite répartie sur la surface du piston \(D_1\). C'est cette contrainte qui va pressuriser le fluide.
2. Résultats FinauxEn divisant la force par la section, nous obtenons la pression hydraulique résultante. Le résultat en MPa est ensuite converti en bars pour l'usage industriel.
Cette pression de 57.3 bars est le "signal de puissance". Elle est générée instantanément dès que le circuit est mis sous contrainte (plaquettes au contact). C'est une valeur intermédiaire, mais fondamentale car elle dimensionne la résistance des tuyaux.
Une pression de 57 bars est tout à fait cohérente pour un système de freinage assisté ou manuel. Les circuits hydrauliques industriels haute pression montent à 250-350 bars, tandis que les circuits basse pression sont sous les 20 bars. Nous sommes dans une plage "moyenne pression" typique du freinage (50 à 100 bars en général). Si nous avions trouvé 500 bars, le diamètre \(D_1\) aurait été trop petit ; si 5 bars, trop grand.
Le principal point de vigilance ici est la compressibilité de l'huile et la dilatation des flexibles. À 57 bars, un flexible de mauvaise qualité peut gonfler, absorbant une partie du volume déplacé par le maître-cylindre. Cela se traduit par une pédale "molle" et une course allongée pour atteindre la pression souhaitée. Il faut impérativement choisir des flexibles renforcés (tressés acier) conformes à la pression calculée avec une marge de sécurité.
❓ Question Fréquente
Pourquoi utiliser un maître-cylindre plutôt qu'une tringlerie mécanique directe ?
Le maître-cylindre permet de convertir la force en pression hydraulique. L'avantage majeur est la flexibilité : on peut transmettre cette énergie via des tuyaux souples vers des roues qui bougent (suspension, direction), là où une tringlerie rigide serait complexe et lourde à mettre en œuvre. De plus, l'hydraulique permet d'équilibrer naturellement la pression (et donc le freinage) entre les roues gauche et droite.
🎯 Objectif
Maintenant que nous avons généré une pression hydraulique, l'objectif est de la reconvertir en force mécanique au niveau de la roue. C'est l'étape inverse du maître-cylindre. Nous devons calculer la force \(F_{\text{serrage}}\) que le piston de l'étrier va exercer pour presser les plaquettes contre le disque. C'est cette force normale qui, par frottement, créera le freinage. L'enjeu est de profiter de l'effet de "levier hydraulique" pour multiplier encore la force initiale.
📚 Référentiel
Loi de PascalLe principe clé ici est la conservation de la pression (\(P_1 = P_2\)) mais la modification des surfaces. Le maître-cylindre avait un petit diamètre (\(D_1 = 20 \text{ mm}\)). L'étrier a un plus gros diamètre (\(D_2 = 45 \text{ mm}\)). Puisque \(F = P \times S\), si la surface augmente, la force augmente proportionnellement. C'est exactement le même principe qu'un cric hydraulique : on pousse avec une petite force sur un petit piston pour soulever une grosse charge avec un gros piston. On s'attend donc à ce que \(F_{\text{serrage}}\) soit beaucoup plus grande que \(F_{\text{tige}}\). Le rapport d'amplification sera le rapport des surfaces.
En Résistance des Matériaux et en mécanique des fluides, la force résultante sur une paroi plane soumise à une pression uniforme est le produit de cette pression par l'aire de la surface projetée. \(F = P \cdot S\). Il est crucial de comprendre que cette force est orientée perpendiculairement à la surface du piston (force normale). C'est cette direction normale qui permettra ensuite de créer du frottement tangentiel.
Le rapport d'amplification hydraulique (gain) est égal au rapport des sections, donc au carré du rapport des diamètres :
Cela signifie que si on double le diamètre, on quadruple la force !
Étape 1 : Modèle Mécanique
| Paramètre | Valeur |
|---|---|
| Diamètre Piston Étrier (\(D_2\)) | 45 mm |
| Pression du circuit (\(P_1\)) | 5.73 MPa (calculée en Q1) |
Pour éviter les erreurs d'arrondi, il est préférable de réutiliser la valeur exacte de la pression en MPa ou de refaire le calcul complet avec les rapports de diamètres. L'utilisation directe de \(D_2\) en mm et \(P_1\) en MPa donne directement des Newtons, ce qui est très pratique.
Étape 2 : Calculs Détaillés
Nous allons calculer la surface efficace du piston récepteur, puis en déduire la force de poussée.
1. Application Numérique & CalculsCalculons d'abord la surface active du piston récepteur \(S_2\). Le diamètre est plus grand (\(45mm\)), ce qui va permettre de capter plus de pression.
Surface effective S2Nous appliquons ensuite la pression \(P_1\) sur cette surface \(S_2\) pour obtenir la force de poussée. C'est l'application directe de la loi fondamentale de l'hydrostatique.
2. Résultat Final Force résultanteNotez l'amplification spectaculaire : on est parti de 1800 N sur la tige du maître-cylindre, et on obtient plus de 9000 N sur l'étrier. L'hydraulique a multiplié la force par un facteur d'environ 5 (\(45^2 / 20^2 \approx 5.06\)).
Le facteur d'amplification hydraulique est de \(\approx 5\). C'est une valeur standard. Si le ratio était de 1 ou 2, le système serait peu efficace. S'il était de 50, la course de la pédale devrait être immense pour déplacer le petit volume nécessaire au gros piston (conservation du travail \(F_1 \cdot d_1 = F_2 \cdot d_2\)). Ici, le compromis force/course est raisonnable.
Ce calcul théorique suppose un rendement de 100%. En réalité, les joints d'étanchéité des pistons (joints carrés ou "square seals") génèrent des frottements et une hystérésis. On perd généralement 3 à 5% de la force en frottements internes. Pour un dimensionnement de sécurité (freinage), il est prudent de ne pas surestimer cette force, ou d'appliquer un coefficient de rendement \(\eta \approx 0.95\) dans des phases ultérieures.
❓ Question Fréquente
Et si l'étrier a 2 pistons opposés ?
C'est une question piège classique ! Si l'étrier est fixe avec 2 pistons opposés poussant chacun une plaquette, la force de serrage *par plaquette* est toujours \(P \times S_{\text{piston}}\). Les forces s'équilibrent (action-réaction). La force de serrage globale qui crée le frottement n'est pas la somme des deux (on ne serre pas "deux fois plus fort"), mais l'action de "pincement". Cependant, le volume d'huile consommé est bien doublé car deux pistons avancent.
🎯 Objectif
Avoir une force qui serre le disque ne suffit pas à arrêter le véhicule. Il faut transformer cette force de pression (normale) en une force de retenue (tangentielle) par frottement, puis en un couple résistant qui s'oppose à la rotation de la roue. L'objectif est de calculer ce couple de freinage (\(C_{\text{frein}}\)) en Newton-mètre (N.m), qui est la véritable grandeur mécanique capable de dissiper l'énergie cinétique du chariot.
📚 Référentiel
Mécanique (Loi de Coulomb)Le freinage est une application directe de la tribologie (science du frottement). 1. Frottement : La force de serrage \(F_{\text{serrage}}\) presse la plaquette contre le disque. La loi de Coulomb nous dit que la force de frottement tangentielle est \(T = F_{\text{serrage}} \times \mu\) (où \(\mu\) est le coefficient de frottement plaquette/disque). 2. Couple : Cette force tangentielle s'applique à une certaine distance du centre de rotation. Cette distance est le "rayon efficace" ou "rayon moyen" (\(R_{\text{eff}}\)). 3. Multiplicité : Un étrier serre le disque comme une pince : il y a une plaquette à gauche et une plaquette à droite. Il y a donc 2 faces de frottement actives. Chaque face contribue au freinage.
C'est ici que la géométrie du disque (son diamètre) joue un rôle majeur.
Le couple (ou moment de force) exprime la capacité d'une force à faire tourner (ou empêcher de tourner) un système autour d'un axe. Il est le produit vectoriel de la force par le bras de levier. \(C = F \cdot d\). Ici, le bras de levier est le rayon moyen d'application de la plaquette sur la piste du disque (\(R_{\text{eff}}\)).
Formule complète du couple de freinage pour un étrier :
Avec \(n\) le nombre de faces de friction (généralement 2 pour un disque, plus pour des freins multidisques).
Étape 1 : Hypothèses & Données
| Paramètre | Valeur |
|---|---|
| Force Serrage | 9113 N |
| Coeff \(\mu\) | 0.42 |
| Rayon \(R_{\text{eff}}\) | 140 mm = 0.14 m |
| Faces \(n\) | 2 |
Attention aux unités ! C'est l'erreur la plus fréquente. La force est en Newtons, mais le rayon est souvent donné en millimètres sur les plans. Pour obtenir un couple en N.m (l'unité standard), il faut impérativement convertir le rayon en mètres (\(140 \text{ mm} = 0.14 \text{ m}\)) avant de multiplier.
Étape 2 : Calculs Détaillés
Nous appliquons la formule du couple en prenant soin d'inclure les deux plaquettes.
1. Application NumériqueLa force de serrage normale génère une force de frottement tangentielle via le coefficient \(\mu\). Nous utilisons le rayon efficace en mètres pour le bras de levier.
Formule du coupleCette force tangentielle crée un couple résistant en agissant au rayon moyen \(R_{\text{eff}}\). N'oublions pas de multiplier par 2 pour les deux faces du disque.
Ce résultat correspond au couple de freinage disponible sur une seule roue équipée de cet étrier.
1000 N.m est un couple important, équivalent à celui d'un moteur de camion puissant ou d'une voiture de sport très performante. Cela semble cohérent pour arrêter un engin de chantier de 8 tonnes avec des roues de grand diamètre. Cependant, ce chiffre seul ne nous dit pas si l'engin s'arrêtera assez vite ; il faudra le comparer au besoin (Question 4).
Le coefficient de frottement \(\mu\) n'est pas constant ! Il chute drastiquement si les freins chauffent excessivement (phénomène de "fading") ou si le disque est mouillé/gras. La valeur de 0.42 est une valeur "sèche et froide". Un ingénieur prudent vérifierait le calcul avec un \(\mu\) dégradé (ex: 0.30) pour garantir la sécurité même en conditions difficiles.
❓ Question Fréquente
Pourquoi les disques de frein sportifs sont-ils si grands ?
Pour deux raisons : 1) Augmenter \(R_{\text{eff}}\) augmente directement le couple de freinage sans avoir besoin de plus de force de serrage. 2) Une plus grande surface permet de mieux dissiper la chaleur, évitant la chute du coefficient \(\mu\).
🎯 Objectif
C'est l'heure du verdict. Nous avons calculé les performances théoriques de notre système (Offre). Nous devons maintenant les confronter aux exigences strictes du Cahier des Charges (Demande) et aux limites matérielles. Cette étape de validation est critique : elle décide si la conception est "BONNE POUR EXÉCUTION" ou s'il faut tout revoir. Nous validons à la fois la performance (ça freine assez fort ?) et la sécurité (ça ne va pas exploser ?).
📚 Référentiel
CCTP Art. 4.5 (Pression max) & Calculs de charge (Couple requis)Le calcul théorique ne suffit pas, il faut s'assurer de la conformité globale. On vérifie deux critères majeurs : 1. Performance : Le couple total généré par le véhicule est-il supérieur au couple requis pour l'arrêt d'urgence ? Attention, l'engin a 2 roues freinées à l'avant, donc le couple total est la somme des couples de chaque roue. 2. Sécurité Matérielle : La pression maximale générée dans le circuit (\(P_1\)) est-elle inférieure à la pression maximale admissible (\(P_{\text{admissible}}\)) définie par le constructeur des composants ?
Si l'une de ces conditions n'est pas remplie, le dimensionnement est rejeté.
En ingénierie de sécurité (freinage, levage), on ne se contente pas d'être "juste à la limite". On exige un Coefficient de Sécurité (ou Marge de Sécurité). Par exemple, si on a besoin de 1000 N.m, on essaye de concevoir pour 1200 N.m (Coef 1.2). Cela couvre les incertitudes (usure, frottement variable, surcharge légère). Ici, nous allons calculer cette marge explicite.
Étape 1 : Données Techniques de Comparaison
| Type | Valeur |
|---|---|
| Couple Requis au total (\(C_{\text{requis}}\)) | 1800 N.m |
| Pression Max Admissible (\(P_{\text{max}}\)) | 250 bars |
| Nombre de Roues Freinées | 2 (Train Avant) |
Comparez toujours ce qui est comparable ! Ne comparez pas le couple d'une seule roue (1071 N.m) au couple total requis pour le véhicule (1800 N.m), sinon vous croirez à tort que le système est sous-dimensionné.
Étape 2 : Calcul de Vérification
Nous procédons à la double vérification : Pression et Couple.
1. Vérification de la PressionComparons d'abord la pression de service calculée à la pression maximale admissible des composants.
Critère de PressionLa pression est très inférieure à la limite. Aucun risque d'éclatement des flexibles ou du maître-cylindre.
Calculons ensuite le couple total généré par l'essieu avant (2 roues).
Somme des couples (2 roues)Enfin, évaluons la marge de sécurité par rapport au besoin du cahier des charges.
Nous avons 19% de marge de sécurité (Coefficient 1.19). Cela signifie que le système est capable de fournir 19% de couple en plus que le strict nécessaire pour l'arrêt d'urgence défini. C'est une marge confortable et sécurisante pour une conception préliminaire.
Le système est conforme mais peut-être pas "optimisé". La pression de service (57 bars) est très faible par rapport à la capacité des composants (250 bars). Un ingénieur soucieux des coûts pourrait proposer de réduire le diamètre du piston étrier (ce qui augmenterait la pression nécessaire mais réduirait la taille et le coût de l'étrier) tout en conservant le couple, à condition d'augmenter le rayon du disque ou le rapport de pédale. Cependant, en sécurité, "trop fort" n'est jamais un défaut.
Attention : cette validation est statique. Elle ne prend pas en compte la dynamique du transfert de charge au freinage (l'arrière se déleste, l'avant s'écrase). Comme nous sommes à 100% de freinage sur l'avant, c'est favorable (le poids appuie sur les roues freinées), mais il faut vérifier que les pneus ne dérapent pas (limite d'adhérence pneu/sol) avant d'atteindre ce couple de 2143 N.m. Si les pneus glissent à 1500 N.m, avoir des freins de 2000 N.m ne sert à rien d'autre qu'à bloquer les roues.
❓ Question Fréquente
Comment augmenter encore le couple si nécessaire ?
Trois leviers principaux : 1) Augmenter le diamètre du piston récepteur \(D_2\) (force de serrage plus grande). 2) Augmenter le rapport de pédale \(k\) (force d'entrée plus grande). 3) Augmenter le diamètre du disque (rayon \(R_{\text{eff}}\) plus grand, meilleur bras de levier). Chacun a ses contraintes (encombrement, course pédale, coût).
📄 Livrable Final (Note de Calculs EXE)
69000 Lyon
NOTE DE CALCULS - CIRCUIT FREINAGE
| Désignation | Valeur / Description |
|---|---|
| 1. Hypothèses Générales | |
| Données d'Entrée | F_pied = 450N / Fluide HM46 |
| Contexte | Freinage Urgence (Moteur coupé) |
| 2. Résultats Intermédiaires | |
| Pression de Commande (P1) | 57.3 bars |
| Force de Serrage Étrier | 9113 N |
| 3. Résultats Finaux / Choix | |
| Couple Freinage (1 roue) | 1071.7 N.m |
| Couple Total (2 roues) | 2143.4 N.m |
| Marge de Sécurité | 19% (Coeff 1.19) |
| Validation | CONFORME |
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