152221607 01 Hydraulique Industrielle Appliquee Guibert

P. GUIBERT 2008

HYDRAULIQUE

INDUSTRIELLE

APPLIQUÉE

HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 2008

0 Introduction.

1 Hydraulique théorique.

2 Fluides hydrauliques.

3 Systèmes hydrauliques.

4 Symbolisation, présentation d’un schéma.

5 Organes de régulation et de commande. 5-1 Organes de régulation de pression. 5-2 Organes de régulation de débit. 5-3 Organes de commande. 5-4 Valves à cartouche. 5-5 Composants à commande proportionnelle. 5-6 Servo-valves. 5-7 Axe numérique : servo-vérin, servo-moteur.

6 Organes de liaison et de réserve. 6-1 Les tubes et raccords. Montages modulaires et blocs forés. 6-2 Les réservoirs. 6-3 Les filtres. 6-4 Les échangeurs de chaleur.

7 Les accumulateurs.

8 Générateurs de débit : les pompes. 8-1 Choix du groupe de pompage et pompes à cylindrée fixe.

8-2 Pompes à cylindrée variable.

9 Actionneurs hydrauliques. 9-1-1 Les vérins-1 : caractéristiques, montage différentiel, synchronisme. 9-1-2 Les vérins-2 : énergie mini, raideur et fréquence propre, taux de charge. 9-1-3 Les vérins-3 : étude du démarrage d’un vérin en régime transitoire. 9-2-1 Les moteurs-1 : caractéristiques et exemples de montage. 9-2-2 Les moteurs-2 : courbes caractéristiques, fréquence propre.

10 Réalisation de fonctions hydrauliques courantes.

11 Centrales hydrauliques et organes de mesures et de contrôles.

12 Transmissions hydrauliques.

13 Applications aux engins de Travaux Public.

14 Applications aux Machines Outils.

15 Informations sur les produits hydrauliques : maintenance et sécurité.

16 Annexes : Nouveautés en hydraulique industrielle.

17 Annexes : Composants industriels.

HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE UFR MIM

P. GUIBERT 04/06/2008 CHAP : 0 page 1

AVANT PROPOS.

L’hydraulique, technique de puissance assez ancienne, connaît

aujourd’hui une évolution profonde, et une généralisation

d’emploi très large.

Par sa souplesse d’utilisation, sa puissance massique élevée,

ses rendements excellents, les simplifications de

construction qu’elle autorise par l’élargissement de la gamme

de ses composants ainsi que les progrès exponentiels en

électronique de puissance et informatique, elle a acquis sur

le marché une place importante ; machines outils, robotique,

presses, manutention, équipements portuaires, travaux public,

aéronautique,…

Ce cours, nécessairement limité dans son étendue, n’a pas la

prétention d’être complet, mais, j’espère être une base à la

connaissance des techniques hydrauliques dans leurs

applications industrielles.

P. GUIBERT

BIBLIOGRAPHIE (partielle) • L’hydraulique industrielle appliquée J. Diez Usine Nouvelle • Manuel de l’hydraulique M. Bouveret Soproge • Hydraulique et électrohydraulique J. Faisandier Dunod • Oléo-hydraulique C. Ducos Tec et Doc • Hydraulique AFORSID • Cours d’asservissement C. Merlaud CNTE • Hydraulique M. Guillon Tech. de l’ing. • Transmissions hydrostatiques L. Martin Tech. De l’ing. • Informatique et systèmes automatiques M. Gondran Educalivre • Modélisation des actionneurs hydrauliques C. Merlaud Tech. et form. • Technoguide E ADEPA • Commande et asservissement hydrauliques M Guillon Tec et Doc • Conception des circuits hydrauliques R. Labonville Ed Ecole Poly Montreal • Technologies automatismes C. Merlaud CNED F5424 • Mécanismes hydrauliques et pneumatiques J. Faisandier Dunod • Le mécanicien en circuits oleohydrauliques J. Compain Sedom • Hydraulique, machines et composants G. Fayet Eyrolles • Hydrostatique 1 et 2 F. Esnault Ellipses • Documents UNITOP Unitop • Manuels des constructeurs, notices techniques et documentations de :

REXROTH-BOSCH, HYDAC, VICKERS, SAUER-DANFOSS, OLAER, ….



INTRODUCTION. L’hydraulique est la science qui étudie les fluides sous leur aspect physique.

Hydrostatique :

Science qui traite des lois des fluides ou liquides non élastiques au repos : • Permet de transmettre de l’énergie grâce aux propriétés des fluides : énergie de pression. • L’énergie est transmise par le déplacement du fluide sous pression (le fluide se déplace à

faible vitesse < 10m/s, les forces d’inertie sont négligeables). • La puissance hydraulique est convertie en mouvement linéaire ou/et en mouvement

rotatif. Hydrodynamique :

Science qui traite des lois des fluides ou liquides non élastiques en mouvement. • Permet de transmettre de l’énergie grâce aux propriétés des fluides : énergie de pression

et de débit. • Met en évidence les frottements internes : viscosité. • Fait apparaître la pression dynamique : pression crée par l’énergie cinétique du fluide.

Remarque :

Hydrocinétique : Utilisé pour définir des systèmes de transmission de puissance qui utilisent • L’énergie cinétique. • Le sens de déplacement du fluide • La vitesse du fluide>80 m/s.

Exemple :

coupleur,

convertisseur de couple,



Machines volumétriques.

Elles sont caractérisées par le fait que leur débit, est, aux fuites prés, défini par des caractéristiques purement géométriques. On les appelle aussi machines Hydrostatiques.

Remarques : • Si on obture le refoulement, cela entraîne la destruction de la machine, il faut donc prévoir

un organe de décharge. • La pression règne dans une chambre d travail et est la même en tout point de cette

chambre à l’instant T. • On peut considérer comme négligeable les effets dus à l’énergie cinétique et ne tenir

compte que de l’énergie potentielle : Exemple : pompe ou moteur à engrenage.



Machines hydrodynamiques.

Elles se présentent comme des « faisceaux » de conduits non fermés dont certain tronçons ou parois de tronçons sont mobiles et solidaires d’un axe tournant.

Exemple : pompe centrifuge

Comparaisons entre les deux types de machines



LES SYSTEMES HYDRAULIQUES. Dans les premières années du siècle. Mise au point et réalisation de la pompe réversible à plateau oscillant, de la pompe à piston rotatif, utilisation des pompes accouplées directement aux moteurs électriques et emploi des fluides hydrauliques à base d'huile prirent rapidement la place de l'eau avec l'apparition des moto-pompes associées aux machines entraînées individuellement. Des fluides anti-gel (eau glycol) furent mis au point pour les systèmes hydrauliques de la marine.

Peu avant 1920. Adoption des freins hydrauliques sur les automobiles en utilisant des fluides de freinage à base d'alcool-huile de ricin et des joints d'étanchéité en caoutchouc naturel.

Dans les années 1920. Première mise au point des systèmes hydrauliques de précision pour les avions avec des pompes à engrenages entraînées par le moteur de l'appareil et des fluides hydrauliques à base d'huile de ricin. Les pressions dans les systèmes atteignaient déjà 70 bar (1 000 psi).

Dans les dernières années 1920. La pression-, monte jusqu’à100 bar (1500 psi) dans les systèmes utilisés sur les avions, avec la mise au point par différents constructeurs des pompes à pistons axiaux.

Dans les dernières années 1930. Adoption généralisée des fluides à base d'huile minérale pour les avions et extension des services hydrauliques.

Au début des années 1940. Travaux considérables de recherche et de mise au point portant sur différents fluides destinés aux systèmes hydrauliques du type aviation.

Au milieu des années 1940. Essais de qualification sur les hydrolubes à base d'eau-glycol par l'Aéro Navale US, démarrant un programme de recherches sur la possibilité d'utilisation généralisée des fluides hydrauliques ininflammables.

1948.

Apparition des fluides à base de phosphate ester.

1951.

Utilisation sur les lignes aériennes du fluide Skydrol (phosphate ester).

Pendant les années 1950. Adaptation de façon progressive et continue des techniques hydrauliques du type aviation aux systèmes et composants hydrauliques industriels. C'est ainsi que l’on améliore de façon substantielle la durée de vie et la performance des fluides à base d'huile minérale par l'utilisation d'additifs. Des émulsions eau-dans-huile furent largement adoptées en tant que fluides ininflammables dans des systèmes hydrauliques industriels exposés à un environnement dangereux.

Dans les dernières années 1960. Réapparition des fluides ininflammables à base d'eau-glycol dans les applications industrielles. De plus, le fluide Skydrol avec des joints d'étanchéité à base de caoutchouc synthétique éthylène-propylène et des bagues d'appui en PTFE (polytetrafluorethylène) est utilisé par la majorité des grands avions de lignes civiles, y compris le Boeing Jumbojet. Concorde utilise le fluide Oronite M2V sous une pression de 280 bar (4000 psi) avec un échangeur de chaleur du type huile/combustible.



AVANTAGES DES « TOP » d’après un article de l’UNITOP. Les Transmissions Oléo-hydrauliques et Pneumatiques apportent aux utilisateurs de nombreux avantages, tant sur la plan purement technique que pour les conditions d'exploitation. PERFORMANCES TECHNIQUES. Contrôle facile et précis. Il est possible de démarrer, d'arrêter, d'accélérer, de ralentir, de modifier les forces avec une très grande précision. Contrôle multi-fonction. Une seule pompe hydraulique ou un compresseur pneumatique peuvent alimenter et contrôler plusieurs machines différentes en même temps. Excellent rapport poids-puissance. Même pour développer des puissances élevées, les composants pneumatiques et hydrauliques sont compacts et légers. Démultiplication et variation des forces. La force (linéaire ou rotative) peut être multipliée de quelques Newton à ≈ plus de 106 Newton. Fort couple à basse vitesse. À la différence des moteurs électriques, des moteurs pneumatiques ou hydrauliques peuvent produire des couples élevés, même à basse vitesse. Puissance et couple constants. C'est une qualité unique des transmissions oléo-hydrauliques et pneumatiques. Sécurité en environnement dangereux, Les transmissions oléo-hydrauliques et pneumatiques peuvent intervenir même en atmosphère explosible, sans risque. SECURITÉ. La sécurité est d'importance vitale dans les transports aériens et spatiaux, dans la production et le fonctionnement des véhicules à moteurs, dans les mines et dans la fabrication de matériel de précision. Les systèmes oléo-hydrauliques et pneumatiques sont utilisés, par exemple, pour assister la direction et le freinage des voitures, des camions et des autobus. Les systèmes de commande hydraulique des trains d'atterrissage assurent la sécurité du décollage, de l'atterrissage et du vol des avions et des véhicules spatiaux. Les progrès rapides dans les travaux des mines et des tunnels résultent de l'emploi de systèmes modernes hydrauliques et pneumatiques. FIABILITÉ ET PRECISION. Fiabilité et précision sont nécessaires dans une large gamme d'applications industrielles où les utilisateurs exigent la plus haute qualité. Les systèmes oléo-hydrauliques et pneumatiques de manutention, d'assemblage et de soudage automatiques permettent une haute productivité, dans l'industrie automobile, par exemple. Dans l'industrie des plastiques, la combinaison de l'hydraulique, de la pneumatique et de l'électronique permet une production entièrement automatique, d'une qualité correspondant à un degré de précision élevé. Les systèmes pneumatiques jouent un rôle clé dans les procédés où l'hygiène et la précision sont de la plus haute importance, telles les industries pharmaceutiques et agroalimentaires. RÉDUCTION DES COUTS. La réduction des cours est un facteur vital pour conserver la compétitivité d'une nation industrielle. Les technologies avancées doivent être économiques, et les transmissions hydrauliques et pneumatiques répondant à cette nécessité. Nombreux sont, dans l'industrie, les exemples d'utilisation extensive de chariots élévateurs hydrauliques, d'excavateurs, d'engins de construction et de machines agricoles à commandes hydrauliques. Les systèmes pneumatiques automatisent les phases de la production du textile, de l'industrie du papier, le travail du bois et l'industrie des plastiques.



Les avantages particuliers des systèmes hydrauliques à l'huile sont : • Rapport puissance/poids élevé.

• Très haut rendement dans la conversion de la pression.

• Extrême souplesse de fonctionnement et d'application.

• Extrême souplesse d'installation.

• Haute fiabilité avec un minimum d'entretien.

• Longue durée de vie des composants due aux propriétés lubrifiantes du fluide qui minimisent l'usure.

• Aptitude à supporter des surcharges sans dommage.

• Facilité de contrôle.

• Facilité d'adaptation aux opérations en séquence.

• Faible inertie du système.

• Rigidité élevée (comparée, par exemple, à celle des systèmes pneumatiques).

• Possibilité d'obtention de très hautes amplifications.

• Fluide à coût moyen et longue durée de vie de service. Les systèmes hydrauliques à l'huile présentent cependant quelques inconvénients :

• Synchronisation difficile à réaliser entre deux ou plus de deux actionneurs, etc...

• Bonne étude et bonne réalisation indispensables pour obtenir un système parfaitement étanche.

• Inflammabilité du fluide.

• Température limite de fonctionnement ≈ 65°C à 70°C maxi.

• Compressibilité pouvant affecter la rigidité à des pressions de fonctionnement dépassant 140 bar (2 000 psi).

Les systèmes hydrauliques sont sans égaux lorsqu'il s'agit d'amplifier de petites impulsions de contrôle, soit mécaniques, soit électriques car leur aptitude à remplir cette fonction est telle qu'un système comparativement simple peut assurer des amplifications quasi illimitées. Les missiles téléguidés, les outils de machines à commande numérique, les stabilisateurs de bateaux contrôlés par gyroscope et les régulateurs de turbines sont autant d'exemples choisis parmi tant d'autres, d'application des systèmes hydrauliques dans ce domaine.

Le vérin hydraulique a été et est encore de nos jours, le symbole de !a force brute et l'homme n'a jamais fait de machine aussi puissante que les plus grosses presses hydrauliques. Que ces dernières aient atteint leurs caractéristiques limites, cela est difficile à dire, mais, par contre, on peut affirmer que les plus grosses presses qui aient jamais été étudiées et projetées furent rendues inutiles avant même d'avoir été construites par des machines-outils actionnées hydrauliquement et commandées par bande perforée (commande numérique).

D'autres facteurs revêtent une certaine importance: les moteurs hydrauliques présentent un bon rapport puissance/poids ainsi qu'un faible moment d'inertie. Un moteur hydraulique peut avoir un encombrement égal au quart de celui d'un moteur électrique de puissance équivalente et peut être arrêté et inversé dans sa marche en un temps nettement plus faible.



Rapport entre la puissance par unité de poids et la puissance par unité de volume (puissance massique)

Type de MOTEURS

Puissance / Poids Watt / kg

Puissance / Volume Watt / dm3

Thermique (diesel) 70-150 20-70

Électrique 20-100 70-150

Pneumatique (pistons) 70-150 70-300

Pneumatique (palettes) 300 1000-1200

Hydraulique 600-800 2000

Exemple : Centrale hydraulique PSA Borny, METZ • Pompe à palettes à cylindrée variable REXROTH type PV7 20cm3/tr, 160 bar maxi, • Accouplement électrique et refroidisseur air, • Moteur électrique LEROY-SOMMER type LS100L, 10 kW.



COMPARAISON DES SYSTÈMES.



GLOSSAIRE.

Bar: Unité de pression égale à 105 Pascal (1 Pascal = 1N /1m²) et 1 bar = 1 daN / 1 cm²). Calibration : Test durant lequel un capteur est soumis à des valeurs connues, et les signaux correspondants enregistrés dans des conditions précises. Compensation : Action d'une construction spéciale, d'un dispositif supplémentaire, d'un circuit ou de matériaux spéciaux, prévue pour neutraliser les sources d'erreur provenant de variations des conditions de fonctionnement spécifiées. Conditions d'Environnement : Ensemble des conditions auxquelles un capteur est soumis pendant l'expédition, le stockage, la manutention et le fonctionnement. Débit : Ecoulement d'un liquide ou d'un gaz sous l'action d'une force (par exemple une pression ou la gravité). Débit d'un Fluide: Q = V x S Q = Débit ; V = Vitesse moyenne du fluide ; S = Diamètre interne de la canalisation. Débit Laminaire : Ecoulement linéaire d'un fluide dont les forces dues à sa viscosité sont supérieures à celles dues à son inertie (nombre Reynolds inférieur à 2000). Débitmètre : Appareil de mesure de la quantité ou du débit d'un fluide en mouvement. Débit Turbulent : Débit d'un fluide dont les forces dues à l'inertie sont plus fortes que celles dues à sa viscosité. Cela se produit en particulier lorsque le nombre Reynolds est supérieur à 4000. Densité : Rapport entre la masse d'un certain volume d'un corps homogène et celle d'un même volume d'eau à 4°C. Dépression : Toute pression inférieure à la pression atmosphérique. Dérive : Variation indésirable de la grandeur de sortie pendant une durée spécifique indépendante de la grandeur mesurée. E.M. : Echelle de mesure. Erreur : Ecart entre la valeur indiquée en sortie et la vraie valeur de la grandeur mesurée. Généralement exprimé en pourcentage de la pleine échelle. Excitation : Tension électrique extérieure appliquée au capteur en fonctionnement normal. Force Centripète : Force exercée sur un objet en rotation de l'extérieur vers le centre. Fréquence de sortie : Signal de sortie sous la forme d'une fréquence qui varie en fonction du signal d'entrée. Gallon Impérial : Mesure d'un liquide équivalent à 277,42 pouces cubes (4,546 Litres). Gravité Spécifique: Comparaison entre le poids d'une substance et le poids d'un volume d'eau équivalent. Hystérésis : Phénomène représenté par une courbe caractéristique qui possède deux branches distinctes, l'une dite ascendante pour des valeurs croissantes de pression, l'autre dite descendante pour des valeurs décroissantes de cette même grandeur. S'exprime en pourcentage de la pleine échelle pendant tout un cycle d'étalonnage. Linéarité : Degré de proximité que l'on peut obtenir entre la courbe d'étalonnage d'un capteur et la droite spécifiée en minimisant l'écart maximal. Membrane : Elément sensible constitué d'un diaphragme déplacé par la pression soumise à l'une de ses faces.

Nombre Reynolds: Nombre défini par la formule Re = V.D / γ, où : V = Vélocité et D = Diamètre intérieur de la canalisation, γ = viscosité cinématique. Plage de Lecture : Différence entre la pleine échelle et la lecture la plus petite.



Plage d'erreur : Déviation acceptable du signal de sortie à partir d'une norme de référence. Habituellement exprimée en pourcentage de l'échelle totale. Perte de Charge : Perte de pression dans un circuit entre deux points, mesurée en pression. Précision : Degré de concordance entre une valeur mesurée et la valeur conventionnellement vraie de la grandeur mesurée. Pression Absolue: Pression relative + pression atmosphérique. Pression Ambiante : Pression absolue du milieu entourant le capteur. Pression Différentielle : Différence de pression statique entre deux piquages situés en deux points d'un circuit. Pression Dynamique : Différence de niveau de pression entrera pression statique et la pression causée par un accroissement de la vélocité. La pression dynamique s'accroît du carré de la vélocité. Pression Manométrique (relative) : pression absolue pression atmosphérique sur le lieu de la mesure. Pression Statique: Pression d'un fluide en mouvement ou au repos. Elle peut être relevée par un petit piquage perpendiculaire affleurant le fluide de manière à ne pas le perturber. P.S.I.D. : Pounds per square inch differential. Pression différentielle mesurée en livres par pouces carrés. P.S.I.G. : Pounds per Square Inch Gauge. Unité de pression référencée par rapport à la pression de l'air ambiant. Répétabilité : Propriété d'un capteur à reproduire un certain nombre de mesurages successifs effectués dans un intervalle de temps limité, pour une même valeur d'entrée et dans les mêmes conditions de fonctionnement, en parcourant toute l'étendue dans le même sens. L'erreur de répétabilité est la différence algébrique entre les valeurs extrêmes fournies, elle s'exprime habituellement en pourcentage de l'étendue et n'inclut ni l'hystérésis, ni la dérive. Résolution : Intervalle minimal entre deux éléments discrets (numériques) voisins qui peuvent être distingués l'un de l'autre. Habituellement exprimée en pourcentage de la sortie pleine échelle. Sensibilité : Rapport entre la variation en sortie du capteur et la variation correspondante de la grandeur à mesurer. Sortie Analogique : Signal électrique délivré par le capteur, fonction continue du paramètre mesuré. Sortie Numérique (Digitale) : Signal de sortie représentatif de la valeur d'entrée sous forme d'une série de valeurs discrètes (numériques). Transducteur : Dispositif qui reçoit une information sous la forme d'une grandeur physique (grandeur d'entrée) et la transforme, selon une loi déterminée, en une information fournie sous forme d'une grandeur physique de même nature ou de nature différente. Le terme s'applique généralement aux dispositifs convertissant un phénomène physique (pression, température, humidité, débit, etc) en signal électrique. Transmetteur : Terme usité en mesure pour désigner un appareil qui donne l'information en sortie exprimée en intensité de courant (généralement 4-20 mA) Vélocité : V = Vitesse moyenne du fluide dans une canalisation.

Viscosité : Résistance à l'écoulement inhérente à une substance. On défini viscosité absolue et la viscosité cinématique.



Laplace (Pierre Simon, marquis de). Mathématicien, astronome et physicien français (Beaumont-en-Auge, Normandie, 1749 Paris, 1827). Laplace, l'un des plus grands savants français, fit des travaux en analyse mathématique, en astronomie et en physique. Il entreprit en 1773 une étude des paramètres du système solaire (problème des trois corps). Il en détermina les lois, jugées jusqu'alors inexplicables, en recourant systématiquement aux mathématiques, créant ainsi la mécanique céleste. Sa contribution au calcul des probabilités (Théorie analytique des probabilités, 1812), où il généralise le calcul symbolique et traite en particulier de l'écart moyen sur un grand nombre de mesures, a favorisé le développement de la statistique contemporaine. Laplace étudia tout d'abord la chaleur spécifique des gaz parfaits: il établit la relation entre la pression f, et le volume V au cours d'une transformation adiabatique : P.Vγ = constant, (avec γ = rapport des chaleurs spécifiques à pression et à volume constants). Il calcula aussi que, dans l'atmosphère, l'altitude est proportionnelle au logarithme de la pression (température supposée uniforme). En électromagnétisme, il trouva la force dF (dite force de Laplace) qu'un champ d'induction magnétique B exerce sur l'élément de longueur dl d'un fil parcouru par un courant électrique dF = I.B.dl (loi de Laplace). Son étude des équations différentielles le conduisit à définir la transformation qui porte son nom et qui consiste à associer à une fonction f, une autre fonction F, définie par F(z) = f(x)e-zx.dx, où le chemin d'intégration est une courbe dans le plan complexe. (Acad. des sc., 1783.)

Euler (Leonhard). Mathématicien suisse (Bâle, 1707 - Saint-Pétersbourg, 1783). Ses connaissances et ses recherches dans toutes les branches de la science en firent un des savants les plus universels du XVIllième. Il développa les travaux de Leibniz et ouvrit la voie à l'analyse du XIXième. Influencé par les Bernoulli, il séjourna à la cour de Catherine 1ière, fréquenta l'académie de Saint-Pétersbourg et travailla à Berlin, invité par Frédéric le Grand. Il perdit l'usage de ses yeux à la suite d'une congestion cérébrale en 1735, ce qui n'arrêta pas pour autant ses recherches. Ses travaux concernent notamment les équations différentielles partielles, les fonctions elliptiques et le calcul des variations (Introduction aux infiniment petits, 1748, Institutions du calcul intégral, 1768-1770). Il a facilité l'application de l'analyse mathématique aux problèmes de physique et de la dynamique des corps en mouvement (Traité complet de mécanique, 1736). Constante d'Euler: C = 0,57721566. On suppose que C est un nombre transcendant, mais sans avoir pu prouver même son irrationalité.

Pascal (Blaise). Mathématicien, physicien et écrivain français (Clermont-Ferrand, 1623 - Paris, 1662). Issu d'une famille auvergnate de fonctionnaires royaux (son père était président à la cour des aides de Clermont), il s'initia très jeune aux mathématiques et donna, à seize ans, un Essai sur les coniques (1640), que Descartes admira; deux ans plus tard, il entreprenait la construction d'une «machine arithmétiques », la première calculatrice mécanique. Passionné également par la physique, il effectua des recherches dans les domaines de la pneumatique et de l'hydrostatique. Il renouvela à Rouen l'expérience barométrique de Torricelli et, par la fameuse expérience de mesure de la pression atmosphérique, réalisée au Puy de Dôme, en 1648, par son beau-frère Périer, il vérifia sa propre théorie de la réalité du vide et de la pesanteur de l'air (Traité du vide, 1651; Traité de l'équilibre des liqueurs, 1663).



Il poursuivit son activité scientifique jusqu’à sa mort, posant les jalons du calcul des probabilités dans sa correspondance avec P. de Ferrnat et, par ses travaux sur la cycloïde, mettant Leibniz sur la voie de la découverte du calcul infinitésimal. La science, cependant, ne suffisait pas à combler cet esprit angoissé. Après une courte période mondaine (1651-1654), il revint aux dures exigences du jansénisme, doctrine à laquelle il avait adhéré, en 1646, avec sa famille, lors d'une première conversion. L'extase mystique qu'il eut dans la nuit du 23 novembre 1654, et qu'il relata dans un mémorial trouvé sur lui après sa mort, consacra sa conversion définitive. Retiré à Port Royal des Champs, où sa soeur Jacqueline était religieuse, il défendu les jansénistes, attaqués par les jésuites, dans les Provinciales (1656-1657). En même temps, malgré la maladie, il travaillait à une Apologie de la religion chrétienne, que la mort ne lui permit pas d'achever. Pascal (loi de) : Une pression extérieure s'exerçant sur un fluide incompressible est uniformément transmise par le fluide en chacun de ses points et dans toutes les directions.

Bernoulli. Famille de mathématiciens et physiciens bâlois. - Jacques ler (Bâle, 1654 - id., 1705) a contribué au développement du calcul différentiel et intégral, du calcul des variations, calcul des probabilités et du calcul exponentiel. Lemniscate de Bernoulli. - Daniel (Groningue, 1700 - Bâle, 1782), neveu de Jacques, fut mathématicien et physicien. Après des études de médecine, il a été professeur d'anatomie et de sciences naturelles. Son principal ouvrage, Hydrodynamica (1738), constitue le fondement de la théorie des fluides et contient la première esquisse de la théorie cinétique des gaz. Polynômes de Bernoulli: polynômes Bn(x). L'équation de Bernoulli concerne l'écoulement d'un fluide incompressible et non visqueux, en régime permanent et sans transfert de chaleur. Elle s'exprime sous la forme: p + ½.とV2 + と.g.h = constante (le Iong d'une ligne de- courant) où p est la pression, と la densité, V la vitesse, g l'accélération de la pesanteur et h la hauteur.

Mariotte (Edme). Physicien et religieux français (Dijon, 1620 - Paris, 1684). Il s'intéressa au comportement mécanique des solides (élasticité, quantité de mouvement, collisions, etc.), puis aux propriétés des gaz. En optique, il étudia les halos et découvrit la tache aveugle de l'oeil humain. Fondant ses conclusions sur les données de l'expérience, il en vint à formuler une théorie purement physique de la génération et du développement des végétaux. Loi de Mariotte ou de Boyle-Mariotte: pour une masse donnée d'un gaz parfait qui subit des transformations isothermes, le produit de sa pression par son volume reste constant: P.v = n.R.T avec P = pression; v = volume; n = nombre de moles ou fraction molaire; R = constante valant 8,31 J/mole.degré dans le système M.K.S.A.; T = température absolue ou de Kelvin.



PRESSE HYDRAULIQUE 1796

"En 1796, M. Bramah de Londres, prit une patente, comme inventeur d'une

nouvelle Machine, fondée sur le principe hydrostatique de Pascal". Ce dernier

établit qu'un liquide (de l'eau, et plus tard de l'huile) étant sous pression,

les efforts appliqués sur un piston sont proportionnels à sa section; en

utilisant alors des cylindres de dimensions différentes, on peut obtenir une

multiplication de force assez importante. La réalisation pratique ne fut

possible qu'une fois résolu le problème de l'étanchéité, à l'aide d'un joint

de cuir embouti monté sur un disque métallique. Cette machine fut aussitôt

introduite en France par Périer et Bétancourt, qui prirent un brevet

d'importation en 1797. Mais son emploi fut longtemps réservé à des opérations

exigeant une grande puissance, l'amortissement du prix de l'installation étant

difficile.

Les deux parties de la vue centrale (élévation avec coupe partielle) montrent:

à gauche la presse proprement dite, et ses deux mâchoires (celle du haut étant

fixe, celle du bas est mise en mouvement sous la pression de l'eau introduite

dans le cylindre inférieur) ; à droite, le mécanisme de levier, actionnant la

pompe située en dessous (et dont le détail est figuré en coupe sur la vue de

côté, à droite). La vue située à l'extrême gauche représente la presse, en vue

extérieure de côté ; elle sera reproduite, sous forme de silhouette, sur une

autre planche gravée, pour servir d'esquisse au dessin lavé demandé aux

élèves. La vue de dessus situé en bas du plan fait apparaître les deux parties

principales de cette machine, pendant que diverses vues complémentaires précisent certains détails.


P.GUIBERT 05/06/2008 CHAP : 1 page 1

HYDRAULIQUE THÉORIQUE.

1. Mesures, unités, symboles. 1.1 Masse. Symbole formel: m

SI – Unité: Kilogramme [kg] La masse est le poids d’un corps défini par le kilogramme étalon en platine iridium. La masse est indépendante du lieu. Un dm3 d’eau à 4°Celsius a une masse de 1 kilogramme.

1.2 Force. Symbole formel: F SI – Unité: Newton [N] N = kg.m / s2

D’après la loi de Newton : Force = Masse * Accélération: F = m * a (on prendra souvent γ) Si l’on remplace l’accélération générale a par l’accélération de la planète g (gravité), on obtient la force du poids : Force = Masse * Gravité. F = m * g . Une masse d’un 1 kg occasionne ainsi une force de 9.81 N sur la Terre. Dans la pratique, on arrondit souvent à 10 N ou 1 daN.

1.3 Travail. Symbole formel: W, on prendra souvent T SI – Unité: Joule [J]

Lorsqu’un corps est déplacé d’une certaine distance s par une force F, il en résulte le travail W

• T = F * s Travail mécanique en J = Force en N * S en m. • T = Vol * ∆p Travail hydraulique en J = Vol en m3 * ∆p en Pa.

1.4 Energie. Symbole formel: E SI – Unité: Joule [J] 1J = 1N.m = W.s

Lorsqu’un corps est sur le point d’exécuter une tâche, il a une réserve de travail. On nomme ce stock de travail « énergie ». Le travail et l’énergie sont mesurés par la même unité. Selon le type de travail, on fait la différence entre :

• Energie potentielle (énergie par la position) Ep : Un corps, de par sa position en hauteur, peut descendre jusqu’à un certain niveau et ainsi exécuter un travail. Celui-ci dépendra de la différence de niveau et du poids du corps.

Ep = m * g *h Energie en J = masse en kg * accéleration en m/s² * hauteur en m

• Energie cinétique (énergie de mouvement) Ek : Si un corps en mouvement rencontre un corps qui ne bouge pas, le corps mouvant exerce un travail sur celui qui ne bouge pas (ex. travail de déformation). Dans ce cas, la réserve de travail se trouve dans le mouvement du corps.

Ek = ½ * m * V2 Energie en J = ½ * masse en kg * vitesse en (m/s)²

1.5 Puissance. Symbole formel: P on prendra souvent W. SI – Unités: Watt [W] W = J / s

Lorsqu’un travail est réalisé dans un temps déterminé, on parle de puissance. La puissance est le quotient du travail sur le temps.

W = T / t Puissance en W = Travail en J / temps en s

1.6 Vitesse. Symbole formel: V SI – Unités: Mètres/Seconde [m/s] 1m/s = 3,6 km/h

La vitesse V est le quotient de la distance x sur le temps t, pendant lequel la distance a été parcourue.

V = x / t Vitesse en m/s = distance en m / temps en s



1.7 Accélération. Symbole formel: a ou γ SI – Unités: Mètres / Seconde carrée [m/s2] g = 9,81 m/s2

Si un corps se déplace avec une vitesse variable, il subit une accélération a. Cette accélération peut être positive (accélération) ou négative (décélération). L’accélération linéaire a est le quotient de la vitesse v sur le temps t.

γ = V / t Accélération en m/s² = Vitesse en m/s * temps en s. g = 9,81 m/s2 Accélération terrestre.

1.8 Pression. Symbole formel: P SI – Unités: Pascal [Pa] 1Pa = 1N/m2 = 105 bar

Pour la description des mouvements des fluides, la pression est une unité de mesure très importante. Lorsqu’une force également répartie s’exerce perpendiculairement sur une surface S, on nomme pression P le quotient résultant de la force F sur la surface S

P = F / S Pression = Force / Surface

1 Pa = 1 N /m2 Pression mesurée en Pascal 1 bar = 1kg / cm2 Pression mesurée en bar (utilisée en hydraulique industrielle).

1 bar = 100 000 Pa = 0,1 Mpa (Megapascal).

En unité anglaise psi (pound per square inct) 1 psi = 0,06893 bar (1000 psi ≈70 bar). Echelles des pressions : pression absolue et pression relative. Dans la pratique, la pression atmosphérique vient s'ajouter à la surpression hydraulique (env. 1 bar au niveau de la mer). Cette correction est sans importance dans les plages de la moyenne et haute pression. Toutefois, il faut en tenir compte pour les dépressions dans les conduites d'aspiration. Il est à noter que, sur l'échelle des pressions, graduée à partir de la pression absolue, le 0 des graduations correspond au vide absolu.

Dans le cas de l'échelle des pressions, graduée en pression relative le 0 des graduations correspond à la pression atmosphérique.

La dépression maximale admissible dans la conduite d'aspiration d'une pompe à engrenage est de:

0,7 bar (absolue) ou -0,3 bar (relative).

En hydraulique industrielle, les manomètres indiquent la pression relative en bar.



1.9 Débit. Symbole formel: Q SI – Unités: Mètres cube / Seconde [m3/s], avec 1 m3/s = 60 000 l/min

Le débit Q est le quotient du volume Vol des fluides sur le temps t. Q = Vol / t Débit = Volume / Temps

Q = S * V Débit = Surface * Vitesse

En hydraulique industrielle, le débit Q est indiqué généralement en [l/min].

Q = 6.V.S Débit en l/min = 6 * vitesse en m/s * section en cm².

1.10 Puissance hydraulique. Symbole formel: P on prendra souvent W SI – Unités: Watt (J/s)

On calcule la puissance en fonction de l’exécution d’un travail dans un temps déterminé. W = T / t et W = F * x / t

En hydraulique industrielle, on se sert de: F = P * S avec W = P * S * x / t par ailleurs : Vol = S * x

W = P * Vol / t Q = Vol / t

W = P * Q Puissance hydraulique Il existe différentes formules pour calculer la puissance hydraulique (selon les unités choisies):

W = P * Q [W] = [Pa] * [m3/s]

W = P * Q / 600 Puissance en kW = pression en bar * débit en l/min / 600.

Rappel: Puissance mécanique : • en translation : W = F. V [W] = [N] * [m/s]

• en rotation : W = C. ω [W] = [m.N] * [rad/s] avec ω = π.n / 30 [rad/s] avec n en tr/min



Transformation de la puissance dans une installation hydraulique. Exemple : cric hydraulique.

Commande ACTIONNEURS

Manuelle. Électrique. Thermique

⇒

POMPE

HYDRAULIQUE

⇒

Appareils hydrauliques de

commande et de régulation

⇒ Vérin ou Moteur

hydraulique

⇒

Elément de travail à

commander

PUISSANCE MÉCANIQUE

N(tr/min) C(m.daN) F(N) V(m/s)

⇒

PUISSANCE HYDRAULIQUE

Q(l/min) P(bar)

⇒

PUISSANCE MÉCANIQUE

N(tr/min) C(m.daN) F(N) V(m/s)



2. LOIS PHYSIQUES. 2.1 Pression hydrostatique. Par pression hydrostatique, on comprend la pression générée par le fluide lui-même, de par sa masse et sa hauteur.

Pression hydrostatique:

P = と . g . h

• P Pression [Pa]

• と Densité du liquide [kg/m3]

• g Accélération terrestre [m/s2]

• h Hauteur du liquide [m]

La pression statique est indépendante de la forme du contenant. Elle est seulement fonction de la hauteur et de la densité de la colonne de fluide.

2.2 Création d’une pression. Lorsqu’on applique une force F sur un liquide clos sur une surface S, une pression P s’exerce sur toutes les parois. Cet effet est appelé la loi de Pascal.

Loi de Pascal: (Transmission de pression)

P = F / S • p Pression [Pa]

• F Force [N]

• S Surface [m2]

1 Pa = 1 N / m2 1 bar = 1 kg / 1 cm2 Comme les pressions de service dans les systèmes hydrauliques sont en général très élevées, on peut mesurer, calculer les pressions sans prendre en compte la pression hydrostatique qui joue aussi un rôle mais qui est négligeable.

2.3 Transmission de la force. La pression dans un système fermé s’exerce de la même manière partout, la forme du contenant ne joue ainsi aucun rôle. Imaginons un contenant de cette forme, on peut traduire les forces.

1

2

1

2

2x

1x

F

F

S

S==

Dans ce cas, on a : • P1 = F1 / S1 Pression dans le premier vérin (pompe).

• P2 = F2 / S2 Pression dans le deuxième vérin (actionneur vérin).

• P1 = P2 La pression est la même partout.

F1 / S1 = F2 / S2 Loi de la transmission de la force.

x1 x2

S1

S2

F2 F1



2.4 Transmission de la course. D’après le principe énoncé ci-dessus, si l’on soulève la charge F2 sur une distance x2, le piston 1 va déplacer une certaine quantité de liquide qui va ainsi relever le piston 2 sur une distance x2. Le volume de déplacement nécessaire est calculé ainsi :

• Vol1 = x1 * S1 volume de déplacement du vérin 1.

• Vol2 = x2 * S2 volume de déplacement du vérin 2.

x1 * S1 = x2 * S2 Principe de continuité.

2.5 Transmission de la pression. La pression du liquide P1 agit sur la surface S1 avec une force F1 (Loi de Pascal). Celle-ci va être transmise sur S2 par une tige de piston et traduite par la pression P2.

F1 = F2

et donc P1 * S1 = P2 * S2

Par conséquent:

P1 / P2 = S2 / S1

Comme la force reste constante, la pression sur S2 augmente de manière inversement proportionnelle au rapport des surfaces. Ceci peut conduire à des montées de pression non désirées dans des vérins différentiels, d’où un risque d’accidents.

Sur l’image suivante, en raison de la chambre de droite obturée, la pression d’utilisation P1, va être multipliée par le rapport entre les surfaces S1 / S2 pour donner la pression P2. Ceci conduit la plupart du temps à une cassure dans le vérin.

On définira : S2 / S2 = k avec 0 < k ≤ 1

2.6 Loi de la continuité. Dans tous les systèmes hydrauliques, on travaille avec un certain débit Q (constant ou variable).

Q = Vol / t Débit = Volume / temps. Cette valeur est à prendre en considération lors du dimensionnement de la tuyauterie.

Q = S * V ... Débit [m3/s] = Surface (section) [m²] * Vitesse du débit [m/s] A travers un tuyau ayant des sections différentes, à chacune de ces sections, s’écoule en un même temps le même volume. Cela signifie que la vitesse de déplacement du liquide augmente dans la section étroite.

Q = constant, le débit ne change pas. Loi de la continuité.

S1*V1 = S2*V2

En général, en hydraulique, il faudrait que les sections soient toujours choisies assez grandes pour éviter autant que possible les frottements (pertes de charge) sur les parois des tuyaux (et ainsi des contre-pressions dans le système).

S1

S2

S1 S2



2.7 Loi du maintien de l’énergie. La loi du maintien de l’énergie (s’applique aux liquides en mouvement) stipule que l’énergie totale d’un liquide ne peut pas être changée tant qu’aucune énergie extérieure ou vers l’extérieur ne lui est appliquée. L’énergie totale se compose en général de l’énergie potentielle et de l’énergie de mouvement :

• L’énergie potentielle (hydraulique). Dépend de la position du liquide dans la colonne et de la pression statique

• L’énergie de mouvement (hydraulique). Dépend de la vitesse du débit et de la pression d’attente. Il en résulte le principe de Bernoulli (traduit pour l’hydraulique):

P = Pst + と * g * h + と / 2 * V2 • Pst Pression statique,

• と * g * h Energie potentielle,

• と / 2 * V2 Energie de mouvement. Dans un essai d’application simple, on peut constater ce principe comme suit:

Lorsqu’un rétrécissement apparaît dans un tuyau, l’huile qui passe à l’intérieur va passer plus vite à cet endroit (principe de continuité) et son énergie de mouvement va ainsi augmenter. Comme l’énergie totale doit rester la même, (Bernoulli), il faut que l’énergie potentielle se réduise à cet endroit. Cela signifie que la pression dans cette partie plus étroite du système est plus faible que dans la partie précédente et dans la partie suivante.

Relation de BERNOULLI. En régime d’écoulement permanent, dans un fluide parfait incompressible, la somme des variations d’énergie de pression, d‘énergie potentielle et d’énergie cinétique est nulle.

²V.2

1h.g.P²V.

2

1h.g.P 222111 ρ+ρ+=ρ+ρ+

Remarque : En fait, dans les installations hydrauliques industrielles, on ne tient pas compte en général des termes de l’énergie potentielle et de l’énergie cinétique.

En effet, une différence de niveau de 5 m par exemple, pour un fluide de masse volumique de 900 kg/m3, équivaut seulement à :

∆P = ρ . g . h = 900 * 9,81 * 5 = 44145 Pa soit 0,44 bar.

De même, les vitesses d’écoulement d’un fluide dans une canalisation est généralement faibles, le terme de pression due à la vitesse est

• pour une vitesse de 1 m/s :

∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *1² = 450 Pa soit 0,0045 bar.


∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *5² = 11250 Pa soit 0,11 bar.


∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *10² = 45000 Pa soit 0,45 bar.

1 2



Vitesses d’écoulement du fluide dans une conduite.

Conduite d’aspiration 0,5 à 1,5 m/s

Conduite de pression

< 50 bar 4 à 5 m/s

50 à 100 bar 5 à 6 m/s

> 100 bar 6 à 8 m/s

Conduite de retour 2 à 3 m/s

Plage de pressions dans les installations hydrauliques. (d’après « BOURGOGNE HYDRO »)



3. FORMULES USUELLES. Exemple : Cric hydraulique.

POMPE ACTIONNEUR Vérin Moteur

q = cylindrée en cm

3/tr

Q = débit en l/min P = pression

en bar

N = vitesse en tr/min C = couple en daN.m

P = pression en bar

Q = débit en l/min

q = cylindrée en cm

3/tr

N = vitesse en tr/min C = couple en daN.m

Q = débit en l/min

P = pression en bar

S1 = section piston en cm²

F = effort en N

V = vitesse en m/s



Vitesse du fluide. Pour calculer la vitesse V d’un fluide dans une conduite.

V = Q / 6 * S

• V = vitesse en m / s.

• Q = débit en l / min.

• S = section de la conduite en cm2.

Pompe hydraulique. • Débit d’une pompe.

Pour calculer le débit Q au refoulement de la pompe.

Q = (N * q * 10-3 ) * ηvol


• N = vitesse de rotation en tr / min.

• q = cylindrée en cm3 / tr.

• ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,90 à 0,95)

• Couple mécanique absorbé par une pompe. Pour déterminer le couple mécanique C nécessaire pour le fonctionnement d’une pompe avec une pression en sortie de pompe.

C = (q * P / 200 π) / ηhm

• C = couple en daN.


• P = pression en bar.

• ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0,90)

• Puissance hydraulique absorbée par une pompe. Pour déterminer la puissance mécanique W nécessaire par une pompe délivrant un débit sous une pression.

W = (P * Q / 600) / ηtot

• W = puissance en kW

• P = pression en bar.


• ηtol = rendement total = ηvol *.ηhm

Moteur hydraulique. • Vitesse de rotation délivrée par un moteur.

Pour calculer la vitesse N.

N = (103 Q / q) * ηvol


• Q = débit à l’alimentation en l / min.


• ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,92 à 0,97)

• Couple mécanique délivré par un moteur. Pour déterminer le couple mécanique C délivré par un moteur avec une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement.

C = (q * ∆P / 200 π) * ηhm



• ∆P = pression en bar = Paspiration si Prefoulement ≈ 0.

• ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0,85)

• Puissance mécanique délivrée par un moteur. Pour déterminer la puissance mécanique W délivrée par un moteur sous une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement.

W = (∆P * Q / 600) * ηtot




• ηtol = rendement total = ηvol * ηhm



Rendement volumétrique : ηvol, rendement hydro mécanique : ηhm et rendement total : ηtol Les valeurs des différents rendements dépendent de la pression, de la vitesse de rotation, des caractéristiques du fluide (en fonction de la température et de la viscosité) et de la durée de vie

du composant (usure). ηtol = rendement total = ηvol *.ηhm

ηvol fonction des débits de fuites Qf du fluide entre des pièces mécaniques en mouvement (l’étanchéité statique est quasiment parfaite).

ηhm fonction des ∆P dues aux frottements mécaniques (pièces en mouvements) et visqueux (pertes de charge dues à la viscosité du fluide).

Courbes caractéristiques d’un moteur à pisons axiaux de 182 cm3/tr. (doc REXROTH)

entrée sortieηvol

ηhm



RELATION « PRÉSSION – DEBIT » : Écoulement par un orifice à paroi mince.

On désigne par orifice à paroi mince, un orifice placé sur le trajet d’un fluide afin de limiter le débit en augmentant la vitesse et percé dans une paroi dont l’épaisseur est faible par rapport au diamètre intérieur du tuyau ou du composant hydraulique (ex : limiteur de débit, distributeur,…). Un tel orifice provoque une perte de charge importante qu’on détermine en utilisant l’équation de BERNOULLI en | et ~, se qui nous donne la relation suivante :

²V..2

1gzP²V..

2

1gzP 222111 ρ+ρ+=ρ+ρ+ avec

• P1 et P2, pressions en 1 et 2 ;

• V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ;

• ρ = masse volumique de l’huile,

• g = accélération due à la pesanteur ;

• z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ;

• D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2

Avec Q1 = V1 . S1 et Q2 = V2 . S2, ici Q1 = Q2 = Q,

En écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression :

ρ∆

=P.2

.SQ 2

En réalité, le jet continue à se contracter après son passage dans l’orifice et les frottements internes réduisent la vitesse d’écoulement. Le débit réel devient :

ρ∆= P.2

.S.cQ 2 avec c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75)

P.KQ ∆= avec ρ

=2

.S.cK 2

Allure de la courbe P.KQ ∆= pour une valeur de K = 1

C’est l’allure des courbes de pertes de charge réelles données par les constructeurs pour leurs composants.

Q1

P1 D1

Q2

P2 D2

1 2



FLUIDES HYDRAULIQUES.

Fluide : C'est un corps dont les molécules n'ont pas une grande cohérence entre elles. Ces molécules sont très mobiles et prennent la forme du récipient dans lequel elles sont contenues. Les fluides peuvent êtres des gaz ou des liquides.

Liquide : C'est un fluide peu compressible dont les molécules sont en équilibre. Elles peuvent se déplacer les unes sur les autres tout en conservant des distances quasi constantes.

Dans le domaine de l'hydraulique, on utilise les liquides afin de transmettre de l'énergie. Ils peuvent en effet restituer l'énergie reçue au moyen de la pression pour une application déterminée où la commande d'un élément récepteur.

Caractéristiques d'un fluide.

Masse volumique: C'est la masse de l'unité de volume : と en kg / m3.

La masse volumique moyenne des huiles minérales utilisées dans les installations hydrauliques est comprise entre 850 et 950 kg / m3.

Pour les huiles synthétiques, la masse volumique peut atteindre des valeurs plus élevées, jusqu’à 1400 kg / m3.

Remarque :

Dans les pays anglo-saxons « density » correspond à notre masse volumique à température °F.

d60/60F = specific gravity

C'est le rapport des masses d'un volume de liquide sur un même volume d'eau à 60°F (15,5°C).

La gravity A.P.I. s'exprime par la relation : densité en °API = 141,5 / d60/60F - 131,5

Chaleur massique ou Capacité thermique massique :

La chaleur massique (Cp) est un coefficient qui traduit la faculté d’un corps, ici des fluides, à absorber une quantité de chaleur, par unité de masse, pour une élévation de température d’un degré KELVIN (ou d’un degré Celsius).

Ce coefficient qui dépend de la nature du fluide et de sa température est d’autant plus élevé que la masse volumique du fluide est faible.

On le note Cp, avec « p » pour pression constante, son unité est J / kg . K. Si la température s’élève de 100°C, la chaleur massique augmente de 20% pour les huiles minérales.

A pression constante la chaleur massique des huiles est environ la moitié de celle de l’eau.

A 40°C, la chaleur massique Cp est :

• 1875 J / kg.°K pour une huile de densité 0,934.

• 1997 J / kg.°K pour une huile de densité 0,825.

Pour les huiles minérales on peut retenir les valeurs moyennes suivantes :

• 1500 J / kg.°K à 0°C.

• 2000 J / kg.°K à 100°C.

En général on prend comme valeur moyenne pour des huiles minérales : 1880 J / kg.°C



Conductivité thermique :

La conductivité thermique détermine le flux thermique (unité Watt) passant à travers un corps sous l’effet d’un gradient de température. En fait la conductivité thermique traduit la faculté du fluide à absorber et évacuer la chaleur produite en différents points d’un circuit hydraulique.

Elle est fonction de la température (de 10°C à 120°C, elle chute de 7%) et varie de façon inversement proportionnelle à la densité.

volumiqueMasse*massiqueCaleur

thermiquetéConductiviédiffusivitdetCoefficien =

Dilatation : On appelle dilatation l'augmentation de volume subi par le fluide lorsque sa température augmente. On peut traduire cette augmentation de volume par l'intermédiaire du coefficient de dilatation cubique de l'huile : g, qui est donné par la relation suivante :

0019,03,2

0

−ρ

=α (avec g exprimé en kg / m3)

Pour les huiles minérales : g ≈ 62.10-5

Cette dilatation du fluide entraîne aussi une diminution de la masse volumique.

On peut calculer と à la température t (°C) connaissant と0 à t0 = 0°C.

)t1.(t.1

00 α−ρ≈α+

ρ=ρ ou t.

V

V∆α=

∆ avec V = Volume.

Remarque : Le coefficient de dilatation cubique de l’acier est de l’ordre de 36.10-6. Il faudra tenir comte de ce paramètre, en cas de montée en température d’un composant (exemple un vérin), s’il n’y a pas de fuite possible, l’huile va se dilater beaucoup plus que le cylindre en acier du contenant, entraînant une forte augmentation de pression pouvant aller jusqu’à la destruction de celui-ci.

Compressibilité : Attention ici V est un volume et ∆V une variation de volume.

Les fluides liquides utilisés dans les installations hydrauliques sont peu compressibles.

Compressibilité isotherme : (ne tient pas compte de la variation de température due à la variation de pression du fluide).

Cette propriété est importante car dans ces installations le fluide doit souvent assurer la transmission de puissance. D’où l’intérêt de minimiser les pertes dues à sa compressibilité :

Coefficient de compressibilité : P

V

V

P

V

V

1

∆

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ∆

−=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∆∆

−=β .

ou son inverse β

=1

B , module de compressibilité (Bluck Modulus).

V

V

PB

∆∆

−= avec V

V∆ variation relative de volume et ∆P variation correspondante de pression.

Pour les huiles minérales : B ≈ 15 000 bar, et pour les huiles synthétiques : B ≈ 18 000 bar.



Mais pour tenir compte de la dilatation de volume du contenant (tuyaux, cylindre de vérin, …), on

prendra des valeurs plus faibles, par exemple : B ≈ 12 000 bar.

Remarque :

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∆∆

−=βP

V

V

1 → ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ ∆−=∆β

P

VP. ce qui donne entre deux états | et ~ ( ) B

P

PP

1

2ee

V

V 21

∆−−β− == .

B est donc l’augmentation de pression qu’il faut donner à un fluide pour diviser son volume par e = 2,718.

La variation de volume pour une augmentation de pression de 100 bar avec B = 10 000 bar, nous donne une variation de volume de 1%

Cette compressibilité joue un rôle très important dans les servomécanismes (raideur hydraulique et fréquence propre), et à un moindre niveau dans le rendement volumétrique des pompes.

Compressibilité adiabatique : (tient compte de la variation de température due à la variation de pression du fluide).

Lorsque l’on comprime une quantité d’huile donnée en la faisant passer d’une pression P1 à une pression P2, on constate qu’il se produit au sein du liquide une élévation de température :

Cp.

.T

P

T

adia ρα

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∆∆

• T = température ambiante (en °K ou °C).

• ∆T = élévation de température.

• ∆P = élévation de pression.

• α = coef. de dilatation ≈ 62.10-5 /°K.

• ρ = masse volumique ≈ 850 kg / m3.

• Cp = chaleur massique ≈ 1880 J / kg.°K Application :

à 40°C : Pa/K10.2,11880.850

10.62.315

Cp.

.T 75

°≈=ρ

α −−

Soit une variation de 1,2°C pour une variation de pression de 100 bar.

Cette notion est surtout importante lorsque l’on veut faire un bilan énergétique du fonctionnement d’une pompe ou d’un moteur.

Le coefficient de compressibilité adiabatique est : ⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛∆

∆−=β

P

V

V

1 adiaadia , sous l’effet d’une

compression ∆P, la variation de volume peut être décomposée en :

• variation de volume isotherme : ∆V = -β.V. ∆P,

• accroissement du volume dû à l’augmentation de température ∆T : ∆VT = α.V.∆T.

or PCp.

.TT ∆

ρα

=∆ → P.Cp.

².T.VP.

Cp.

.T.V.VT ∆

ρα

=∆ρ

αα=∆

au total : ∆Vadia = ∆V + ∆VT → P.Cp.

².T.VP.V.Vadia ∆

ρα

+∆β−=∆

→ Cp.

².Tadia ρ

α−β=β

Cet accroissement de rigidité intervient de façon favorable dans la stabilité des servomécanismes. Application :

avec : B = 14 000 bar, Cp = 1880 J/kg.°C, α = 62.10-5, ρ = 850 kg/m3 ; on trouve

βadia ≈ 7,14.10-5 - 7,6.10-11

Dans la pratique, on négligera le terme du à la compressibilité adiabatique.



Exemples : Mesure indirecte du rendement d’une pompe par relevées de température.

Soit une pompe débitant 50 l/min dans une installation de à la pression de 200 bar. La température en régime établi à la sortie de la pompe est de 46°C. La température de l’huile dans le réservoir est de 40°C. Les caractéristiques de l’huile sont :

• masse volumique, ρ = 850 kg / m3, • chaleur massique, Cp = 1875 J / kg.°K, • coef. de dilatation cubique, α = 0,62.10-3 °K-1.

0P

0Z1

40 °C

0Z2

46°C

0Z3

200 bar

La compressibilité adiabatique nous donne : Cp.

.Ta

P ρα

=∆θ∆

donc : pour un ∆P = 1 Pascal

Pa/C10.2,11875.850

10.62,0).40273( 73

°=+ −

− soit pour une variation de 200 bar : 2,4°C.

Si le rendement de la pompe était parfait, l’augmentation de température due à la compressibilité de l’huile pour une augmentation de pression de 200 bar serait de 2,4°C. Or l’augmentation est de 6°C.

Donc la pompe génère une augmentation de température de : 6 – 2,4 = 3,6°C.

La perte d’énergie par unité de masse (kg) dans la pompe est alors :

Ep = Cp . ∆θ = 1875 . 3,6 = 6750 J.

Le travail utile par unité de masse (kg) de la pompe est :

J23530850

10.200PEu

5

==ρ∆

=

Le rendement de la pompe est donc : 78,0675023530

23530

EpEu

Eu=

+=

+

Même exemple, mais cette fois on mesure la température de l’huile après la détente dans une vanne d’étranglement. Cela nous donne 56,1°C. 0P

0Z1

40 °C

0Z2

56,1°C0Z3

200 bar

La relation Cp.

P..Ta

ρ∆α

=θ∆ nous donne comme il n’y a pas de différence de pression, donc α

et Ta n’intervient pas, → Cp.

P

ρ∆

=θ∆ → 1593750

P

1875.850

P ∆=

∆=θ∆ soit pour 1 bar :

16

P∆=θ∆ , ce qui représente une élévation de température pour 200 bar : C5,12

16

200°==θ∆

Or l’augmentation est de 16,1°C. Donc la pompe génère une augmentation de température de :

16,1 – 12,5 = 3,6°C.

Le rendement de la pompe est donc : 78,01,16

5,12

réel

théo==

θ∆θ∆



Débit de compressibilité. Attention ici V est un volume et ∆V une variation de volume.

Le terme de « débit de compressibilité » est associé à un phénomène de variation de volume dû à la compressibilité et à la variation de volume qui engendre un débit.

A partir de la définition du débit massique, on déduit, pour une masse m de fluide isolée (sans fuite) :

( )dt

d.V

dt

dV.

dt

V.dD

ρ+ρ=

ρ=

B

dPdavec

B

dP.

dt

V

dt

dVd.

dt

V

dt

dV

dt

d.

V

dt

dVDQ =

ρρ

+=ρρ

+=ρ

ρ+=

ρ=

dt

dP.

B

V

dt

dVQ +=

• dt

dV= Qd = débit de déplacement, dû à une variation de volume sur une différence de temps.

• B

dP.

dt

V= Qc = débit de compressibilité, dû a un volume fonction de la variation de pression.

Q = Qd + Qc

Remarque : Le débit instantané entrant dans la chambre coté fond d’un vérin est utilisé :

• pour compenser, ou provoquer le déplacement du

piston : dt

dx.S

dt

dVQd 1==

• pour assurer le débit dû à la compressibilité :

dt

dP.

B

VQc =

• pour compenser (si fuites entre piston et cylindre), un débit de fuite : Qf = f(P1 – P2). Variation du volume d’huile en % en fonction de la pression et de la température.

Diminution de volume d'une huile minérale paraffinique de viscosité égale à 55 mm2/s à 40°C (grade ISO intermédiaire entre VG 46 et VG 68) en compression adiabatique pour différentes températures initiales d'huile.

x

F

dx/dt

P1 S1 S2 P2

V2

Q1 Q2

V1



Calcul de la température d'échauffement d'un fluide, suite à un laminage.

La température maximale de l'huile d'un système oléo-hydraulique ne doit pas dépasser une température de l'ordre de 65°C à 70°C. Au-delà, le fluide voit ses qualités s'altérer rapidement. Aussi, est-il nécessaire de pouvoir déterminer la température prise par l'huile d'un circuit oléo-hydraulique après une certaine durée de fonctionnement.

Une première évaluation approximative de cette température consiste à admettre que toute la puissance dissipée en chaleur échauffe l'huile du réservoir.

Un deuxième calcul plus précis tient compte, en plus, de la perte de puissance par rayonnement au niveau du réservoir.

A - Echauffement de l'huile d'un circuit, sans tenir compte du rayonnement.

La chaleur nécessaire pour échauffer de ∆θ en °C une masse M d'huile est, par définition de la capacité thermique massique Cp (quantité de chaleur qu'il faut fournir à l'unité de masse d'un

fluide pour élever sa température de 1°C)

M.Cp.∆θ = ϕ.Vol.Cp.∆θ avec Vol = Volume en huile du réservoir.

Si la chaleur dissipée pendant le temps ∆t est W.∆t, l'échauffement produit est égal à:

Cp.Vol.

t.W

ρ∆

=θ∆ ou W est la puissance dissipée.

Il s'agit par exemple, d'un débit, d’un débit Q, passant à la pression ∆P par un limiteur de pression.

Cp.Vol.

t.P.Q

ρ∆∆

=θ∆ |

La capacité thermique massique Cp d'un fluide est approximativement égale à :

• huiles minérales ≈ 1,9 kJ / (kg .°K) • émulsions d'huile dans l'eau ≈ 3,8 kJ / (kg .°K) • émulsions d'eau dans l'huile ≈ 2,8 kJ / (kg .°K) • solutions de polyglycols ≈ 2 à 3 kJ / (kg .°K) • fluides de synthèse ≈ 1,2 à 1,7 kJ / (kg .°K)

Pour calculer ∆θ, il est préférable d'utiliser les unités du système SI.

Rappelons que 1 degré Celsius est égal à 1 degré Kelvin.

Cependant, certains oléo-hydrauliciens utilisent la formule pratique suivante : Si on exprime :

Q en I/min, ∆p en bar, ∆t en min, ρ en kg / l, Vol en l, Cp en kJ / (kg .°C) et ∆θ en °C:

)C.kg/kJ()l()l/kg(

(min))bar(min)/l()C(

Cp.lVo..10

t.P.Q

°°

ρ∆∆

=θ∆

On peut simplifier la relation | en posant 1Vol

t.Q=

∆et en écrivant alors :

Cp.

P

ρ∆

=θ∆ ~

Il faut alors comprendre que l'échauffement ∆θ est produit par cycle de fonctionnement.

Un cycle de fonctionnement est égal à Vol / Q où Vol est le volume du réservoir et Q le débit retournant à la bâche. La capacité du réservoir étant généralement égale de 3 à 6 fois le débit de la pompe pendant 3 à 6 minutes, un cycle de fonctionnement est donc égal de 3 à 6 minutes. Là encore, il est préférable d'utiliser les unités du système SI.



Toutefois, il est encore possible d'utiliser les formules pratiques suivantes :

Si on exprime : ∆P en bar, ρ en kg/l, Cp en kJ / kg.°C et ∆θ en °C, on obtient:

)C.kg/kJ()l/kg(

)bar()C(

Cp..10

P

°°

ρ∆

=θ∆

Remarque : en prenant ρ = 0,9 kg / l et Cp = 1,9 kJ / kg .°C,

on obtient : ∆θ( C) = 5,85.10-2.∆P(bar) = ∆P(bar) / 17,1, et cela est vérifié par une formule empirique couramment utilisée :

17

)bar(P)C(T

∆≈°∆

B - Echauffement de l'huile d'un circuit en tenant compte du rayonnement.

Une partie de la puissance dissipée en chaleur est évacuée par rayonnement, l'autre partie continuant à échauffer l'huile. Généralement, on ne tient compte que des pertes par rayonnement au niveau du réservoir.

En appliquant le principe de conservation de l'énergie, on peut écrire :

W . dt = Vol . ρ . Cp. d(∆θ) + E . Su . ∆θ . dt

où W est la puissance dissipée pendant le temps dt, Vol le volume du réservoir, Cp la capacité

thermique massique de l'huile, ∆θ l'élévation de température de l'huile au-dessus de la température ambiante obtenue pendant le temps dt, E le coefficient de rayonnement et Su la surface totale de refroidissement du réservoir ou surface utile.

En posant Cp..Vol

Su.EA

ρ= et

Cp..Vol

WB

ρ= , on obtient : B.A

dt

)(d=θ∆+

θ∆

)C.kg/kJ()3

m/kg()3

m(

²)m())C².m(/kW(

Cp..Vol

Su.EA

°

°

ρ= a pour dimension s-1.

Il s'agit d'une équation différentielle linéaire du premier ordre, à coefficients constants et à second membre constant. La résolution de cette équation différentielle nous donne, en appelant

θo l'échauffement initial de l'huile au-dessus de la température ambiante :

AtAt e.o)e1.(Su.E

W −− θ+−=θ∆ ¡

La relation ¡ nous permet de calculer le temps mis par l'huile pour passer d'une température à une autre. En particulier, on peut calculer le temps mis par l'huile d'une installation au repos avec

θo = 0, pour passer de la température ambiante initiale à une température finale donnée. On peut alors écrire

)e1.(Su.E

W At−−=θ∆ ¢

En régime permanent (t = +∞) l'échauffement est donné par la relation : Su.E

W=θ∆ £

Pour calculer ces différents termes, il est préférable d'utiliser les unités du système SI.



Cependant, certains oléo-hydrauliciens proposent la formule pratique suivante, permettant de calculer la formule £.

Si on exprime W en kW, E en kW / m².°C, Su en m et ∆θ en °'C, on obtient :

²)m()C².m/kW(

)kW()C(

Su.E

W

°° =θ∆ ⁄

Le coefficient de rayonnement E (appelé aussi coefficient de transfert themique), dépend de l'emplacement de montage du réservoir et de la circulation d'air autour de celui-ci :

• Réservoir d’huile :

• sans ventilation E ≈ 10 à 30 J /m².°C.s

• avec bonne ventilation E ≈ 30 à 75 J /m².°C.s (valeur usuelle 40 J /m².°C.s)

• avec ventilation forcée E ≈ 140 à 350 J /m².°C.s

• Echangeur de chaleur :

• de type air / huile E ≈ 140 à 350 J /m².°C.s

• de type eau / huile E ≈ 450 à 600 J /m².°C.s

• Tuyau d’acier de Ø 50 mm E ≈ 5 à 8 J /m².°C.s Généralement, ces réservoirs sont en tôle d'acier. La plupart du temps, on ne peut faire intervenir que le rayonnement du réservoir car il est très difficile de déterminer le rayonnement des tuyauteries et des appareils d'utilisation.

Propriétés de transfert thermique.

Conductibilité thermique : W / m².°K

Capacité thermique massique : J / kg.°K

Température 20°C 50°C 100°C 20°C 50°C 100°C

Eau 0,59 0,63 0,68 4184

Huile minérale 0,14 0,13 0,125 1850 1950 2150

Polyglycols 0,17 0,155 0,145 2100 2300 2500

Remarque : la conductibilité thermique n’est pas le coéf. de rayonnement.

RAPPEL.

1 cal = 4,18 J 1 W = 1 J / s

Cp = 1880 J / kg.°C = 0,45 kcal / kg.°C

J /m².°C.s = W /m².°C et kJ /m².°C.s = kW /m².°C

E = 40 J / m².s = 4.10-2 kJ / m².°C .s = 0,95.10-2 kcal / m².°C . s



Viscosité.

La viscosité est la propriété qu’ont les substances fluides à s’écouler, ou la résistance qu’ont les molécules du fluide à se glisser les unes sur les autres. Elle est influencée par d’autres paramètres (température, pression, taux de cisaillement du fluide). Plus la viscosité est importante, plus le passage dans un tube est difficile.

Viscosité dynamique (absolue). C’est la mesure du frottement interne d’un fluide. Considérons un écoulement laminaire entre deux surfaces S planes, parallèles et distance de dz, dont l’une se déplace par rapport à l’autre à une vitesse du.

Si l’on désigne par τ, la tension de cisaillement, ou effort de frottement par unité de surface F/S,

au quelle est soumis le fluide entre les deux surfaces, la relation de NEWTON, en coordonnées cartésiennes x, y, z nous donne :

dz

du.µ=τ ou µ est la viscosité dynamique et

dz

du. le taux de cisaillement.

Cette relation est valable pour les fluides newtoniens (eau, huiles minérales, …) pour lesquels la viscosité ne dépend pas du taux de cisaillement.

Unité : en SI : τ en N / m² et dz

du en s-1 → µ en N.s / m² ou Pa . s ou en poiseuille.

Viscosité cinématique.

La viscosité cinématique correspond au quotient de la vitesse dynamique par la masse volumique : C’est cette viscosité qui est mesurée facilement et qui donnée par les industriels.

ρµ

=υ ou ν = viscosité cinématique, µ la viscosité dynamique et ρ la masse volumique.

Unité : en SI s/mendoncm/kg

m/s.Nen 2

3

2

υ ,

on utilisera des Stockes (St) : cm²/s ou des cSt = 10-2 St.

Remarque : Cette classification remplace officiellement les systèmes utilisant les viscosités exprimées en ENGLER, en seconde SAYBOLT et seconde REDWOOD.

Indice de viscosité : L’indice de viscosité, noté V.I. correspond à un simple coefficient obtenu en comparant la viscosité à 100°F de l’huile essayée (exprimée en cSt) à celle de deux huiles de référence. Pour les fluides hydrauliques on exige un indice de viscosité proche de 100, ou supérieur s’il s’agit de liquide synthétique. C’est la « pente » de la droite comportement viscosité – température. Plus l’indice est élevé, moins il y a de risque que le fluide subisse des changements importants avec la variation de température :

• 60 à 70 : Très moyen

• 80 à 90 : Bon

• 90 à 100 : Très bon

• 100 ou supérieur : Excellent

x

y

z

dz S

S

u

u + du F



•

Variation de la viscosité en fonction de la température.

La viscosité d’une huile diminue lorsque la température augmente. C’est pourquoi, la valeur de la viscosité doit être donnée à une température déterminée.

La classification ISO spécifie :la viscosité des huiles est définie en cSt à 40°C.

La relation de MAC COUL et WALTER (1936) nous donne :

log [log(ν + a)] = m.log T + b avec :

• ν = viscosité cinématique en cSt,

• T = température en °K,

• a = constante ≈0,7 et m et b constantes lié à l’huile.

Toute fois, une transformation logarithmique des coordonnées viscosité-température permet de convertir les courbes en ligne quasiment droite (anomorphose rectiligne) ce qui simplifie la représentation graphique et l’exploitation des données.

En effet, l’emploi de ce diagrame logarithmique adopté par l’ASTM a l’aventage de ne nécessiter que deux mesures pour connaître la viscosité d’une huile à une température quelconque.

On remarque que pour les huiles minérales, la viscosité cinématique diminue de moitié

pour une augmentation de température de 10°C.

Diagramme ASTM

1

10

100

1000

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60 70 80

Température ( °C )

Vis

cosi

té (

cS

T )



Variation de la viscosité en fonction de la pression.

Lorsque la pression P augmente, la mobilité des molécules diminue et la viscosité augmente.

Les variations sont données par la loi de BARUS.

(si on néglige la variation de la masse volumique en fonction de la pression)

νp = νp0 . ek.P avec,

• νp = viscosité cinématique à la pression P (bar),

• νp0 = viscosité absolue à la pression atmosphérique (bar),

• k = coeficient de viscosité / pression

• k ≈ 0,004 bar-1 pour un écoulement adiabatique et 0,002 bar-1 pour un écoulement isotherme.

La variation est plus importante pour des huiles à faible indice de viscosité (VI < 100).

Il faut noter que ce calcul devient imprécis au-dela de 1 500 bar.

On remarque que pour les huiles minérales, la viscosité cinématique double

pour une augmentation de pression de 350 bar.

Viscosités recommandées.

Les valeurs de viscosité recommandées pour les différents appareils figure toujours dans les fiches techniques correspondantes. Cependant, le tableau ci-dessous donne un ordre de grandeur des valeurd admissibles par différents types de pompes et de moteurs hydrauliques.

• Les valeurs de viscosité nominales sont données en cSt pour une température de 40°C,

• Les températures de fonctionnement recommandées : 50 à 60 °C.

Type démarrage nominale fonctionnement

Pistons en ligne

Pistons, axe brisé

Palettes

Engrenage externe

Engrenage interne

220

800

770

700 maxi

1000 maxi

32 à 68

49 à 70

32 à 49

10 mini

16 mini

13 à 54

13 à 54

13 à 54

32 à 48

35 à 45



Caractéristiques viscosité / température des huile minérales type ISO VG Choix de la classe de viscosité. Parmi les 18 classes de viscosité (ISO VG) énumérées dans la .Classification de viscosité ISO pour les lubrifiants liquides. (ISO 3448, DIN 51519) les sections ISO VG10 à ISO VG 68 présentent un intérêt pour les installations hydrauliques. Le chiffre indiqué après ISO VG correspond à la viscosité nominale pour une température de référence de 40°C. Le comportement thermique indiqué dans le diagramme correspond à celui d'huiles hydrauliques minérales. En raison des différences entre les fabricants, il convient de clarifier les valeurs limites de consigne suivantes et de les comparer avec les plages de viscosité admissibles :

• Viscosité à 40°C.

• Viscosité pour la température (admissible, exigée) la plus basse.

• Viscosité pour la température (admissible, exigée) la plus élevée (afin de préserver la durée de vie des joints d'étanchéité, cette température ne doit pas dépasser 80°C !)

Valeurs indicatives.

VG 10, VG 15 : Installation en service temporaire pour une utilisation à l'air libre ou pour des dispositifs de serrage. Installation en service continu (en cas d'utilisation à l'air libre, uniquement utilisation en hiver)

VG 22, VG 32 : Utilisation générale (en cas d'utilisation à l'air libre, uniquement utilisation en été)

VG 46, VG 68 : Installations dans des locaux fermés à une température ambiante jusqu'à 40°C ou conditions climatiques tropicales (Tenir compte de la viscosité initiale!).

Propriétés physiques de l’huile minérale ISO VG 46

Température Viscosité Chaleur Conductibilité Densité °C cSt kJ / kg.°C W / m.°C kg / m3

-20 3652 1,708 0,133 913

-10 1191 1,747 0,132 906

0 475 1,786 0,132 899

10 220 1,823 0,131 892

20 114,4 1,86 0,130 885

30 65,3 1,897 0,130 878

40 40,1 1,933 0,129 872

50 26,2 1,969 0,128 865

60 17,94 2,004 0,127 858

70 12,82 2,039 0,126 852

80 9,487 2,073 0,126 845

90 7,23 2,107 0,125 839

100 5,66 2,14 0,124 832



Documents



ECOULEMENT ET PERTES DE CHARGE.

Expérience de Schiller-Reynolds.

On étudie l’écoulement d’un fluide au travers d’un tube transparent muni de 2 prises de pression.

Description de l’expérience :

• La vanne V1 est fermée, le fluide est au repos et les hauteurs h = h1 = h2.

• On ouvre légèrement la vanne V1, le fluide est en mouvement, le débit est faible et on remarque une perte de charge entre A et B, le filet coloré reste net et dans l’axe de la veine de fluide.

• On augmente l’ouverture de la vanne V1, le débit augmente et la perte de charge augmente, le filet coloré ondule, puis si on augmente encore plus le passage alors,il y a turbulence du filet coloré.

Ecoulement laminaire :

La vitesse du fluide est nulle prés de la paroi et augmente à mesure qu’on s’en éloigne. Le profil des vitesses est parabolique. Ceci est dû à la viscosité du fluide. Ces forces de frottement interne sont fonction de la viscosité et de la vitesse du fluide.

Ecoulement laminaire : Vmoy = Vmax / 2

Ecoulement turbulent :

Lorsque la vitesse de la veine fluide augmente, il n’y a plus de glissement parallèle des lames fluides entre elles mais des tourbillons. La distribution des vitesses n’est plus parabolique, ces mouvements désordonnés dissipent en chaleur une certaine quantité d’énergie et augmentent les pertes de charge proportionnellement au carré de la vitesse et en fonction de la rugosité des parois.

Ecoulement turbulant : Vmoy = 0,84 .Vmax



Nombre de « Reynolds ».

Reynolds a déterminé expérimentalement que, lorsque le nombre sans dimension Re, que l’on nomme « nombre de Reynolds » en fonction de :

• V : vitesse moyenne de l’écoulement dans un tuyau,

• D : diamètre intérieur du tuyau,

• ν : viscosité cinématique du fluide.

ν=

D.VRe ; avec V en m/s, D en m et ν en m²/s ou

V en cm/s, D en cm et ν en cm²/s ou en St (Stoke)

Formule pratique : ν

=.D

Q.2,21Re avec Q en l/min, D en cm et ν en St.

• lorsque Re est inférieur à 1200, on a un écoulement laminaire.

• lorsque Re est supérieur à 2500, on a un écoulement turbulent. Les lois des pertes de charge varient suivant que l’on se trouve dans un régime d’écoulement ou dans un autre.

Pertes de charge régulière.

Le déplacement d’une veine fluide absorbe une certaine énergie pour vaincre les forces de frottement interne. Cette énergie absorbée par les forces de frottement est appelée : pertes de charge. Elle se désigne par « J » dans la relation de « Bernoulli » pour un fluide visqueux.

( ) ( ) ( ) JhhgPP1

²V²V2

1W 21212112 +−+−

ρ+−=

Entre les points 1 et 2 d’une canalisation, pour un fluide de masse volumique ρ.

Equation générale de la perte de charge dans une canalisation.

L’expérience montre quepour une canalisation lisse et droite, la perte de charge est :

• proportionnelle à la longueur de la canalisation (L),

• inversement proportionnelle au diamètre intérieur de la canalisation (D),

• proportionnelle au carré de la vitesse du fluide (V²),

• proportionnelle à un coefficient de perte de charge (λ) qui est fonction du type d’écoulement et du nombre Re.

D.2

²V.L.J λ= en Joule / Kg avec L en m, D en m et V en m/s.

en introduisant la masse volumique ρ (Kg/m3).

ρ . J = ∆P ödonne la perte de charge homogène à une pression en N/m² ou Pa.

²V.2

.D

L.P

ρλ=∆ en Pascal ö à multiplier par 10

-5 pour avoir des bar.

2 1



Détermination du coefficient de perte de charge :λ.

La détermination de λ (ou f) se fait à partir du nombre de Reynolds sur les courbes expérimentales de Karman-Nikuradsé.

0012Resi

Re

0.316そ et0021Re siRe

64そ0.25

≥=≤=

Écoulement LAMINAIRE Écoulement TURBULENT



Pertes de charge singulière.

Ce sont les pertes de charge dues aux accidents de parcours (coude, té, rétrécissement, robinet,…) et qui viennent s’ajouter aux pertes de charge normale (réparties) dues aux frottements visqueux dans les partie droites des conduites.

Pertes de charge singulière : ²V2

Pρξ=∆ avec ξ = coef. de perte de charge

Ces pertes de charge peuvent s’exprimer :

• en valeur équivalente : en remplaçant la valeur de la perte de charge par une longueur fictive de tuyauterie rectiligne qui aurait la même perte de charge.

• en valeur directe :

- perte en énergie : 2

²Vξ en J / Kg, - perte en pression : ²V

2

ρξ en Pa

Exemples de coefficients de pertes de charge (ξ = K) dans les résistances locales :



INCONVÉNIENTS DES ÉCOULEMENTS LAMINAIRES.

A première vue, les écoulements laminaires sont plus agréables que les écoulements turbulents :

• en effet, les pertes de charge turbulentes sont proportionnelles à V2 (puisque V2 figure

dans les relations de base | et ~ et que les coefficients ξ et λ turbulents sont pratiquement constants), alors que les pertes de charge laminaires sont proportionnelles à

V (puisque λ, et un peu poins rigoureusement ξ, sont inversement proportionnels à

ν=

D.VRe

• on sait que le régime turbulent correspond aux fortes valeurs de Re et le régime laminaire aux faibles valeurs, donc, dans une installation donnée, le fait de remplacer les tubes par des tubes plus gros ce qui, évidemment, diminue les pertes de charge, tend à transformer le régime turbulent, si c'était le cas initial, en un régime laminaire, puisque :

V diminuant comme 2D

1,

ν=

D.VRe diminue comme

D

1

Cependant, il faut d'abord se rendre compte que le dimensionnement nécessaire pour assurer un écoulement laminaire serait souvent prohibitif.

Ainsi, si pour du fluide hydraulique standard à 50'C (viscosité cinématique ~ 12 centistockes) circulant à 5 m/s dans une canalisation de diamètre intérieur 6 mm, le nombre de Reynolds vaut

justement 250012

6.5000= , il passe à 12500 pour du kérosène à 0°C, (viscosité 2,4

centistockes) circulant dans les mêmes conditions.

Mais surtout, il faut faire très attention au fait que les pertes de charge laminaires, fonction du nombre de Reynolds, dépendront en conséquence de la viscosité du liquide, donc, de sa nature et de sa température. Il en résulte :

• qu'une installation mise au point en ambiance laboratoire verra son fonctionnement d'autant plus troublée par le froid qu'elle comportera plus d'éléments à écoulements laminaires,

• que les systèmes dans lesquels les valeurs des résistances hydrauliques constituent des paramètres de fonctionnement, ne pourront fonctionner correctement sans régulation de température, que si tous les éléments sont turbulents.

Par contre, les écoulements turbulents présentent certains avantages pratiques d'abord leur quasi insensibilité à la viscosité, donc à la température du fluide, mais aussi leur sensibilité au

paramètre vitesse (∆P = k.V2) qui permet de minimiser les pertes de charge des organes de liaison sans surdimensionnement excessif, ou encore d'obtenir une diminution significative de ces pertes par un gonflement minime des organes de liaison les plus critiques.

De plus, les écoulements turbulents présentent par le brassage et les turbulences générées par l’écoulement, une meilleure dissipation thermique des canalisations qui contribue à un refroidissement supplémentaire de l’huile du système.

²V2

Pρξ=∆ | ²V.

2.

DLそ.Pϕ=∆ ~



Point d’inflammabilité (point d’éclair) :

C’est la température à partir de laquelle les vapeurs d’huiles dégagées s’enflamment au contact d’une flamme et s’éteignent aussitôt. La température du point d’éclair renseigne sur la volatilité de l’huile, et la présence éventuelle de matières inflammables.

Point de combustion ou point de feu :

C’est la température à partir de laquelle les vapeurs d’huiles dégagées s’enflamment au contact d’une flamme et demeurent allumées au moins cinq secondes. Les points d’inflammabilité et de combustion varient avec la pression, on peut admettre que cette variation est linéaire. La règle de correction de 1/40°K par millibar de variation, par rapport à la pression normale peut être retenue.

Point d’auto-inflammation :

Il s’agit de la température à laquelle il faut chauffer le fluide pour qu’il s’enflamme spontanément au contact de l’air. La température d’auto-inflammation (environ 400°C au maximum) est nettement supérieure à celle du point d’éclair.

Point de congélation :

Généralement les fluides hydrauliques n’étant pas des corps purs, contrairement à l’eau, leur refroidissement progressif n’est pas caractérisé par un changement liquide-solide à une température bien définie.

On distingue trois points particuliers qui caractérisent le refroidissement puis la congélation des fluides hydrauliques à base d’huiles :

Pour les huiles minérales à caractère paraffinique, on remarque l’apparition d’un trouble, d’une opacité due à la cristallisation de la paraffine ;

Point trouble :

Correspond à la température d’apparition du trouble dans l’huile.

Point de figeage :

Après le point de trouble, il s’agit de la température à laquelle l’huile ne peut plus s’écouler. Les huiles à caractère naphténique passent progressivement de l’état fluide à un état semi-solide.

Point d’écoulement :

C’est la température la plus basse où l’huile peut encore couler. L’huile est refroidie sans agitation, dans des conditions normalisées.

Solubilité :

Il s’agit du comportement du fluide vis à vis de l’air, plus particulièrement de la solubilité de l’air dans ce dernier. Tout fluide est susceptible de dissoudre une certaine quantité d’air sans changement de ses caractéristiques (volume, aspect, compressibilité…). Au-delà de cette quantité il devient trouble et l’air se comporte comme si elle était indépendante du fluide. On a alors le module d’élasticité qui diminue fortement risquant de mettre en jeux la vie des organes du circuit hydraulique.

Coefficient de solubilité (ou de Bunsen ou d’Oswald ) est défini par le rapport entre le volume de gaz dissous et le volume de liquide saturé en gaz.

La désaération dans le réservoir (bâche) ne se produit pas instantanément, il faut compter entre une à dix minutes, d’où un volume du réservoir une à trois fois le débit maximum de la pompe en l/min.

Démulsibilité :

La démulsibilité traduit le degré de dispersion d’un fluide dans un autre fluide, un bon indice de démulsibilité est inférieur ou égal à 40.



Propriétés anti-corrosives (indice d’acidité) :

L’indice d’acidité correspond au nombre de milligrammes de potasse nécessaires pour neutraliser un gramme de l’huile à tester. La mesure se fait suivant le processus de titrage par indicateur coloré. Les causes de l’acidité sont principalement la détérioration par usure de l’huile, et le raffinage à l’acide pour les huiles neuves. Les fluides hydrauliques ne doivent pas attaquer les métaux usuels, tels que l’acier, le cuivre, le chrome.

Carbone résiduel :

La détermination du taux de carbone résiduel, consiste à mesurer après une longue période de chauffage d’un échantillon d’huile, la quantité de coke résiduel. Cette détermination de carbone résiduel permet de déterminer la tendance naturelle de l’huile à laisser des dépôts sur les paroies des appareils lorsqu’elle est soumise à des températures importantes.

Point d’aniline :

Notion introduite par l’industrie, pour tenir compte du fait suivant. Deux huiles identiques apparemment du point de vue viscosité, indice de viscosité, pureté, acidité, etc… se comportent différemment envers un même caoutchouc synthétique (généralement utilisé pour la fabrication des joints d’étanchéité). Le point d’aniline permet actuellement en général de déterminer le gonflement ou rétrécissement d’un caoutchouc déterminé après son immersion dans une huile. Le but étant d’avoir une variation de volume la plus faible possible.

Onctuosité :

Il s’agit de l’aptitude d’un fluide à réduire les frottements entre deux surfaces en déplacement relatif. Propriété d’ordre moléculaire qui résulte d’une attraction physico-chimique entre une surface métallique et le film qui le recouvre. « Plus le film d’huile est permanent et le glissement facile, plus l’onctuosité est marquée».

Diagramme de sélection des huile ISO VG



Vitesse de propagation des ondes de pression dans un fluide. Lorsque l’on fait varier la pression d’un fluide dans un circuit, on suppose que la pression est transmise instantanément en tous points du circuit. En réalité, cette pression se transmet suivant une loi de propagation des ondes, à une vitesse qui est celle du son dans le milieu considéré. Il convient de vérifier que le retard dû à cette propagation est faible par rapport aux constantes de temps dans les circuits hydrauliques. Dans un tube infiniment rigide, par exemple : tube rigide, la vitesse de propagation (u) est la même que celle que l’on observe dans un volume infini.

ρ

=B

u • u = vitesse de propagation en m/s.

• B = module de compressibilité ≈12 à 14 108 Pa.

• ρ = masse volumique ≈ 850 à 900 kg/m3.

Ce qui donne pour un fluide hydraulique ≈ 1200 m/s

Les retard dus à cette propagation (de l’ordre de 1000 à 1400 m/s) sont de l’ordre de 1 milliseconde par mètre de longueur d’un tube pour de l’huile minérale.

Dans les circuits hydrauliques classiques, ce temps de propagation est négligeable devant les autres constante, par exemple : le temps de réponse d’un électro distributeur est de l’ordre de 20 à 40 millisecondes et les distances entre les composants ne dépassent pas une dizaine de mètre.

Dans les servomécanismes, les constantes de temps sont de l’ordre du 5 à 15 de millisecondes, et comme les dimensions du circuit dépassent rarement le mètre (vérin compact), le fait de négliger ce temps de propagation est justifié. Dans un tube non infiniment rigide. par exemple : tube flexible. On démontre que la vitesse de propagation (u) est augmentée de 3 à 6%.

Cette influence est donc faible, par contre, la compressibilité augmente en fonction de la teneur en air dissous et de la pression.

Compressibilité en % sous Huile minérale 30 bar 50 bar 100 bar 200 bar 400 bar

Désaérée Avec 0,2% d’air

0,5% d’air 1 % d’air 2 % d’air 5 % d’air

10 % d’air

0,30 0,42 0,70 1,20 2,10 4,90

10,00

0,50 0,60 0,90 1,40 2,30 5,00

10,00

0,80 1,00 1,30 1,90 3,00 5,50 10,00

1,61 1,90 2,20 2,80 3,90 6,50

10,50

2,90 3,20 3,80 4,30 5,30 8,60 12,00

Augmentation de compressibilité en % avec la teneur en air et avec la pression



Période propre d’une canalisation. Soit une canalisation OA de longueur L, se terminant en A par une paroi rigide (robinet fermé). Toute perturbation effectuée en O, à l’instant t, se retrouvera au même endroit à l’instant :

u

L.2t =

Si la perturbation en O est périodique, on aura résonance pour la fréquence f de période :

u

L.2T =

Si la perturbation se termine en A par un accumulateur, suffisamment grand pour assurer la constante de la pression, on montre que la période est le double de la précédente, soit :

u

L.4T =

Exemple : Soit un tuyau de 5 m de long, lié à un accumulateur, avec u = 1000 m/s, la fréquence sera :

Hz50s02,01000

5.4T ===

C’est une fréquence assez élevé pour n’avoir généralement aucune action sur les servomécanismes, mais il convient de s’assurer que les interactions avec les divers mécanismes du circuit (valves, clapets, distributeurs,…) ne conduisent à aucun synchronisme dangereux (résonance) ; ce derneir peut être contrarié par la mise en place judicieuse d’accumulateurs. Coups de bélier. Si on ferme brutalement (c’est à dire en un temps inférieur à la période propre de la canalisation), on montre que la surpression instantanée qui se produit au droit de la fermeture est :

∆P = ρ.u.Vo avec ∆P en Pa, ρ.en kg/m3, u en m/s et Vo = vitesse initiale d’écoulement en m/s, Exemple : Soit un tuyau ou la vitesse du fluide est de 10 m/s, avec un fluide de masse volumique de 850 kg/m3, on prendra u = 1000 m/s:

La surpression sera : ∆P = 850 * 1000 * 10 = 8 500 000 Pa = 85 bar.

x O

L



Schéma récapitulatif des fluides hydrauliques :

FluidesHydrauliques

Catégorie HH

Huileshydrauliques

Huilesminérales

(HLP)Catégorie HM

Catégorie HL

Catégorie HV

Huilesminérales

particulières

Huilesvégétales

Fluidesaéronautiques

Fluides detransmissionde puissance

Fluidesdifficilementinflammables

Fluidessynthétiquesnon acqueux

Emulsions àbase d'eau

Catégorie HFD

Catégorie HFC

Catégorie HFB

Catégorie HFA

Eau

Huiles minérales légères à

additifs polymères,pour basses

températures, di f f ic i lement

inflammable (MIL H83 282, AIR

3520)

Identiques aux huiles HM avec

de meilleure viscosités pour des

températures négatives.

Propriétés antiusure particulières.

Pures propriétés antioxydantes et

anticorrosion.

Couvre les besoins habituels, aux

altitudes courantes, convient

pour la marine, le BTP, les

atel iers (H570, TH marine,

INVAROL 54).

Emulsion d'huile dans l'eau, avec

un maxi de 20% de composants

combustibles, en principe 95%,

température d'utilisation +5 à

+50°C.

A bases d'huile de récin et d'alcool ,trés utilisée avant-guerre.

Bonnes qualités lubrifiantes et mouillantes, permettent

l'emploi du caoutchouc végétal dont les qualités sont

supérieures à celles du caoutchouc synthétique. Par contre

elles se modifient avec le temps, deviennient oxydantes, elles

sont pratiquement abandonnées de nos jours.

Emulsion d'huile dans l'eau, la

proportion d'huile est de 50 à

60%, la viscosité reste entre 50

et 70 Cst.

S o l u t i o n s a c q u e u s e s d e

polymères contenant au moins

35% d'eau, l'eau-glycol rentre

dans cette catégorie (60% glycol,

40% eau).

Fluides de synthèses (esters) ne

contenant pas d'eau.(PYRELF

DR46, FLUID DU 68 et 46).

Suivant les applications, on peut utiliser:

- L'eau de ville (eau potable): industries alimentaires

- L'eau industrielle: sidérurgie, industries lourdes

- L'eau de rivière: barrages hydroélectriques

- L'eau déminéralisée: industrie nucléaire

- L'eau de mer: bateaux, sous marins.

Pouvoir de lubrification mauvais.



Tableau comparatif des propriétés physiques des fluides hydrauliques :

CARACTERISTIQUES EAU HFA HFC HFD HLP

Appellation Eau douce 95/5 Eau glycol

Ester Phosphate

Huile minérale

Densité à 15°C (Kg/m3) 1000 997 1065 870

Coefficient moyen de dilatation (%/°C) 5.87 * 10-4

5.80 * 10-4

2.6 * 10-4

6.7 * 10-4

Module de compressibilité (Pa) 2.1 * 109 2.3 * 10

9 3.5 * 10

9 2.5 * 10

9 1.7 * 10

9

Chaleur massique à 20°C (J/Kg/K) 4180 4183 3000 1560 1890

Conductibilité thermique à 20°C (W/m2*°C) 1.50 0.59 0.30 0.50 0.11 – 0.14

Température de travail (°C) 2 - 45 30 – 50 30 – 50 70 – 90 60 – 70

Gamme de température (°C) 4 – 50 5 - 55 30 – 65 0 - >150 20 – 90

Point de combustion (°C) 245 210

Température d’inflammation (°C) Non Non < 1000 593 310 – 360

Temps d’inflammation (sec) 0.35 0.30 0 < 1

Coefficient de BUNSEN à 20°C (air dissous) 0.02 0.01 – 0.02 0.012 – 0.02 0.08 – 0.09

Pression de vapeur à 50°C (bar) 0.12 0.10 0.1 – 0.15 10-5

4.7 * 104

Effets érosifs lié à la cavitation Très marqué Très marqué Modéré Faible Faible

Protection contre la corrosion Faible Adéquate Bonne Bonne Bonne

Attaque des métaux Non Non Zn,Cu,Al Non Non

PH Neutre 7.5 – 8.2 7.5 – 11 Neutre

Réduction d’usure Très faible Très faible Modéré Très bon Très bon

Viscosité cinématique à T= -40°C (mm2/sec) ou

(cSt) 1 1 15 – 150

Viscosité cinématique à T= 0°C (mm2/sec) ou

(cSt) 1.8 1.9 1.8 45

Viscosité cinématique à T= 54°C (mm2/sec) ou

(cSt) 1 1 1 10

Relation viscosité-température Très bon Très bon Très bon Très faible Moyen

Coût relatif du fluide (eau = 1) 1 4 – 12 2.7 – 3.8 560 – 700 100

Coût relatif pour l’investissement d’équipements (huile = 1)

1.4 – 5 1.4 – 3 1.2 – 1.3 1.1 1

Coût de stokage Nul Très faible Bas Elevé Elevé

Impact sur l’environment Nul Très faible Moyen Elevé Elevé

Coût de traitement des fluides usés Presque nul Très faible Moyen Elevé Elevé



LA CAVITATION. La variation de la pression ou de la température influence le changement d'état d'un « corps ». Prenons l'exemple de I’eau, en augmentant la température, des bulles de vapeur se produisent. Au niveau de la mer, l'eau passe de I’état liquide à I’état gazeux à la température de 100°C. En altitude, le seuil d"ébullition de l'eau diminue du fait de la diminution de la pression atmosphérique. Du coup, il est possible de faire passer l'eau de I’état liquide à l'état gazeux à température constante si nous faisons baisser suffisamment la pression (figure 1). Lorsque cette dépression est localisée, il y a «cavitation» s'il apparaît des poches d’air ou des bulles dans le milieu liquide. L’apparition de ces bulles gazeuses entraîne un ré-équilibrage des pressions par implosion. C'est cette implosion qui est source de bruit et d'éventuels dommages des éléments se trouvant à proximité du phénomène (figure 2).

Figure 1 : Apparition de bulles de cavitation sur les pales d’une hélice.

Figure 2a et 2b : Détérioration de pièces mécaniques soumises à une exposition prolongée à la cavitation.

Ce phénomène peut s'observer en particulier à l'aspiration des pompes, lorsque la pression du fluide est inférieure à sa tension de vapeur à la température de fonctionnement. Il se forme alors des bulles de vapeur du liquide qui, lors de leur compression dans la zone de refoulement du fait de la pression créée par le système implosent à une vitesse extrêmement élevée de l'ordre du millième de seconde ce qui conduit à une onde de choc importante de plusieurs milliers de bar. Si ce phénomène a lieu près d'une surface, les contraintes appliquées sur cette surface peuvent dépasser la limite de résistance à la fatigue du matériau. Des particules métalliques, extrêmement ténues peuvent alors de détacher, se glisser entre les pièces en mouvement et augmenter l'usure. Signalons que les risques de cavitation d'une pompe sont le plus souvent dus à une huile de viscosité trop élevée, une tuyauterie d'aspiration trop longue ou de section trop faible, une différence de niveaux trop grande entre la pompe et la bâche (de l'ordre de 0,5 m au maximum), un filtre (s'il y en a un à l'aspiration) encrassé, une tuyauterie d'aspiration obturée (chiffon, bouchon plastique, etc. ... ). Ce phénomène peut aussi s'observer lors du déplacement de la tige d’un vérin hydraulique ou d’un arbre d’un moteur hydraulique, lorsque la charge est motrice est que la vitesse de déplacement devient plus grande que la vitesse permise par le débit hydraulique du système.



FLUIDE HYDRAULIQUE. Doc ATOS.

Dans les circuits hydrauliques, le fluide est le moyen de transmission de la puissance et lubrifie les composants: pour une bonne conservation de l’installation, il faut absolument utiliser du fluide de qualité, de grande viscosité et comportant les additifs anti-émulsion et anti-oxydation conformément aux normes internationales (DIN 51524 et 51535).

La viscosité de l’huile doit être choisie suivant les types de pompes et de moteurs hydrauliques et la température de service de l’installation. Avant tout, contrôler les prescriptions techniques fournies par le constructeur de pompes et de moteurs.

Le choix du fluide hydraulique dans le cadre d’une plage spécifique de viscosité, doit être effectué sur la base des exigences du système, des limites dues à la présence de composants critiques ou des performances de certaines unités. Des viscosités excessives aux températures de mise en route peuvent provoquer du bruit et endommager les pompes suite à l’effet de cavitation. Pendant le fonctionnement continu, les viscosités excessives ont tendance à laisser une certaine quantité d’air en suspension dans le fluide ce qui peut provoquer du bruit et endommager rapidement les pompes, les moteurs et les valves. Les viscosités trop basses entraînent la diminution du rendement du système et un appauvrissement de la lubrification dynamique.

Le diagramme indique les courbes moyennes de viscosité / température pour les fluides utilisés généralement; elles sont réunies en trois groupes de viscosité différente.

Le fluide le plus souvent utilisé correspond à la courbe “B”, c’est- à dire une viscosité de 40 à 50 cSt à 40°C.

On peut utiliser des fluides moins visqueux, courbe A (28 à 36 cSt à 40°C) ou des fluides plus visqueux, courbe C (jusqu’à 58 à 72 cSt à 40°C) en tenant compte du fait qu’on a tendance à utiliser des fluides moins visqueux pour les basses pressions (pour limiter les pertes de charge) et des fluides plus visqueux aux hautes pressions (pour réduire les fuites internes).

| : plage recommandée pour un service continu. ~ : Minimum admis (problème de lubrification).

Ne pas oublier que l’utilisation de fluide trop visqueux peut retarder la mise en route à température ambiante, vu que la plupart des pompes hydrauliques ne fonctionnent pas régulièrement aux vitesses normales si la viscosité dépasse 290 à 365 cSt.

En cas de conditions particulières d’exploitation, il faut avoir recours à des fluides spéciaux: par exemple, à des fluides fonctionnant en plein air à une température extrêmement basse, surtout dans les cas où une mise en route progressive n’est pas admise et où l’installation doit immédiatement fonctionner (par exemple les installations de téléphériques) et lorsque l’installation prévoit un fluide inflammable, etc.



La température de fonctionnement doit être maintenue entre 40 et 50°C et ne pas dépasser 60°C, car au-delà de cette température les joints peuvent être endommagés

Il faut également considérer que le fluide fournit par le fabricant contient toujours un certain nombre de particules polluantes; cette pollution est due aux phases de manipulation pendant les opérations d’emballage et de transport.

Avant d’introduire le fluide dans le circuit, l’usager doit effectuer un nettoyage approfondi de ce fluide; nous conseillons de remplir le réservoir en utilisant des groupes mobiles de filtration.

Le changement du fluide doit s’effectuer normalement toutes les 2000 heures. Nous conseillons d’analyser des échantillons de fluide afin d’en contrôler les propriétés chimiques et physiques, étant donné que la durée ci-dessus n’est donnée qu’à titre indicatif et dépend non seulement des caractéristiques de l’installation et de l’exploitation, mais également des conditions climatiques et du soin apporté à la filtration et à l’entretien. Pour effectuer des rajouts, utiliser des fluides de la même marque pour éviter tout inconvénient de fonctionnement.

Fluides résistant au feu.

Les huiles minérales ont une température de flamme et d’auto combustion assez basse; en outre, si elles s’enflamment elles continuent à brûler en propageant la flamme et en augmentant la situation de danger.

Donc, quand une perte de fluide peut concourir au danger d’incendie, on utilise des produits spéciaux ayant une meilleure résistance au feu.

Les fluides résistant au feu les plus connus sont les esters phosphates et les solutions d’eau et de glycol.

Les fluides à base d’esters phosphates ont les caractéristiques suivantes:

• une bonne résistance à la combustion et une faible propagation des flammes, un bon pouvoir de lubrification,

• d’assez bonnes caractéristiques anti-rouille,

• un indice de viscosité limité, un poids spécifique élevé et une incompatibilité avec le caoutchouc et les vernis.

Parmi les inconvénients, nous pouvons citer:

• la toxicité,

• le degré de pollution. De ce fait, lors de l’emploi de ces fluides, il faut prévoir des mesures particulières sur les installations hydrauliques:

• utilisation de joints et de tuyaux flexibles en élastomères appropriés (surtout le Viton ou le P.T.F.E.)

• ne pas utiliser de vernis à l’intérieur du réservoir et sur toutes les surfaces pouvant être en contact avec le fluide (sauf dans des cas extrêmement particuliers et après autorisation délivrée par le technicien spécialisé),

• filtration continue de l’installation effectuée avec le plus grand soin, à cause de la densité supérieure du fluide.

Les fluides à base d’esters phosphates admettent de hautes températures de fonctionnement, parfois supérieures à 100°C; ils ont une grande résistance au vieillissement et n’ont pas besoin d’entretien spécial si ce n’est un contrôle périodique de la teneur en eau qui, même à de faibles pourcentages, rend ces fluides particulièrement agressifs.

Les fluides à base d’eau-glycol se composent d’un mélange d’eau suivant la proportion de 40 à 50% de glycol éthylénique ou propylénique et de glycol de polyéthylène. La résistance à la combustion dépend de la teneur en eau; il faut donc contrôler périodiquement la composition du



mélange afin de rajouter de l’eau; ces mélanges ont l’inconvénient d’une altération relativement facile due à l’évaporation Caractéristiques principales de l’eau-glycol: indice élevé de viscosité, une assez bonne propriété lubrifiante, un bon pouvoir anti-rouille, une certaine incompatibilité avec les vernis et une haute densité.

En utilisant ces fluides nous recommandons de:

• vérifier la compatibilité avec les joints,

• ne pas vernir l’intérieur des réservoirs,

• ne pas utiliser de composants au cadmium,

• dimensionner les réservoirs en proportions supérieures (volumes égaux à 8 à 10 fois le débit de la pompe),

• prévoir un bon contrôle thermostatique de la température du fluide; nous conseillons de la maintenir entre 40 et 50°C; éviter des températures supérieures à 60°C,

• calculer les dimensions de l’installation pour des vitesses limitées du flux (maxi. 3m/s),

• réduire la vitesse de rotation des pompes qui ne doit pas dépasser 1000 à 2000 tours/maxi.

• réduire la pression maxi. de fonctionnement qui doit être limitée à 100®120 bar. Il existe également différents fluides résistant au feu, voir la norme ISO 7745.

Variation du volume d’huile en % en fonction de la pression et de la température.

Figure n' 1 : Diminution de volume d'une huile minérale paraffinique de viscosité égale à 55 mm2/s à 40°C (grade

ISO intermédiaire entre VG 46 et VG 68) en compression adiabatique pour différentes températures initiales d'huile.



Dégradation par l’eau.

L’eau est un polluant très courant dans les systèmes hydrauliques et de lubrification. Elle peut pénétrer dans les systèmes à la suite de la condensation de l'air par mauvaise étanchéité du réservoir ou par le reniflard.

Un échangeur de chaleur défectueux, la rentrée de tiges de vérins humides ou l'appoint d'huile déjà saturée en eau sont également des causes courantes de pollution. Les principales conséquences d'apport d'eau dans l'huile sont :

• dégradation du fluide pouvant entraîner la précipitation des additifs et l'oxydation de l'huile,

• perte de rigidité diélectrique dans les fluides isolants,

• accélération des phénomènes de fatigue,

• croissance de micro-organismes nuisibles,

• réduction de l'épaisseur du film lubrifiant,

• corrosion,

• blocage des composants par des cristaux de glace à basse température.

Dégradation par l’air.

Toutes les huiles contiennent de l'air et des gaz dissous et dans certains cas de l'air émulsionné. L’air peut pénétrer dans les systèmes de différentes façons : lorsque les composants et tuyauteries sont démontés et remontés, en cas de mauvaise conception du réservoir, en raison du manque d'étanchéité des raccords ou de fuites côté aspiration de la pompe, enfin, il peut être aspiré au niveau de joints défectueux sur des vérins.

L’air est ainsi la cause de nombreux problèmes dont beaucoup peuvent être coûteux :

• temps de réponse augmenté et instable,

• chute de pression dans les circuits,

• cavitation des pompes,

• accroissement de la consommation électrique au niveau des moteurs,

• augmentation de la température du fluide,

• effet de moussage,

• accélération des phénomènes d'oxydation des huiles,



Utilisation de l’eau comme fluide hydraulique.

Mise en œuvre de l’eau et de l’huile comme fluide hydraulique, comparaison des avantages et inconvénients de ces deux fluides. Les différences entre la conception de systèmes hydrauliques pour l’eau et l’huile. Un système classique d’huile en circuit fermé avec réservoir se transpose sans difficultés en eau. Par contre certaines caractéristiques de l’eau présentent par rapport à l’huile des inconvénients ou désavantages dans le fonctionnement des composants hydrauliques

En raison de la plus faible viscosité (≈ 1 cSt à 40°C) on augmente les fuites. C’est pourquoi les distributeurs à tiroir sont peu utilisés. On utilise alors des clapets logiques dans les blocs. La pression de vapeur élevée favorise la cavitation et l’évaporation de l’eau dans le réservoir d’où l’augmentation du volume de ce dernier. Le faible pouvoir lubrifiant de l’eau contrarie la lubrification, il faudra peut être prévoir des systèmes de lubrification externes. La croissance des micro-organismes est active en milieu acqueux. Pour lutter contre ces inconvénients on peut travailler à des températures inférieures ou égales à 40°C, traiter l’eau et être conscient du temps de réponse plus court des systèmes (utilisation d’accumulateurs). A ce jour, trois grandes familles d’équipements en hydraulique eau existent en industrie lourde : Les systèmes eau et 98/2 (98% eau, 2% d’additifs pour le traitement de l’eau) fonctionnant à des pressions maximum de 160 à 250 bar. Les systèmes conçus depuis moins de 15 ans utilisant les fluides modernes, principalement les micro-émulsions 95/5 (95% eau, 5% micro-particules d’huile). Les avantages de l’eau par rapport à l’huile.

L’eau est utilisée dans les installations hydrauliques à la place de l’huile pour plusieurs raisons :

• réduction du risque d’incendie

• diminution du coût d’exploitation (Coût faible et disponibilité de l’eau, diminution des primes d’assurance)

• réduction du risque de contamination des produits fabriqués (produits alimentaires textiles, matières végétales, produits chimiques, etc )

• protection de l’environnement (absence de pollution en cas de fuites ou de négligences).

EAU Mélange 98/2 Micro-émulsion 95/5

Pompes

A débit fixe uniquement avec lubrification externe et double étanchéité (triplex), rendement faible.

A débit fixe uniquement avec lubrification externe et double étanchéité (triplex), rendement faible.

A pistons axiaux (1500 tr/min) sans lubrification externe. Cylindrée fixe jusqu’à 350 bar, variable si P inférieur à 150 bar

Valves tout ou rien Inox / Céramiques Inox / Céramiques Acier carbone usuel

Valves proportionnelles Inox + pilotage huile externe Inox + pilotage huile externe Acier, pilotage sur même

fluide

Filtres Inox Standard mais

surdimensionné Standard mais

surdimensionné

Accumulateurs Inox Inox Standard

Echangeurs Inox Inox Inox

Blocs forés Inox Inox Acier carbone

Vérins Inox Inox Standard

Tuyauteries Inox Inox Inox / acier



L’utilisation de l’eau comme fluide hydraulique n’est pas une idée nouvelle. Si le remplacement de l’huile par l’eau s’effectue de plus en plus couramment, le choix du fluide n’en reste pas moins difficile. Les avantages et inconvénients de l’hydraulique eau par rapport à l’hydraulique huile doivent être étudiés et les coûts globaux doivent être comparés pour chaque application. Les applications de l’hydraulique eau sont nombreuses voici les plus importantes :

• pour les loisirs : machines à créer la houle ou les vagues, fonds de piscine amovibles.

• pour la santé : machines d’hydrothérapie dans les piscines, appareil d’entraînement pour les cabinets médicaux, les salles de sport.

• pour l’industrie alimentaire : manipulateurs de viande, fromage ou denrées. Sciage de la viande, d’os ou de produits congelés. Convoyage, mise en mouvement linéaire ou rotatif de denrées, nettoyage haute pression.

• pour les activités marines et sous-marines : treuils, manipulateurs, nettoyeurs de coques.

• dans la sidérurgie : tous les appareils ou machines travaillant dans un environnement avec risque d’incendie, risque de fuite sur métal en fusion ou très chaud.

• véhicules urbains : balayeuses, compacteurs d’ordures ménagères, plates-formes élévatrices.

• pour l’industrie nucléaire : l’eau pure n’est pas radioactive, en cas de fuite d’eau, il n’est pas nécessaire de dépolluer.

• matériel de lutte contre l’incendie : systèmes de désincarcération fonctionnant avec l’eau fournie par le véhicule de secours.

• divers : machines à plaques minéralogiques, aiguillages de train (réseau allemand), industrie automobile (Ford), machines de transvasement de liquides incompatibles avec l’eau ;

De nos jours, on trouve pour l’hydraulique eau les mêmes composants que pour l’hydraulique huile : pompes, vérins, moteurs, système de réglage de débit et pression, filtre, etc… Le CETIM (CEntre Technique des Industries Mécaniques) a réalisé un catalogue de matériels disponibles pour des applications hydrauliques eau. On dénombre plus d’une cinquantaine de sociétés comprenant des constructeurs et des fournisseurs de composants ou d’installations, tel que PARKER HANNIFIN, BOSCHREXROTH, HYDRAULIQUE PAUL,DANFOSS,etc… C’est le cas de la société DANFOSS qui propose depuis quelques années sa gamme de composants Nessie Water Hydraulics. Outre la fourniture de composants hydrauliques DANFOSS s’investit dans les projets d’hydraulique eau de ses clients, c’est notamment le cas avec le constructeur automobile FORD et la société BT Industries.

Conclusions. Les fluides hydrauliques à base d’eau ont de beaux jours devant eux en exploitation industrielle et ceci malgré les quelques inconvénients liés aux propriétés physiques de l’eau (viscosité, température de solidification, faible pouvoir de lubrification, etc…). En effet ces quelques problèmes peuvent être résolus grâce à plusieurs solutions techniques. De plus ces inconvénients et les surcoûts qu’ils peuvent entraîner, ne sont rien en considération des avantages de l’hydraulique eau. Car cette dernière permet d’améliorer la sécurité, de mieux respecter l’environnement, de réduire les risques d’incendie et donc les primes d’assurances, etc… En résumé, l’eau se révèle être un très bon fluide hydraulique et son utilisation semble se développer vu l’intérêt grandissant de certains industriels. De plus cette tendance semble renforcée par l’arrivée de nouveaux produits et composants, comme les pompes à cylindrée variable type barrière de transfert qui vont permettre de résoudre encore plus de cas de manière professionnelle.



ENTRETIEN. Doc ATOS

Un équipement hydraulique parfaitement installé et minutieusement suivi dans ses phases de montage et de mise en exploitation, garantit une longue durée de vie sans inconvénients et n’a pas besoin d’opérations spéciales d’entretien. Le principe de base d’une bonne gestion, est la nécessité absolue de contrôler continuellement la qualité et l’état du fluide qui transmet la puissance, ainsi que l’absence d’impuretés dans le circuit dont dépend la fiabilité de toutes les machines hydrauliques. Principalement, l’entretien de l’installation se compose de nombreuses petites opérations qui doivent être régulièrement exécutées pour s’avérer efficaces. Il est donc extrêmement important que ces opérations de contrôle et de vérification, même simples, soient planifiées et indiquées sur les fiches techniques de la machine ou de l’installation. Le personnel préposé à l’entretien peut se servir de ces fiches pour noter les interventions qui sont effectuées et, éventuellement, les disfonctionnements relevés. Nous recommandons d’effectuer périodiquement les opérations suivantes:

Lavage externe. Chaque mois, il permet de localiser rapidement toutes pertes de fluide et d’intervenir immédiatement.

Contrôle des filtres à air. Chaque mois en remplaçant éventuellement les cartouches. La période de contrôle peut varier en fonction de l’expérience directe et des conditions d’environnement.

Contrôle des filtres de fluide. Cette opération est extrêmement importante. Elle doit être effectuée au moins chaque semaine. Sur des installations importantes, on peut utiliser des filtres à indicateurs électriques de colmatage, qui communiquent immédiatement les anomalies; on évite ainsi l’absence d’intervention en insérant des automatismes pour le blocage de l’installation.

Remplissage de fluide. Cette opération doit être faite chaque fois que le niveau descend en dessous du minimum. L’opération d’entretien est facilitée en utilisant des indicateurs électriques de niveau mini. et de blocage des pompes. Pour rajouter du fluide, il faut utiliser le même fluide qui a servi pour le premier remplissage de l’installation et qui doit être indiqué directement sur le réservoir.

Contrôle continu de la température du fluide. La dégradation du fluide causée par la température est l’une des causes de détérioration de l’installation. La formation de produits de dégradation est fortement influencée par la chaleur. La vitesse d’oxydation peut être considérée constante jusqu’à 60°C; après quoi, cette vitesse redouble tous les 10°C.

Remplacement du fluide. En moyenne toutes les 2 000-3 000 heures; des contrôles fréquents effectués sur les propriétés chimiques et physiques et sur le degré de contamination, permettent d’intervenir en temps utile. Le remplacement du fluide doit être accompagné par un nettoyage minutieux du réservoir et, le cas échéant, par un lavage de toute l’installation.

Echangeurs de chaleur: ils doivent être nettoyés environ tous les six mois; la fréquence des interventions peut changer en fonction de la qualité d’eau utilisée et de l’expérience directe de l’exploitant. Le filtre à eau doit être contrôlé plus fréquemment. Le contrôle journalier de la température du fluide permet de relever la dégradation des conditions d’échange thermique et donc la nécessité d’intervenir sur l’échangeur.



INDICE DE PROTECTION IP XY. Concernent les enveloppes de composants électriques, hydrauliques et pneumatiques.

L’indice de protection (IP) décrit la qualité de protection des appareils contre les intrusions de corps solide et de liquides dans un environnement de travail conventionnel.

Le degré de protection est indiqué par deux lettres IP (indice de protection suivies de deux chiffres).

Exemple : IP 56

5 Protégé contre les corps solides supérieurs à 1 mm

6 Protégé contre les paquets de mer

Le premier chiffre est la protection contre les corps solide, le deuxième contre les liquides.

Le tableau ci-contre est conforme aux normes IEC 144 529, DIN 40 05 NFC20010.

1ier chiffre

Protection contre les contacts et la pénétration de corps solides

2ième chiffre

Protection contre la pénétration des liquides

IP 0 Non protégé

0 Non protégé

IP 1 Protégé contre les corps solides supérieurs à 50 mm

1 Protégé contre les chutes d’eau verticales de gouttes d’eau


2 Protégé contre les chutes d’eau verticales (inclinaison maxi 15°)


3 Protégé contre l’eau en pluie

IP 4 Protégé contre les corps solides supérieurs à 2,5 mm

4 Protégé contre les projection d’eau


5 Protégé contre les jets d’eau

IP 6 Protégé contre la poussière (un dépôt n’est pas nuisible)

6 Protégé contre les paquets de mer

7 Protégé contre les effets de l’immersion entre 15 cm et 1m

8 Protégé contre les effets de l’immersion sous pression (plusieurs mètres)



L'ÉNERGIE HYDRAULIQUE. Pourquoi l'hydraulique ? L'hydraulique est un moyen de transmission de l'énergie à distance par l'intermédiaire d'un liquide très peu compressibles, une très faible réduction de volume amène une rapide augmentation de pression qui se transmet en tous points du circuit. En hydraulique la pression peut être élevée (jusqu'à 500 bar). Elle est seulement limitée par la résistance des composants et la rentabilité de l'ensemble. L'hydraulique permettra donc de mettre en oeuvre des forces ou des couples de valeur élevée. Avantages de l'hydraulique. L’hydraulique est d'une grande souplesse d'exploitation et relativement simple quant à ses principes. Ses appareils permettent d'obtenir une très large gamme : - de vitesses de translation ou de rotation, de façon continue, en contrôlant le débit, - de forces ou de couples en contrôlant la pression. De plus, le fluide hydraulique étant considéré comme fluide incompressible, les appareils qu'il entraîne ont une bonne précision d'arrêt ou une bonne régulation de vitesse. L'une des caractéristiques du fluide hydraulique est son bon pouvoir lubrifiant. Il en résulte une excellente lubrification des appareils, ce qui réduit leur usure et permet de très bons rendements (jusqu'à 0,9 pour certaines pompes et moteurs hydrauliques) et assure un fonctionnement assez silencieux pour les puissances mises en oeuvre. Enfin, le fait de travailler en haute pression permet de réduire l'encombrement des appareils. Inconvénients. Le drain : Presque tous les appareils hydrauliques fuient. Non parce que leur fabrication est défectueuse, mais parce que leur technologie impose une fuite. La plupart portent comme pièce mobile, un tiroir, un piston ou un clapet, coulissant sans joint dans un alésage. L'étanchéité est assurée par une qualité d'usinage remarquable et des tolérances très serrées. Mais pour permettre le déplacement (rapide) des pièces mobiles un jeu mécanique est nécessaire, et au travers de ce jeu, si faible soit-il, l'huile va s'introduire et fuir. Cette fuite peut être interne et l'huile retourne dans une autre partie du circuit, généralement un retour à la bâche. Mais dans certains cas, de par la constitution de l'appareil, elle risque de bloquer celui-ci et il faut l'évacuer. On le fait alors par une conduite séparée, le drain. Présence d'air dans le fluide : Pour considérer le fluide hydraulique comme incompressible il faut qu'il n'y ait dans le circuit que ce fluide hydraulique. Or, à la mise en route de l'installation les tuyauteries et les appareils sont pleins d'air qui va se mélanger au fluide hydraulique pour donner un fluide aéré, donc compressible, avec lequel on n'obtiendra que des vitesses instables et des forces élastiques. Cela va amener à prendre un certain nombre de précautions dans la conception des circuits, des appareils (exemple : les réservoirs) et lors de la mise en route de l'installation (remplissage). Enfin, l'huile peut porter naturellement en suspension une petite quantité d'air (jusqu'à 5%). De plus si l'on brasse air et huile on obtient très vite une émulsion. Pertes de charge : Le frottement de la veine fluide sur les parois des tuyauteries ou son passage dans des appareils, amène une perte de charge (perte de pression) dont on devra tenir compte lors de la détermination des appareils et des conduites. Risques d'incendie : La plupart des circuits hydrauliques utilisent l'huile minérale. Or celle-ci est inflammable. De plus une petite fuite en haute pression se traduit par une vaporisation de l'huile avec risque d'incendie ou d'explosion, s'il y a une flamme alentour ou des pièces en température. Aussi lorsqu'il y a risque d'incendie ou d'explosion (sidérurgie, mines, transports) on emploie des fluides hydratés (mélanges eau glycol) ou des fluides synthétiques.



Conception et fonctionnement d’un système hydraulique.

Hydraulique (technique des fluides). Transmission, commande et distribution de l’énergie et des signaux au moyen d’un fluide sous pression. Installation hydraulique. Disposition de composants reliés ensemble pour la transmission et la commande d’énergie fluidique. Composant. Unité individuelle (par ex. valve, filtre, vérin, moteur) comprenant une ou plusieurs pièces et constituant un élément fonctionnel d’installations hydrauliques. Entraînement. Composant qui transforme l’énergie du fluide hydraulique en énergie mécanique (par ex. moteur, vérin). Représentation schématique. Dans des installations oléo-hydrauliques, l’énergie mécanique est tout d’abord transformée en énergie hydraulique, puis transportée et régulée sous cette forme, pour être finalement retransformée en travail mécanique. Les éléments constitutifs de l’hydraulique sont classés suivant ces fonctions. L’illustration indique une vue schématique des composantes d’une installation hydraulique complète. Pour représenter le fonctionnement de ces éléments, on utilise des symboles normalisés (ISO 1219) à la place de dessins en coupe des appareils. .

Les conduites et raccords sont représentés par de simples traits, comme indiqué dans l’exemple. Les axes mécaniques sont représentés par un double traits

Concept de sécurité. Les produits hydrauliques utilisent des capteurs et des actionneurs dont l’interaction doit être prise en compte, notamment en vue de répondre aux exigences techniques de sécurité. Les applications, qui doivent assumer des fonctions de sécurité, sont réalisées avec des composants hydrauliques particuliers qui sont conformes aux directives correspondantes telles que la directive sur les équipements sous pression et les normes inhérentes. Le fabricant de l’ensemble de la machine ou de l’installation définit et garantit l’application de la catégorie de sécurité suivante EN 954-1.



LES CIRCUITS HYDRAULIQUES.

Circuits ouverts. (Fig. 1) Dans un circuit ouvert l'huile circule du réservoir vers la pompe qui la refoule vers l'organe moteur (vérin ou moteur hydraulique). Puis elle retourne au réservoir. Les circuits ouverts peuvent être :

• à centre ouvert. (Fig. 2) Le distributeur à centre ouvert doit laisser passer la totalité du débit. La pression dépend de la charge des appareils. Les circuits hydrauliques ouverts à centre ouvert sont les plus simples, les moins coûteux à construire, et fonctionnent de façon très satisfaisante. Le centre ouvert où centre tandem permet de décharger la pompe en position repos, ce qui est très avantageux du point de vue énergétique.

Dans le cas de plusieurs actionneurs, ce choix n’est pas satisfaisant du point de vue du fonctionnement

1A

0P10M1

0Z1

1V1

0V1

0Z2

Fig. 1

• à centre fermé. (Fig. 3) Le distributeur à centre fermé ne laisse pas passer le débit en position repos. La pression dépend de la charge des appareils. Par contre il faut prévoir une décharge de la pompe par le pilotage à chute de pression du limiteur de pression.

1A

0P1

0M1

2A

1V1-B1V1-A

1V1??

2V1

0Z1 0Z2

0V1

0V2-A

0V2

1A

0P1

0M1

2A

1V1-B1V1-A

1V1

2V1-B2V1-A

2V1

0Z1 0Z2

0V1

Fig: 2 Fig:3

Quant au débit de la pompe, il peut être constant ou variable. La consommation des appareils du circuit n'est pratiquement jamais constante, les différents appareils ayant des vitesses de rotation ou de translation différentes. On essaiera donc d'ajuster au mieux le débit de la pompe à la consommation. Plusieurs cas sont possibles : a) Choisir une pompe à cylindrée constante et obtenir la variation du débit utile par un limiteur ou un régulateur de débit. Ceci n'est valable que si la plage de variation est faible (± 10% d'un débit moyen) et si l'on ne tient pas compte des pertes de rendement qui en résultent. b) Choisir une pompe à cylindrée variable qui permettra d'obtenir une grande variation de débit. Ce système est plus coûteux que le précédent mais permet une bonne régulation (avec une petite temporisation due au temps de réponse du système) sur une plus grande plage. c) Utiliser plusieurs pompes dont les débits s'ajoutent lorsque la plage de variation est très grande.



Circuit fermé. (Fig. 4 et 5) Dans un circuit fermé l'huile circule en circuit fermé de la pompe vers le moteur et du moteur vers la pompe. Ce principe de montage permet :

• une variation continue des vitesses dans les deux sens de la marche sans laminage du fluide lorsque la pompe est à cylindrée variable et le moteur à cylindrée constante;

• un contrôle des couples et des forces même en valeur négative ;

• le réglage des accélérations et des décélérations,

• la diminution du risque de cavitation,

• la réduction du volume d'huile en circulation.

Tout ceci paraît très séduisant. Mais on doit tenir compte du fait que :

• tous les appareils hydrauliques fuient, et l'on devra compenser les fuites,

• une huile qui tournera en circuit fermé continuellement finira par s'échauffer et dépasser les limites permises.

M1

P1

Fig. 4

Pour remédier à cela, le circuit sera complété par un circuit de gavage avec une pompe de gavage dont les fonctions sont :

• de remplir le circuit

• de compenser toutes les fuites

• d'assurer le renouvellement de l'huile en réinjectant dans le circuit en permanence environ 10% du débit principal, sous une pression de 10 à 15 bar. L'huile excédentaire est évacuée sur le réservoir par un montage comprenant en série : un distributeur à double pilotage et un limiteur de pression. De plus, deux limiteurs de pression permettent de soulager la branche en surcharge.

1M1

1V5

1V3

1V4

1V6

1Z1

1V1 1V2

0V1

0M1

0Z2 0Z1

Pompe de gavage

Pompe principale

Filtre en sortie de pompe de gavage

moteur hydraulique

0P2

0P1

limiteurs de pression

Fig : 5

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 1

NORME ISO 1219-2 :1995 Avant-propos

Avant-propos : L'ISO (Organisation internationale de normalisation) est une fédération mondiale d'organismes nationaux de normalisation (comités membres de l'ISO). L'élaboration des Normes internationales est en général confiée aux comités techniques de l'ISO. Chaque comité membre intéressé par une étude a le droit de faire partie du comité technique créé à cet effet. Les organisations internationales, gouvernementales et non gouvernementales, en liaison avec l'ISO participent également aux travaux. L'ISO collabore étroitement avec la Commission électrotechnique internationale (CEI) en ce qui concerne la normalisation électrotechnique. Les projets de Normes internationales adoptés par les comités techniques sont soumis aux comités membres pour vote. Leur publication comme Normes internationales requiert l'approbation de 75 % au moins des comités membres votants. Le Norme internationale ISO 1219-2 a été élaborée par le comité technique ISO/TC 131, Transmissions hydrauliques et pneumatiques, sous-comité SC 1, Terminologie, classification et symboles. L'ISO 1219 comprend les parties suivantes, présentées sous le titre général Transmissions hydrauliques et pneumatiques - Symboles graphiques et schémas de circuit. - Partie 1: Symboles graphiques - Partie 2: Schémas de circuit Les annexes A à D de la présente partie de l'ISO 1219 sont données uniquement à titre d'information.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 2 Introduction. Dans les systèmes de transmissions hydrauliques et pneumatiques, l'énergie est transmise et commandée par l'intermédiaire d'un fluide (liquide ou gaz) sous pression circulant dans un circuit. Les schémas de circuit constituent une aide facilitant la compréhension de l'étude et la description des installations par une représentation normalisée, permettant d'éviter toute confusion et erreur lors du développement, de-la production, de l'installation et de la maintenance.

Transmissions hydrauliques et pneumatiques - Symboles graphiques et schémas de circuit.

Partie 2: Schémas de circuit. 1 Domaine d'application. La présente partie de l'ISO 1219 établit les principes pour dessiner des schémas hydrauliques et pneumatiques en utilisant les symboles de l'ISO 1219-1. Elle comprend également des exemples de schémas de circuit. 2 Références normatives. Les normes suivantes contiennent des dispositions qui, par suite de la référence qui en est faite, constituent des dispositions valables pour la présente partie de l'ISO 1219. Au moment de la publication, les éditions indiquées étaient en vigueur. Toute norme est sujette à révision et les parties prenantes des accords fondés sur la présente partie de l'ISO 1219 sont invitées à rechercher la possibilité d'appliquer les éditions les plus récentes des normes indiquées ci-après. Les membres de la CEI et de l'ISO possèdent le registre des Normes internationales en vigueur à un moment donné. ISO 1219-1:1991, Transmissions hydrauliques et pneumatiques - Symboles graphiques et schémas de circuit - Partie 1: Symboles graphiques. ISO 3098-1:1974, Dessins techniques - Ecriture Partie 1: Caractères courants. ISO 3448:1992, Lubrifiants liquides industriels Classification ISO selon la viscosité. ISO 5457:1980, Dessins techniques - Formats et présentation des éléments graphiques des feuilles de dessin. ISO 5598:1985, Transmissions hydrauliques et pneumatiques - Vocabulaire. ISO 6743-4:1982, Lubrifiants, huiles industrielles et produits connexes (classe L) - Classification Partie 4: Famille H (Systèmes hydrauliques). CEI 848:1988, Établissement des diagrammes fonctionnels pour les systèmes de commande. 3 Définitions. Pour les besoins de la présente partie de l'ISO 1219, les définitions données dans l'ISO 5598 et les définitions suivantes s'appliquent. 3.1 actionneur: Composant (par exemple moteur, vérin) qui transforme l'énergie hydraulique ou pneumatique en énergie mécanique. 3.2 composant: Élément (par exemple vérin, moteur, distributeur, filtre), en une ou plusieurs parties, conçu comme organe fonctionnel d'un système de transmission d'énergie par fluide. 3.3 réseau de tuyauterie: Toute combinaison de raccords, coupleurs et connecteurs avec des conduites, tuyaux flexibles ou tubes qui permet le passage du fluide entre composants. 3.4 système: Ensemble de composants reliés entre eux qui transmettent et commandent l'énergie hydraulique et pneumatique. 4 Règles générales. 4.1 Présentation. Les schémas de circuit doivent être clairs et doivent permettre de suivre les mouvements et les commandes des différentes séquences au cours d'un cycle de travail. Les équipements hydrauliques et pneumatiques ainsi que leurs connexions doivent être représentées dans leur intégralité. Il n'est pas nécessaire de tenir compte dans les schémas de circuit de la disposition réelle des équipements dans l'espace. Il convient que toute information incluant les schémas de circuit et les détails connexes forme une série de documents. Ce groupe de documents doit être identifié par une référence commune.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 3 4.2 Format. La présentation au format A4 ou A3 comme décrit dans l'ISO 5457 est préférentielle. Si d'autres formats que A4 sont nécessaires, les plans doivent être pliés au format A4 conformément à la méthode donnée dans cette norme. L'utilisation de tout autre type de support de données doit faire l'objet d'une convention entre le fournisseur et le client. Toute référence utilisée doit être en conformité avec l'ISO 3098-1. 4.3 Disposition des dessins. 4.3.1 Il convient que les conduites ou connexions entre les différentes parties des équipements soient tracées avec le minimum de points d'intersection. Si les intersections sont inévitables, il faut utiliser la représentation prescrite dans l'ISO 1219-1. 4.3.2 Il est recommandé que les codes et les indices ne recouvrent pas l'espace prévu pour la représentation des équipements et des conduites. 4.3.3 En fonction de la complexité du système, il peut être nécessaire de procéder à une répartition par groupes selon les fonctions de commande. Il convient, dans la mesure du possible, de représenter une fonction complète de commande avec ses actionneurs sur une seule feuille. Des dispositions doivent être prises pour identifier les points de raccordement entre les feuilles (voir exemples d'identification dans l'annexe B, pages 1/3 et 2/3, pour la codification de l'identification des réseaux de tuyauteries entre les feuilles consécutives d'un diagramme). Les limites d'un sous-ensemble doivent être repérées par un trait mixte. 4.3.4 Il convient que les dispositifs tels que les fins de course ou les limiteurs mis en oeuvre par des actionneurs soient représentés par un repère et leur code d'identification à l'emplacement où ils sont actifs, par exemple sur le vérin. Lorsque la commande est unidirectionnelle, il faut ajouter une flèche (å) au repère. 4.3.5 Il est recommandé que les symboles des appareils hydrauliques et pneumatiques soient disposés en principe du bas vers le haut et de la gauche vers la droite comme suit: - sources d'énergie: en bas à gauche; - composants de commande classés en ordre séquentiel: vers le haut et de gauche à droite; - actionneurs: en haut de gauche à droite. 4.4 Appareils. 4.4.1 Les symboles pour la représentation des appareils hydrauliques et pneumatiques doivent être dessinés conformément à l'ISO 1219-1. Lorsqu'il existe un symbole détaillé et un symbole simplifié pour un appareil, une seule représentation doit être utilisée sur un même schéma de circuit. 4.4.2 Les symboles doivent être dessinés de la manière suivante: en hydraulique: sauf indication contraire, les composants sont représentés dans la position de départ; en pneumatique: sauf indication contraire, les composants sont représentés dans la position de départ, la

pression étant appliquée. 5 Règles d'identification des appareils dans les circuits hydrauliques et pneumatiques. 5.1 Généralités. Un code d'identification pour les appareils doit être utilisé sur le schéma de circuit à côté de leur symbole respectif. Cette identification doit être utilisée sur tous les documents connexes. 5.2 Code d'identification des composants (à l'exception des tuyauteries et raccords). Le code d'identification suivant doit être utilisé pour les composants si aucun autre code n'est stipulé. Le code d'identification doit comporter les éléments encadrés suivants: NOTE 1 Voir annexe A pour information. 5.2.1 Numéro de groupe fonctionnel. Ce code se compose de chiffres commençant par 1. Ce numéro de groupe fonctionnel doit être utilisé dès que le circuit comporte plus d'une installation.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 4 5.2.2 Numéro de circuit. Ce code est composé de chiffres. Il est préférable de commencer par 0 pour tous les accessoires disposés sur le groupe générateur ou les sources d'alimentation. La numérotation s'effectue de manière continue pour chaque circuit. 5.2.3 Code composant. Chaque composant doit être identifié clairement par un code conforme à la liste suivante: Pompes et compresseurs: P Actionneurs: A Moteurs d'entraînement: M Capteurs: S Distributeurs: V Autres appareils: Z, ou une autre lettre, sauf celles utilisées ci-dessus 5.2.4 Numéro de composant. Ce code est composé de chiffres commençant par 1 en numérotation continue. 5.3 Code de repérage du réseau de tuyauterie. La fonction doit être identifiée comme suit:

P pour les alimentations en pression; T pour les retours au réservoir (en hydraulique); L pour les drainages (en hydraulique).

Toutes les conduites véhiculant des pressions différentes doivent être identifiées en outre par des chiffres commençant par 1. 5.4 Identification des orifices de raccordement et des raccords de tuyauteries. Les orifices de raccordement doivent être identifiés dans un schéma de circuit par des caractères indiqués sur les composants, les embases ou les blocs de distribution. Les raccords de tuyauteries entre les sous-ensembles doivent être également identifiés. 6 Informations techniques. On doit indiquer au moins les informations suivantes dans le schéma, à côté de chaque symbole approprié. Il convient d'éviter l'utilisation d'unités différentes pour les mêmes paramètres sur un même document. NOTE 2 :Une liste complète des informations techniques nécessaires est donnée dans l'ISO 4413 et l'ISO 4414. 6.1 Réservoirs. Pour les réservoirs hydrauliques, il faut indiquer : - la capacité maximale préconisée, en litres; - la capacité minimale préconisée, en litres; - le type, la catégorie et la classe de viscosité du fluide conformément à 'l'ISO 3448 et à l'ISO 6743-4. Pour les réservoirs pneumatiques, il faut indiquer - la capacité, en litres; - la pression maximale admissible, en mégapascals (ou bars1)».

1) 1 bar = O,1 MPa = 105 Pa; 1 Pa = 1 N/m2 6.2 Alimentation d'air. Il faut indiquer : - le débit nominal, en litres par minute, et/ou la cylindrée, en centimètres cubes; - la plage de pressions d'alimentation, en mégapascals (ou bars). 6.3 Pompes. Pour les pompes à cylindrée fixe, il faut indiquer : - le débit nominal, en litres par minute, et/ou la cylindrée, en centimètres cubes. Pour les pompes à cylindrée variable, il faut indiquer : - les débits minimal et maximal, en litres par minute, et/ou la cylindrée, en centimètres cubes ; - les valeurs de réglage de la commande. 6.4 Moteurs d'entraînement. Il faut indiquer la puissance nominale, en kilowatts, et la vitesse de rotation, en tours par minute. 6.5 Appareils de réglage de la pression et pressostats. Il faut indiquer la (les) pressions) de réglage, en mégapascals (ou bars).

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 5 6.6 Vérins. Il faut indiquer l'alésage du vérin, le diamètre de tige (n'est pas nécessaire pour les vérins pneumatiques) et la course maximale, en millimètres (par exemple ∅ 100/56 x 50), et spécifier la fonction (par exemple serrage, levage, avance). 6.7 Moteurs oscillants. Il faut indiquer : - la cylindrée par mouvement, en centimètres cubes; - l'angle, en degrés, et spécifier la fonction (par exemple oscillation, rotation). 6.8 Moteurs. Pour les moteurs à cylindrée constante, il faut indiquer la cylindrée, en centimètres cubes, et spécifier la fonction (par exemple perçage, conduite). Pour les moteurs à cylindrée variable, il faut indiquer : - les cylindrées minimale et maximale, en centimètres cubes; - le couple, en newtons mètres; - la vitesse de rotation, en tours par minute; - le sens de rotation et spécifier la fonction (par exemple perçage, conduite). 6.9 Accumulateurs. Il faut indiquer : - le volume total du réservoir, en litres; - la pression de précharge (po), en mégapascals (ou bars), à une température spécifiée, en degrés Celsius

(uniquement pour les accumulateurs hydropneumatiques); - la pression de fonctionnement maximale (p2) et la pression de fonctionnement minimale (p1) (uniquement

pour les accumulateurs hydropneumatiques), en mégapascals (ou bars); - le type de gaz (uniquement pour les accumulateurs hydropneumatiques). 6.10 Filtres. Dans les circuits hydrauliques, il faut indiquer le rapport de filtration. Dans les circuits pneumatiques, il faut indiquer le pouvoir d'arrêt micrométrique. 6.11 Réseau de tuyauterie. Pour les conduites et tubes, il faut indiquer le diamètre nominal extérieur et l'épaisseur de la paroi, en millimètres (par exemple ∅ 38 x 5). Pour les flexibles, il faut indiquer le diamètre nominal intérieur, en millimètres (par exemple ∅ 16). 6.12 Régulateurs de température. Il faut indiquer la valeur de réglage, en degrés Celsius. 6.13 Minuteries. Il faut indiquer le temps de temporisation ou la plage de réglage, en secondes. 6.14 Manomètres. Il faut indiquer la plage de pressions, en mégapascals (ou bars). 7 Informations supplémentaires. Il convient de fournir les informations supplémentaires, telles que la nomenclature, le diagramme séquentiel, le plan d'implantation, les diagrammes fonctionnels (conformément à la CEI 848). 8 Exemples de schémas de circuit. Des exemples de schémas de circuit conformes à la présente partie figurent dans les annexes B et C. 9 Phrase d'identification (Référence à la présente partie de l'ISO 1219). Il est vivement recommandé aux fabricants qui ont choisi de se conformer à la présente partie de l'ISO 1219 d'utiliser dans leurs rapports d'essai, catalogues et documentation commerciale, la phrase d'identification suivante:

«Schémas de circuit conformes à l'ISO 1219-2:1995, Transmissions hydrauliques et pneumatiques - Symboles graphiques et schémas de circuit - Partie 2: Schémas de circuit.»

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 6 Annexe A (informative)

Identification des appareils dans les circuits hydrauliques et pneumatiques.

A. 1 Rapports entre les parties du code d'identification pour les composants. A. 2 Exemples d’identification des composants.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 7 Annexe B (informative)

Exemple de schéma de circuit hydraulique.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 8 Annexe C (informative)

Exemples de schémas de circuits pneumatique et électropneumatique. C.1 Exemples de schémas de circuits pneumatique. Toute conduite sans désignation : ∅ 4*1

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NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 9 1) Orifice de raccordement pour impulsion d’initialisation. Toute conduite sans désignation : ∅ 4*1.

Page 2/3

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 10 La représentation détaillée du circuit pas à pas est dessinée dans la position de départ avec la pression appliquée.

Page 3/3

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 11 C.2 Exemples de schémas de circuits électropneumatique.

NORME ISO 1219-2 :1995(E/F) page / 12 12

Annexe D (informative)

Bibliographie.

ISO 4401:1994, Transmissions hydrauliques - Distributeurs à quatre orifices - Plan de pose. ISO 4413:1979, Transmissions hydrauliques - Règles générales pour l'installation et l'utilisation d'équipements dans les systèmes de transmission et de commande. ISO 4414:1982, Transmissions pneumatiques - Règles générales pour l'installation et l'utilisation d'équipements dans les systèmes de transmission et de commande. ISO 5599-1:1989, Transmissions pneumatiques - Distributeurs à cinq orifices principaux - Partie 1: Plans de pose sans connecteur électrique. ISO 5599-2:1990, Transmissions pneumatiques - Distributeurs à cinq orifices principaux - Partie 2: Plans de pose avec connecteur électrique facultatif. ISO 5781:1987, Transmissions hydrauliques - Réducteurs de pression (à l'exception des limiteurs de pression), soupapes de séquence, soupapes de décharge, soupapes d'étranglement, clapets de non-retour - Plan de pose. ISO 6263:1987, Transmissions hydrauliques - Régulateurs de débit - Plan de pose. ISO 6264:1987, Transmissions hydrauliques - Limiteurs de pression - Plan de pose. ISO 7368:1989, Transmissions hydrauliques - Distributeurs à cartouche, à bride, à deux orifices – Logements. ISO 7744 :1986, Transmissions hydrauliques – Filtres – Spécification des conditions d’emploi. ISO 7789 : 1) Transmissions hydrauliques – Distributeur à cartouche à visser à deux, trois ou quatre orifices – Logements. ISO 9461 :1992, Transmissions hydrauliques – Identification des orifices des appareils, embases, organes de commande et solénoïdes. ISO 10372 :1992, Transmissions hydrauliques – Servodistributeurs à quatre et cinq orifices – Plan de pose. 1) A publier



SYMBOLISATION, PRÉSENTATION D’UN SCHÉMA.

Intérêt de la symbolisation.

Un circuit hydraulique est composé d'un certain nombre d'appareils et de tuyauteries auparavant, ce circuit était représenté à l'aide de " schémas images " ou de "schémas en coupe ». Le schéma image représente principalement l'aspect extérieur des appareils et les tuyauteries, il s'assimile au "schéma de câblage" des électriciens. Il peut être utilisé par le tuyauteur, mais son tracé est relativement long.

Le schéma en coupe, contrairement au précédent, offre l'avantage de montrer l'intérieur des appareils à un instant donné, donc, permet d'apprécier beaucoup plus facilement le fonctionnement du circuit. Son tracé est encore plus long et délicat que le précédent et nécessite, de la part du dessinateur la possession d'une documentation technique très étoffée et un bon entraînement.

Si ces deux types de représentation restent applicables à des circuits simples et faisant intervenir relativement peu de matériel, ou à des schémas à but pédagogique ; la complexité croissante des installations a rapidement nécessité la création et l'utilisation d'un certain nombre de symboles graphiques normalisés pour représenter les différents appareils.

Ces symboles fonctionnels, et non technologiques, permettent, comme on peut le constater sur la figure, une représentation claire, précise et rapide du circuit considéré. Nous remarquerons d'ailleurs que cette figure représente le même circuit que les deux précédentes et qu'avec un peu d'entraînement à la lecture des symboles, il est beaucoup plus aisé que dans les autres cas d'y étudier le fonctionnement de l'installation.



Représentation d'un circuit hydraulique. La représentation schématique d'un circuit se fait à l'aide de symboles conventionnels, indiqués par la norme internationale NF ISO 1219-1 et 1219-2.

Le rôle du schéma est de donner un moyen pratique simple de représenter une installation hydraulique dans un langage compréhensible par tous les techniciens. Il donne également aux techniciens des services d'entretien, un outil de travail très utile, sinon indispensable, dans la recherche des causes de pannes.

Le schéma représente toujours l'équipement en position repos ou initiale, c'est-à-dire dans la position prise par les différents appareils après la mise en service de la pompe. Il faut noter qu’un tel plan ne comporte aucune échelle et que les symboles des appareils ne préjugent pas de leur fonctionnement. Par exemple, le symbole d'une pompe n'indique pas s'il s'agit d'une pompe à engrenages, à palettes ou à pistons. Une éventuelle transposition sur le schéma de la disposition spatiale des appareils dans l'installation n'est absolument pas nécessaire. Dans le cas de l'utilisation d'un appareil spécial, celui-ci doit être représenté par une combinaison des symboles normalisés.

En outre, un certain nombre de caractéristiques sont à porter sur le schéma. Ainsi, doivent être indiqués :

• la puissance du moteur d'entraînement en kilowatt (kW),

• la vitesse de rotation en nombre de tours par minute (tr/min),

• la nature du courant s'il s'agit d'un moteur électrique,

• le débit de la pompe, à la pression maximum de fonctionnement du circuit, en tenant compte de la vitesse d'entraînement du moteur, en litre par minute (l/min),

• la capacité du réservoir (l) et la référence de l'huile utilisée,

• le degré de filtration des filtres ou crépines en microns (µ),

• la capacité des accumulateurs et la pression de gonflage,

• le tarage des ressorts de tous les appareils de commande en bar,

• la dimension des vérins, c'est-à-dire le diamètre de la tige, du cylindre et la course en millimètre,

• le diamètre extérieur et l'épaisseur des canalisations prévues pour l'alimentation et le retour des appareils,

• la nature du courant alimentant les bobines des électro distributeurs. En outre, il est bon d'accompagner chaque schéma d'une notice qui prend en considération chaque phase de fonctionnement de l'installation.


P.GUIBERT 04/06/2008 CHAP : 5-1 page 1

LES ORGANES DE RÉGULATION DE PRESSION.

Les valves à pression ont pour but d’influencer la pression dans un système hydraulique ou dans une partie de l’installation.

Ils contrôlent ou régulent la pression dans un circuit ou une portion de circuit.

Leur fonctionnement est commandé par une pression déterminée appelé tarage (pression de consigne ou de commande).

Ces composants ont une représentation normalisée et des réalisations industrielles très voisines.

Grande famille de composants :

• Limiteur de pression : permet de limiter la pression à une certaine valeur donnée par la valeur de la pression de tarage.

• Valve de séquence et Conjoncteur-disjoncteur : il est disposée sur le débit principal et à leur pression de tarage, ils commutent ou déconnecte le circuit.

• Valve d’équilibrage : permet le passage du fluide à la pression à une certaine valeur donnée par la valeur de la pression de tarage.

• Soupape de réduction de pression : permet de maintenir constante la pression secondaire dès qu’elle dépasse la valeur de réglage.

Tous ces appareils fonctionnent selon le même principe : la pression de commande agit sur un équipage mobile retenu par une action antagoniste.

Ces appareils peuvent se classer en 2 catégories :

• Pilotage interne : la pression de commande est la pression à contrôler.

• Pilotage externe : la pression de commande est différente de celle à contrôler.

Ils sont aussi à :

• Action direct : l’action antagoniste est exercée par un ressort.

• Action indirecte : l’action antagoniste est exercée par une pression.

Remarque : Il est indispensable de relier à la bâche par un drain les composants qui n’ont pas une voie déjà reliée à la bâche.

Les limiteurs de pression ont forcément la voie secondaire en communication direct à la bâche, et par conséquent, il n‘est pas nécessaire d’avoir un drain.

Par contre pour les autres composants, un drain est généralement obligatoire.

Remarque : Ces composants sont unidirectionnels, il faut donc si on veut avoir un passage dans le sens inverse, prévoir un Clapet Anti Retour en parallèle.

Les limiteurs de pression ont forcément un fonctionnement unidirectionnel.

Par contre pour les autres composants, un C.A.R. est généralement obligatoire, et il est souvent inclut dans le composant lui même.



LIMITEURS DE PRESSION à pilotage interne.

Dans un circuit, la pression, qui augmente avec la résistance à l'écoulement du fluide, peut atteindre des valeurs d'autant plus élevées que les possibilités d'écoulement dans le circuit deviennent plus faibles, par rapport au débit fourni par la pompe.

Pour limiter la pression à une valeur inférieure à celle qui est supportable par les éléments du circuit les plus fragiles, il faut permettre l'évacuation de l'excédent de débit vers le réservoir à travers un circuit dérivé dont l'ouverture est commandée par la pression qui s'établit dans le circuit.

L’énergie hydraulique est transformée en chaleur. La quantité de chaleur est 〉P.Q.〉t, avec : 〉P : différence de pression entre P et T, Q : débit en communication avec la bâche, 〉t : temps.

Il est donc normalement fermé au repos.

Limiteur de pression à action direct.

La partie active de l'appareil est constituée par un obturateur 1 maintenu en position fermée par un ressort 2. Lorsque la pression dans le circuit atteint une certaine valeur, la force pressante qu'elle exerce sur la section 3 de l'obturateur 1 peut vaincre la résistance du ressort 2 et repousser légèrement l'obturateur ; l'excédent de débit peut alors s'écouler par la dérivation T. Si R est la résistance du ressort et S la section de l'obturateur,

la valeur de cette pression, notée P0, est égale à : P0 = R / S

On l'appelle P0 : pression d'ouverture.

Exemple : Limiteur de pression à commande directe, en cartouche à encastrer.

Dans le corps ou le bloc de commande 1 se trouve : la douille 2, le ressort 3, le mécanisme de pré-réglage 4, le clapet et son dashpot 5, sur lesquels se trouve rapporté le siège trempé 6. Le ressort appuie le clapet sur le siège. La force du ressort peut être en continu au moyen d'un bouton de réglage. La pression s'en trouve également réglée. L'orifice P (en rouge) est en liaison avec le système. La pression régnant dans le système agit sur la section du clapet. Lorsque la pression soulève le clapet de son siège, la liaison vers l'orifice T (en bleu) s'ouvre. La course du clapet est limitée par une butée.

Afin d'obtenir une bonne progressivité sur le réglage de la pression entre mini et maxi, différents ressorts sont prévus.



Limiteur de pression à action indirect.

Dans ce type d'appareil, le ressort antagoniste est remplacé par l'action de la pression sur un tiroir.

Les sections étant égales, le tiroir 2 est équilibré hydrauliquement. Le ressort 4 le maintient dans la position représentée, soit P et T séparés. La pression d'ouverture de l'ensemble est réglée sur le ressort 5 sur l'étage de pilotage. Lorsque la pression du système atteint la valeur réglée par le ressort 5, le clapet de pilotage 1 s’ouvre et du fluide s'écoule par l'étrangleur 3.2 vers le réservoir. Il se produit une perte de charge sur l'étrangleur qui agit également entre les deux sections du piston principal 2. Si la force résultant de la perte de charge multipliée par la section de piston dépasse la force du ressort 4, le tiroir 2 se déplace vers le haut et met en communication P avec T. Pendant le fonctionnement, un débit de fuite s'écoule constamment à travers la chambre de ressort 5 vers le réservoir (drain interne). Le filtre 6 évite l'encrassement du gicleur 3.2. Le gicleur (3.3) sert à l'amortissement du tiroir principal. Le ressort 4 est relativement faible, l'augmentation de sa force pour une plus grande course d'ouverture est faible. Il crée une perte de charge de l’ordre de 10 à 15 bar.

Caractéristique débit (Q) – pression (P) d’un limiteur de pression.

L’augmentation de la pression fonction du débit est rendue pratiquement plane par la forme particulière de la tête du clapet.

0P1

0V1

100.00 Bar

1V1-B1V1-A

1V1

1A

Z1

P

T

P T

2

P

Q

Po

Dé

bu

t d

’ou

ve

rtu

re

Fin

d’o

uve

rtu

re



Les valves de pression de type DBK

Les valves de pression de type DB.K sont des limiteurs de pression pilotés pour montage sur des constructions en blocs. Ces valves servent à limiter la pression d‘un système. Un organe de réglage (4) permet le réglage de la pression du système.

En position initiale, les valves sont fermées. La pression dans le conduit A agit sur le tiroir (1) et s‘applique simultanément par la buse (2) sur la face du tiroir (1) soumise à action de ressort et par la buse (3) sur le clapet de pilotage (6). Si la pression dans le conduit A dépasse la valeur de tarage du ressort (5), le clapet de pilotage (6) s‘ouvre et le fluide hydraulique s‘écoule de la face du tiroir (1) soumise à action de ressort par la buse (3) et le conduit (8) dans le conduit Y. La chute de pression qui en résulte déplace le tiroir (1), ouvrant ainsi la liaison de A vers B tout en maintenant la pression de tarage du ressort (5). Le retour de l‘huile de commande des deux logements de ressort se fait en externe par le conduit Y.



Les valves de pression de type DB

Le limiteur se compose essentiellement de la valve principale (1) avec cartouche de tiroir principal (3) et de la valve de pilotage (2) avec élément de réglage de pression par l’intermédiaire du ressort (9). La pression dans le canal P agit directement sur l’une des surfaces du tiroir principal (3) et simultanément, par l’intermédiaire des gicleurs (4) et (5) placés dans les conduites de pilotage (6) et (7) sur l’autre surface du tiroir (3) soumise en plus à l’action du ressort (équivalent à une pression de 4 bar) et sur la bille (8) de la valve de pilotage (2).

Le signal nécessaire vient du canal P de façon interne par les conduites de pilotage (10) et (6). Lorsque la pression dans le canal P dépasse la valeur de tarage déterminé par l’action du ressort (9), la bille (8) se déplace et comprime le ressort (9). Le fluide se trouvant du coté du tiroir (3) soumis à l’action du ressort s’écoule alors dans la chambre (12) en passant par la conduite de pilotage (7), l’orifice du gicleur (11) et la bille (8). De là, le fluide est drainé vers le réservoir T de façon interne par la conduite de pilotage (13). Les gicleurs (4) et (5) créent une perte de charge au tiroir principal (3) et la liaison du canal P au canal T est libérée. Le fluide s’écoule alors de P vers T, la pression de service étant maintenue à sa valeur de tarage.

Par l’intermédiaire de l’orifice X bouché ici par la vis (15), le limiteur peut être dé-piloté ou taré à une autre valeur (2ème palier de pression).



LIMITEURS DE PRESSION à pilotage externe à décharge (chute de pression).

Ces appareils sont des limiteurs à pilotage interne et externe. Le pilotage externe permet de limiter la pression en P à une valeur inférieure à celle du tarage du limiteur P0 de l'appareil. Le mode de commande externe est différent. La pression de commande n'est plus la pression à contrôler, mais une pression prélevée en un autre endroit du circuit. Leur symbole dérive de celui des limiteurs à pilotage interne et comporte en plus la représentation du mode de commande.

Seul deux types de limiteurs de pression à pilotage interne peuvent être utilisés en pilotage externe :

• le limiteur à action directe à piston pilote,

• le limiteur à action indirect.

Principe de fonctionnement:

Il suffit pour cela de relier l'orifice Y à un limiteur de pression extérieur réglé à une pression inférieure. Lorsque la pression P monte, elle sera limitée par la valeur de pression de ce pilotage.

Si on remplace ce limiteur par une communication directe avec le réservoir par l’intermédiaire d’un distributeur, la pression ne peut pas s'établir en Y et l'appareil limite la pression dans le circuit aux 10 bar environ dus à l'action du ressort 4.

On ne peut pas dire à proprement parler que l'appareil fonctionne en pilotage externe : pilotage externe, sous entend action d'une pression extérieure sur l'appareil alors qu'ici c'est la pression interne de l'appareil qui est envoyée à l'extérieur pour être contrôlée. Toutefois, comme il y a une action extérieure à l'appareil, nous conservons le terme de pilotage externe consacré par l'usage.

P T

2

Y



Limiteur de pression piloté avec décharge commandée par un distributeur.

Toute installation hydraulique possède un groupe générateur de débit. Pour protéger l'installation et éviter, en particulier, la destruction de la pompe en cas de surcharge accidentelle il faut toujours placer sur la canalisation de refoulement, en dérivation, un organe de sécurité limitant la pression à une valeur tout au plus égale à la pression maximum d'utilisation de la pompe. Ce rôle est joué par les limiteurs de pression

Il arrive fréquemment que le temps de fonctionnement des organes récepteurs hydrauliques soit très court. Aussi, lorsque pendant les temps d'arrêt un maintien de pression n'est pas nécessaire, il est conseillé de prévoir une décharge libre de la pompe au réservoir. Nous évitons ainsi un gaspillage d'énergie par le limiteur de pression du circuit, gaspillage d'autant plus inutile qu'il provoque un échauffement de l'huile du circuit.

Il est possible d'utiliser un limiteur de pression fonctionnant en valve de décharge par chute de pression. La communication de l'orifice X au réservoir provoque l'ouverture du limiteur de pression à une pression presque nulle (égale au tarage du ressort du tiroir). La position repos du distributeur 2 voies 2 positions peut être à voie fermée comme l’exemple ou à vois passante

En position de repos comme représentée, le distributeur ferme la canalisation prolongée devant le clapet de pilotage. Nous obtenons le fonctionnement de la valve de pression déjà décrit précédemment. Dans la position commutée, le distributeur relie le côté du ressort du tiroir principal avec le réservoir. De ce fait, ce côté du tiroir principal est en décharge et le fluide peut s'écouler sans pression vers le réservoir. La combinaison électrique du distributeur, avec un signal de commande, permet d'obtenir une circulation presque sans pression (env. 10 à 15 bar).

P

T

X



Exemple : Chute de la pression de pilotage d’un limiteur de pression.

Dans cette installation, le distributeur 1V1 est à centre fermé. En position repos, le débit de la pompe passe par limiteur de pression 0V1, il y a donc laminage de l’huile. On veut éviter ce phénomène.

• 0V1 : Limiteur de pression à pilotage externe à chute de pression.

En position repos, le pilotage externe de 0V1 à chute de pression est en communication avec la bâche (0V2-A non alimenté), ce qui entraîne l’ouverture de 0V1 à une pression quasiment nulle. Le débit de la pompe passe alors par 0V1 à une pression quasiment nulle

Pour rendre opérationnel le tagage de 0V1, on alimente 0V2-A qui coupe la chute de pression du pilotage externe de 0V1. Le tarage de 0V1 est alors de nouveau opérationnel. Il s’ouvre si la pression à la sortie de la pompe est supérieure à 100 bar.

On peut alors commander 1V1.

0P1

0V1

100.00 Bar

0V2-A

0V2

1V1-B1V1-A

1V1

1A

Exemple : Double pression de pilotage d’un limiteur de pression en fonction du circuit.

On veut une pression maxi (100 bar) pour un circuit 1, et une autre pression (60 bar) pour les circuits 2 et 3. Le distributeur 1V1 et les autres des circuits 2 et 3 doivent être à centre fermé.

• 0V1 : Limiteur de pression à pilotage externe à chute de pression.

• 0V3 : Limiteur de pression à pilotage interne. Lorsque l’on veut utiliser le circuit 1, le limiteur de pression 0V1 est à fonctionnement à pilotage interne, soit un tarage de 100 bar. Son pilotage à chute de pression est fermé. La pression à la sortie de la pompe ne peut pas être supérieure à 100 bar. Lorsque l’on veut utiliser le circuit 2 ou 3, on commande 0V2 en position passage (alimentation 0V2-A), ce qui entraîne un fonctionnement de 0V1 à pilotage externe à chute de pression à la pression tarage de 0V3, soit 60 bar. Le tarage de 0V1 est alors égal au tarage de 0V3 (60 bar). La pression à la sortie de la pompe ne peut pas être supérieure à 60 bar.

0P1

0V1

100.00 Bar

0V2-A

0V2

0V3

60.00 Bar

1V1-B1V1-A

1V1

1A

Circuit 1 Circuit 2 Circuit 3

Dans les deux cas, en cas de dépassement de la pression de pilotage, tout le débit de la pompe passe par 0V1. Passe par 0V2 et 0V3 qu’un faible débit de pilotage.



Les valves de pression de type DBW



LIMITEURS DE PRESSION à pilotage externe à distance.

Ces appareils sont des limiteurs à pilotage interne et externe. Le pilotage interne permet l’ouverture à la valeur P0 du tarage du limiteur. Le mode de commande externe est différent. La pression de commande est prélevée en un autre endroit du circuit. Lorsque cette pression est atteinte en X, alors le composant s’ouvre. Leur symbole dérive de celui des limiteurs à pilotage interne et comporte en plus la représentation du mode de commande.

Le fluide passe alors de P vers T non pas à la pression de pilotage P0, mais à la pression nécessaire à l’ouverture du composant (soit une perte de charge de 10 à 15 bar).

Principe de fonctionnement:

Il suffit pour cela de relier l'orifice X à un autre point du circuit. Lorsque la pression P monte, elle sera limitée par la valeur de ce pilotage. Alors le composant s’ouvre avec un fonctionnement identique à celui du pilotage interne.

Un clapet anti-retour interne permet le bon fonctionnement de ce composant.

X

P T

X

2



Exemple : Décharge d’un circuit :

Ce circuit à deux pompes permet d’obtenir une grande vitesse sous une basse pression en phase d’approche et une petite vitesse sous une haute pression en phase de travail.

• 0V1 : Limiteur de pression à pilotage externe par augmentation de pression.

• 0V2 : Limiteur de pression à action directe.

En phase d’approche, 0V1 limite la pression à 20 bar et les débits des deux pompes vont côté fond du vérin.

En phase de travail, la pression monte à cause de l’effort exterieur, ce qui provoque l’ouverture par le pilotage externe de 0V1 lorsque la pression dépasse 20 bar. Seul la pompe HP alimente le vérin avec un faible débit et une limitation de pression à 120 bar qui correspond au tarage de 0V2. La fermeture du clapet 0V3 isole la pompe BP. Le débit de cette pompe BP va à la bâche à une pression quasiment nulle.

BP

120.00 LPM

HP

30.00 LPM

0V30V2

120.00 Bar

1V1-B1V1-A

1V1

1A

AB

pilotage

0V1

20.00 Bar

Exemple : Perçage avec débourrage.

Arrêt du mouvement de la tige d’un vérin de perçage par l’action d’un limiteur de pression à pilotage externe en dérivation à la bâche lorsque le couple sur le moteur augmente à cause du bourrage des copeaux.

• 0V1 : Limiteur de pression à pilotage interne.

• 1V2 : Limiteur de pression à pilotage externe par augmentation de pression. Pour le perçage il y a deux mouvements : rotation du moteur et avance du vérin.

Si la rotation peine (bourrage, mauvaise évacuation des copeaux), la pression augmente ce qui provoque l’ouverture de 1V2, et la mise à la bâche du débit alimentant le coté fond du vérin. Cela entraîne la diminution de la pénétration du foret. Le moteur est toujours alimenté, et la rotation du foret permet d’évacuer les copeaux. Les efforts de coupe diminuent, la pression à l’entrée du moteur diminue et le pilotage externe de 1V2 n’est plus suffisant. 1V2 n’est plus en position passage, le débit de la pompe de nouveau alimente le coté fond du vérin et la pénétration du foret est de nouveau possible.

0P1

2A1A

1V1-B1V1-A

1V1

0V1

150.00 Bar

1V2

70.00 Barpilotage

Cette opération se fait automatiquement sans commande extérieure.



Détermination de la pression de tarage d’un limiteur de pression. Dans la plupart des systèmes hydrauliques, la force nécessaire pour communiquer à l’ensemble de la masse (tige + charge) son accélération est négligable devant l’effort à fournir. Cependant, dans le cas de charges élevées, ou lorsque les durées de commutation du distributeur sont faibles et par conséquent, les distances sont parcourues en peu de temps, il faut en tenir compte.

Etudions la mise en vitesse d’un vérin en sortie de tige : On négligera la compressibilité de l’huile ainsi que le temps de réponse du distributeur et du limiteur de pression. On négligera les différentes pertes de charge ainsi que les débits de fuite.

• Phase initiale (repos) : Au temps t0, le distributeur est en position centrale, la pompe débite à la bâche, il n’y a pas de déplacement et la vitesse est nulle.

• Phase d’accélération : Au temps t1, le distributeur est commandé en position flèches croisées, et à cet instant, P1 = P0. En effet, le limiteur de pression est ouvert puisque tout le débit de la pompe ne va pas coté fond du vérin tant que la tige n’a pas atteint la vitesse V1 correspondant à la phase à vitesse constante. (Qp = = 6.V1.S1) donnée par le débit de la pompe et la section correspondante. Le dédit différentiel passe donc par le limiteur de débit.

On peut écrire : P1.S1 – P2.S2 - F = M.け avec け = accélération de la masse en mouvement

Soit P1 = (P2.S2 + F + M.け) / S1 = P0

Avec け positif

Remarque : Le tarage P0 du limiteur de pression va donc définir la valeur de l’accélération.

• Phase à vitesse constante : Au temps t2, tout le débit de la pompe est admis coté fond du vérin, la vitesse devient constante et l’accélération nulle.

Soit P1 = (P2.S2 + F ) / S1

• Phase de décélération : Au temps t3, le distributeur est commandé en position flèches parallèles. Le limiteur de pression s’ouvre puisque tout le débit de la pompe ne va pas coté fond du vérin car la vitesse V1 diminue pour s’annuler au temps t4. La pression coté fond diminue car la charge par inertie devient en partie motrice.

Soit P1 = (P2.S2 + F + M.け) / S1 Avec け négatif

Le limiteur de pression s’ouvre à P0, mais dans ce cas, il y a une chute de pression entre ce limiteur de pression et le fond du vérin. Si le terme :

| M.け / S1 | > P2.S2 + F , il y a risque de CAVITATION.

Qp

S2 S1 V1

F

P0

M

P1 P2

t0 t1 t2 t3 t4

V1

P1

Qp / 6.S1

(P2.S2 +F) / S1

P0



CONJONCTEUR – DISJONCTEUR. Le conjoncteur-disjoncteur est un limiteur de pression particulier utilisé pour permettre l'alimentation, par une pompe, d'un accumulateur pneumatique monté en réserve d'énergie. On le place entre la pompe et l'accumulateur.

Son fonctionnement comporte les deux phases suivantes: CONJONCTION ET DISJONCTION.

• la conjonction autorise le débit de la pompe vers l'accumulateur lorsqu'il est revenu à sa charge minima,la-.

• la disjonction interrompt le débit de la pompe vers l'accumulateur lorsqu'il a atteint sa charge maximale ; elle s'accompagne d'une mise en décharge de la pompe et de l'isolement de l'accumulateur par un clapet anti-retour incorporé.

Cet appareil possède deux positions de travail correspondant à ces deux fonctions. Le passage

de l'une à l'autre est toujours brusque. En position repos, il est en position CONJONCTION.

Il se compose d'une valve de pilotage 1, d’une valve principale 2 et d’un clapet anti-retour 3.

Le fluide s'écoule d'abord de P par le clapet anti-retour dans l'accumulateur connecté en A. La pression de déclenchement (pression de coupure) est réglée sur la valve de pilotage. Par le gicleur dans le tiroir principal, la pression s'établit côté ressort, ainsi que par l'intermédiaire d'un autre gicleur sur le clapet de pilotage. Lorsque le clapet de pilotage se soulève du siège, il en résulte lors de l'écoulement de l'huile de pilotage une perte de charge sur le tiroir principal.

Celui-ci se déplace vers le haut et laisse s'écouler le débit vers le réservoir. Le circuit est fermé par le clapet anti-retour. Afin que le clapet de pilotage se trouvant maintenant déchargé ne ferme par à nouveau, la pression régnant dans le circuit d'accumulation agit par la canalisation de pilotage derrière le clapet anti-retour (hachurée) sur le petit piston 4 dans la valve de pilotage. Par le piston 4 et le poussoir, le clapet de pilotage est repoussé jusqu'à ce que la pression d'accumulation soit descendue par prélèvement de fluide proportionnellement en fonction de la différence de sections du piston 4 par rapport au clapet de pilotage. A ce moment, le clapet principal se referme également et l'accumulateur est à nouveau rempli.



Exemple : Système hydraulique avec accumulateur.

Leur fonction consiste à diriger le débit de la pompe dans le circuit de l‘accumulateur jusqu‘à ce que l‘accumulateur soit plein et que la pression nécessaire soit atteinte.

Exemple : système hydraulique avec double pompes (haute et basse pression).

Cette valve est également utilisée dans les systèmes avec pompes basse pression et haute pression, lorsque la pression de disjonction est dépassée le débit de la pompe basse pression est mis à la bâche.



Les conjoncteurs - disjoncteurs de type DA

Les valves de pression du type DA sont des conjoncteurs-disjoncteurs pilotés.

Les conjoncteurs-disjoncteurs se composent essentiellement d‘un corps (1), d‘une cartouche (2) avec élément de réglage de la pression (3), d‘une partie pilote (4), d‘un tiroir principal (5) et d‘un clapet anti-retour (6).

Conjoncteur-disjoncteur de type DA 6 VP Passage du débit de la pompe de P vers B en P vers T. La pompe débite par le clapet anti-retour (6) vers l‘utilisation hydraulique (P vers B). L‘huile alimente le tiroir (8) par la conduite de pilotage (7) et parvient au côté du tiroir principal (5) soumis à l‘effort du ressort en passant par le gicleur (9), ainsi qu‘au clapet (11) en passant par le gicleur (10). Dès que la pression du système hydraulique dépasse la pression de disjonction tarée à l‘élément de réglage (3), le clapet (11) se soulève de son siège (14) et se plaque contre le ressort (12). L‘huile de pilotage s‘écoule vers l‘orifice A par les gicleurs (9) et (10) et par le siège (14). Sous l‘effet de la perte de charge ainsi créée, le tiroir principal (5) se soulève de son siège et libère la liaison de P vers T. Le clapet anti-retour (6) ferme la liaison de P vers B. En raison de la différence de sections entre le tiroir et le siège, le clapet de pilotage (11) est alors maintenu ouvert par la pression du récepteur régnant en B. Passage du débit de la pompe de P vers T en P vers B. Du fait de la différence de sections égale à environ 17% (10%), la force efficace s‘appliquant sur le tiroir (8) est proportionnellement plus grande, si bien que la pression du récepteur régnant en B doit d‘abord chuter de cette même valeur avant que le ressort (12) plaque le clapet de pilotage (11) sur son siège. Il en résulte une augmentation de pression sur le côté du tiroir principal (5) soumis à l‘effort du ressort ; le tiroir principal, auquel s‘ajoute l‘effort du ressort (13), ferme la liaison de P vers T et la pompe débite à nouveau dans le système hydraulique (P vers B) en passant par le clapet anti-retour (6).



Les conjoncteurs - disjoncteurs de type DA

La valve de coupure se compose essentiellement de la valve principale (1) avec tiroir principal en cartouche (3), de la valve de pilotage (2) avec organe de réglage de la pression et du clapet de non-retour (4). Sur les valves cal. 10, le clapet de non-retour (4.1) est incorporé à la valve principale (1). Sur les valves cal. 25 et 32, le clapet de non retour (4.2) est une plaque séparée, montée sous la valve principale (1).

Valve de coupure type DA

• Basculement du débit de pompe de P vers A en P vers T.

La pompe refoule par le clapet de non retour (4) dans le système hydraulique (P vers A). La pression dans le conduit A agit par la conduite de commande (5) sur le tiroir de pilotage (6). Simultanément, la pression dans le conduit P s‘applique par les buses (7) et (8) sur la face du tiroir principal (3) soumise à action de ressort et la bille (9) de la valve de pilotage (2). Dès que la pression de coupure du système hydraulique, telle que réglée à la valve de pilotage, est atteinte, la bille (9) se met en position d‘ouverture à l‘encontre du ressort (10), ce qui a pour effet de faire s‘écouler le fluide hydraulique par les buses (7) et (8) dans le logement de ressort (11).



De là, le fluide est dirigé vers le réservoir, en interne par la conduite de commande (12) avec le type DA..5X/... ou en externe par la conduite de commande (13) avec le type DA..5X/..Y.. Les buses (7) et (8) provoquent une chute de pression au tiroir principal (3), ce qui a pour effet de le soulever du siège et d‘ouvrir la liaison de P vers T. Le clapet de non retour (4) ferme de A vers P. La bille (9) est alors maintenue en position ouverte par la pression du récepteur à travers le tiroir de pilotage (6).

• Basculement du débit de pompe de P vers T en P vers A.

La section du clapet de pilotage (6) est au choix de 10 % ou de 17 % supérieure à la surface active sur la bille (9), ce qui se traduit par une force au tiroir de pilotage de 10 % ou de 17 % supérieure à la force active sur la bille (9). Si la pression du récepteur par rapport à la pression de coupure a diminué de la valeur de l‘écart de pression de fonctionnement, le ressort (10) appuie la bille (9) sur le siège, ce qui a pour effet d‘établir une pression sur le côté du tiroir principal (3), soumis à action de ressort. Cette pression, en combinaison avec le ressort (14), met le tiroir principal (3) en position de fermeture en fermant la liaison de P vers T. La pompe débite alors à nouveau par le clapet de non-retour (4) dans le système hydraulique (de P vers A).

Valve de coupure type DAW Le principe de fonctionnement de cette valve correspond à celui de la valve de type DA. Aux pressions inférieures à la pression de coupure, telle que réglée à la valve de pilotage (2), le distributeur (15) commandé par électroaimant permet de basculer à volonté entre P vers T et P vers A.



SOUPAPE (VALVE) DE SÉQUENCE. D'une manière générale, on appelle séquence une succession de mouvements qui se produisent dans un ordre déterminé. En hydraulique, on utilise entre autres, la séquence par pression : le second mouvement se produit après la fin du premier lorsque la pression de travail de celui-ci a atteint une valeur déterminée : la pression est maintenue dans le premier circuit pendant le déroulement du second mouvement. Sa conception technologique est très proche de celle du limiteur de pression ; on retrouve les mêmes types ;

• soupapes à pilotage interne,

• soupapes à pilotage externe, et dans ces deux catégories, deux modes d'action : les appareils à action directe, les appareils à action indirecte.

Cet appareil est normalement fermé au repos puisqu'il doit interdire l'alimentation du second récepteur pendant la première partie de la séquence. Son ouverture se fait comme pour le limiteur de pression. Toutefois, par rapport à ce dernier, l'existence d'une pression dans le circuit secondaire ne permet plus la collecte des fuites dans ce circuit.

Il est alors nécessaire de prévoir un drainage externe. Lorsque le sens du débit s'inverse dans le circuit secondaire, le fluide ne peut pas traverser la soupape qui reste fermée. Il est donc nécessaire de monter en parallèle un clapet anti-retour qui est souvent inclut dans le composant.

Exemple : Réalisation d’une séquence hydraulique: On alimente 0V2-A, la tige du vérin 1A sort en premier et serre la pièce tant que la pression nécessaire est inférieure à 70 bar.. Quand la pièce est serrée, il n’y a plus de mouvement, la pression monte et quand elle atteint 70 bar alors 2V1 s’ouvre et la tige du vérin 2A sort. Le mouvement de retour est donné par l’alimentation de 0V2-B. La tige de 2A rentre en premier (si la pression nécessaire est inférieure à 45 bar) et quand il a fini sa rentrée, la pression monte, quand elle atteint à 45 bar, alors 1V1 s’ouvre et la tige de 1A rentre.

Quand une valve de séquence s’ouvre, la pression en B est déterminée par l’équilibre du piston.

0P1

0V1

100.00 Bar

0V2-B0V2-A

0V2

2A

1A

Pièce

A B

A

B

2V1

70.00 Bar

1V1

45.00 Bar

Phases 0V2-A 0V2-B 1V1 2V1

1) Repos 0 0 0 0

2) Sortie 1A 1 0 (BsA) 0

3) Sortie 2A 1 0 0 (AsB)

4) Rentrée 2A 0 1 0 (BsA)

5) Rentrée 1A 0 1 (AsB) 0



Valve de séquence à action directe.

La valve se compose essentiellement d'un corps 1, d'un tiroir 2, d'un ou des ressorts de pression 3 avec dispositif de réglage 4 et clapet anti-retour 5. Contrairement au limiteur de pression, l'élément de fermeture ici est un tiroir, offrant plus de progressivité. Le ressort maintient le tiroir dans la position de fermeture. La pression dans le système à l'orifice A est amenée par les orifices et le gicleur du tiroir sur la section opposée au ressort. La section de travail est celle du petit piston qui s'appuie vers la droite sur le bouchon de fermeture. Lorsque la pression atteint la valeur réglée à A, le tiroir se déplace vers la gauche et ouvre la liaison de A vers B. Pour des pressions de réglage inférieures à 25 bar, le petit piston est supprimé et la grande section du tiroir est alimentée. Pour des pressions supérieures, c'est le petit piston qui sera monté. Pour une pression de réglage max. de 210 bar, on utilise 2 ressorts. L'alimentation en fluide de pilotage peut également être externe, par l'orifice de pilotage X. Le gicleur dans le tiroir doit être remplacé par un bouchon. La valve commune ensuite, lorsque la pression à l'orifice de pilotage a atteint la valeur réglée, indépendamment de la pression d'entrée. Suivant l'utilisation de la valve, par exemple comme valve de séquence ou comme disjoncteur, le retour de l'huile de pilotage est externe par l'orifice Y ou interne.

Valve de séquence à action indirecte.

Pour des débits plus importants, on utilise des valves pilotées. La valve de pilotage 1 est une valve à tiroir.



La pression arrivant du système (orifice A) agit sur le piston principal 2 et s'applique simultanément par une canalisation de pilotage 3 sur le tiroir de pilotage 4 et par le gicleur 5 dans le tiroir principal, elle s'applique également sur le côté du tiroir principal derrière le ressort. Le ressort 6 maintient le tiroir de pilotage dans la position de fermeture. Si la pression dépasse la valeur réglée, le tiroir de pilotage se déplace vers la droite. En l'utilisant comme valve de précontrainte ou de séquence, elle laisse s'écouler par le gicleur 7 et la canalisation de pilotage 8 le fluide depuis la chambre de ressort du tiroir principal dans le système Il (canalisation B). Par l'intermédiaire de la combinaison de gicleurs, il en résulte une perte de charge entre le côté inférieur et le côté supérieur du tiroir principal. Le tiroir principal se déplace vers le haut. La liaison de A vers B est ouverte, tout en maintenant la pression du système.

L'alimentation en huile de pilotage s'y fait donc interne, comme également le retour.

En utilisant comme valve de précontrainte, l'huile de fuite se trouvant au tiroir de pilotage est amenée dans la canalisation B, interne. Utilisée comme valve de séquence, la chambre du ressort doit être en décharge externe par l'orifice Y.

Utilisation comme valve de mise à vide.

L'alimentation d'huile de pilotage par l'orifice X et d'huile de pilotage par l'orifice Y sont externes.

La canalisation de pilotage 8 est fermée. Lorsque la pression (en X) réglée est atteinte, le côté du tiroir principal commandé par ressort est mis en liaison par le tiroir de pilotage avec la chambre du ressort de la valve de pilotage. Il en résulte une perte de charge sur le piston principal, celui-ci se soulevant du siège. Pour le retour libre de la canalisation B vers la canalisation A, on peut monter à volonté un clapet anti -retour.

Utilisation en limiteur de pression. Les soupapes de séquence sont de construction très proche de celles des limiteurs de pression. On peut donc les utiliser pour toutes les applications citées à propos des limiteurs de pression. Certains constructeurs proposent des appareils qui peuvent être montés en limiteur de pression ou en soupape de séquence à pilotage interne ou externe par changement de position de certains accessoires.

Par contre, l’utilisation de limiteur de pression en soupape de séquence n’est en général pas possible en raison de l’absence du drainage extérieur de fuites.



Les valves de séquence de type DZ



VALVE D’ÉQUILIBRAGE. La valve d'équilibrage est utilisée dans les systèmes hydrauliques pour contrôler la vitesse indépendamment de la charge (pour éviter l'emballement et donc la cavitation) de moteurs et vérins hydrauliques, de treuils hydrauliques, et sur les engins mobiles ou de manutention.

Elle permet généralement la fonction le blocage, et, montée directement sur le récepteur, assure la sécurité en cas de rupture de tuyauterie entre le distributeur et la valve

Il s'agit de valve de surpression différentielle équilibrée à blocage hydraulique. Elle agit comme un frein de la charge, ne produit aucune libération ou secousse. Elle équilibre la charge en créant une contre pression qui permet d’empêcher l’emballement de la charge.

• orifice C2 : relié au vérin ou moteur coté charge motrice,

• orifice V2 : relié au distributeur,

• orifice P : relié au pilotage.

Par l'action conjuguée d'un clapet anti-retour et d'une valve de surpression (incorporée), ce type de valve permet d'éviter le gonflement du vérin ou l'éclatement des tuyauteries reliant le vérin à la valve d'équilibrage en cas de surcharge importante du vérin de levage.

Il s'agit de valve de surpression différentielle équilibrée à blocage hydraulique, prévue pour le contrôle des charges en mouvement.

Elle est composée essentiellement

• d'un corps (1),

• du clapet avec piston de pilotage (7),

• du siège clapet anti-retour (10),

• du ressort (6).

Le principe de ce type de valve consiste à avoir distinctement deux circuits

• une valve unidirectionnelle (clapet anti-retour) placée à l'admission qui permet un passage libre vers l'utilisation (de V2 vers C2),

• une valve de surpression différentielle qui contrôle le débit d'huile en retour sur l'autre circuit (de C2 vers V2 si l’on a l’information de pilotage P).

Doc : HYDRO TECHNIC

Cette dernière, étant différentielle, dispose d'une section réduite sur laquelle agit un ressort qui assure une pression de réglage, qui s'oppose à l'action du piston de pilotage (section S2), ce piston étant amorti par un orifice calibré de section annulaire très petite (section S1) avec S1 < S2.

En vertu du rapport élevé de pilotage, il s'en suit qu'une faible pression provoque l'ouverture de la valve de surpression (ou de contrôle), ouverture qui ne peut se produire que si la conduite est sous pression. Autrement dit, il ne peut jamais arriver que la charge échappe au contrôle pendant la descente (cavitation), car les 2 circuits de la valve sont toujours sous pression.



Nous observons que la pression de pilotage est en rapport direct avec la pression déterminée par la charge, pendant que, au contraire, l’action du ressort applique le piston sur le siège de la valve.

• Pc = pression dans le circuit qui soutient la charge,

• Pv = pression dans le circuit à la sortie du composant (pertes de charge retour).

• Ppil = pression dans le circuit qui provoque la descente de la charge.

• Fr = force du ressort donnée par tarage homogène à une pression de tarage Pr,

• S1 = section valve différentielle,

• S1 = section du piston de pilotage,

Np = rapport de pilotage de la valve. 0P1

1A

1V2Ppil

1Z1 0 Bar

1Z2

0 Bar

PcPv

Pr1V1

1V1-B1V1-A

A B

P R

Un rapport de pilotage bas 3 :1 dans les cas courants ou 4,5 :1 pour des pressions plus élevées, assure une meilleure stabilité et convient en levage pour des vérins. Un rapport de pilotage élevé, 10 :1 sera préférable en translation (moteurs de véhicules), car nécessitant une pression pilote plus basse, réduisant ainsi le laminage à vitesse constante sur terrain plat.

Pour un fonctionnement correct, il est conseillé de tarer la valve de 1,2 à 1,3 fois la valeur de la pression présumée dans la chambre du vérin de soutien.

L’équilibre du piston de pilotage 7 nous donne :

Pc.S1 + Ppil.S2 – Fr - Pv.S2 = 0 ö Pv2S

1S.PcFrPpil +

−=

en posant : 1S.PrFr = , on obtient PvNp

PcPrPpil +

−= avec ici ;

1S

2SNp = ,

Avec S1 = 0,25 cm² et S2 = 1 cm² , (Np = 4) et Fr = 90 daN donc Pr = 360 bar, et avec Pv =0 bar. Si Pc = 10 bar, alors Ppil = 87,5 bar ou si Pc = 350 bar, alors Ppil = 2,5 bar

Dans ces calculs, nous pouvons déduire que la pression de pilotage se réduit à une petite valeur, même en présence de charges proches de la valeur de tarage de la valve différentielle.

Il résulte également que lorsque la pression réactive, sous le vérin, dépasse la valeur de tarage

de la valve, il y a décharge vers le réservoir à condition bien entendu que le distributeur ait A et B vers R en position neutre (centre « Y »). Cette sécurité évite le danger de gonflement de cylindre, soit par charge excessive, soit par dilatation thermique éventuelle. De plus, cela évite qu’une pression parasitaire suite aux fuites dans le distributeur en A coté fond du vérin pilote intempestivement l’ouverture de la valve.

S1 S2

Fr Pc

Ppil Pv

S1



BLOC DE RETENUE DE CHARGE

Cartouche à visser dans un bloc

Les valves d’équilibrage appartiennent au groupe des valves d’arrêt et sont destinées aux circuits hydrauliques. L’ouverture de la valve est obtenue soit par pilotage hydraulique, soit lorsque la pression maximum d’utilisation est obtenue.

Les valves d’équilibrage permettent les fonctions suivantes:

• Régulation de la vitesse d’un utilisateur en rapport avec le débit d’amenée.

• Interdiction de mouvements intempestifs liés à la motricité de la charge.

• Maintien de la charge exempte de fuites.

• Limitation de la pression max. de l’utilisateur (pression de charge) au niveau de la pression préréglée.

• Sécurité anti-chute lors de la rupture de la ligne d’alimentation de l’utilisateur.

• Passage libre vers l’utilisateur par la présence d’un clapet anti-retour. Autres avantages:

• Forme cartouche à visser avec implantation standard.

• Construction compacte assurant un montage direct dans les fonds de vérins, blocs forés, blocs de raccordement.

Les valves d’équilibrage sont montées en liaison avec des organes double effet (vérins hydrauliques, moteurs) pour assurer des fonctions de sécurité et de régulation.

Les valves d’équilibrage sont à raccorder sur les lignes de retour des utilisateurs. Aussi est–il indispensable de monter une valve d’équilibrage sur chaque ligne correspondant aux mouvements aller et retour de la charge.

Ces composant par construction sont étanches et ne permettent pas en position repos le passage de 1 vers 2.

Sécurité :

Pour éviter des mouvements incontrôlés des utilisateurs en cas de rupture des flexibles ou des tuyaux des vérins, il est indispensable de monter les valves d’équilibrage entre le flexible et l’utilisateur à protéger.



Document

La valve est constituée essentiellement d’un corps, d’un clapet anti-retour, d’un ressort de rappel, d’un ressort de tarage, d’un dispositif de réglage de la précontrainte de ce ressort et d’un tiroir de régulation traité et rectifié.

Lors du levage de la charge, le passage de l’huile vers l’utilisateur s’effectue au travers d’un clapet anti-retour (2 vers 1) et ceci sous peu de perte de charge.

En position verrouillée, l’utilisateur est maintenu en position, grâce à un système clapet sur siège exempt de fuites.

Il convient de s’assurer, que l’orifice 3 de la valve d’équilibrage se trouve décompressé.

La pression de l’utilisateur (pression de charge) à l’orifice 1 agit à l’intérieur de la valve sur une section annulaire du tiroir de régulation et tend à comprimer le ressort de tarage. Le tiroir de régulation se déplace vers le haut et se libère du clapet anti-retour autorisant le passage de 1 vers 2, ce qui permet une limitation de la pression de l’utilisateur (pression de charge). Le réglage de la pression max. de l’utilisateur doit être environ de 20 % supérieur à la pression normale maximale exigée par la charge.

Lors de la descente de la charge (débit de 1 vers 2), la valve d’équilibrage se trouve pilotée par la pression reliée en 3. Le débit de décharge subit un laminage au niveau de l’arête de régulation du tiroir de régulation, afin de correspondre au débit d’alimentation de l’utilisateur. Un mouvement de motricité de la charge se trouve ainsi évité.

Doc : HYDAC

Rapport des sections de pilotage.

Pression préréglée Pe. La pression de réglage doit être de 1,2 fois supérieure à la pression nécessaire au déplacement de la charge maxi.

• Pe = pression préréglée en bar avec; Pe ≥ 1,2 * P1

• P1 = pression correspondant au déplacement de la charge maxi en bar

Pression de pilotage Pst. Calcul de la pression Pst de pilotage à l’orifice 3, afin de déverrouiller la valve (débit de 1 vers 2).

• Pst = pression de pilotage en bar à l’orifice 3

• P2 = pression en bar à l’orifice 2

Pour un fonctionnement correct, il est conseillé de tarer la valve de 1,2 à 1,3 fois la valeur de la pression présumée dans la chambre du vérin de soutien.



Les valves d’équilibrage servent à la régulation de la vitesse des mouvements d’utilisateurs et de fonctions de sécurité et de maintien de la charge. Cas d’applications préférentiels:

• Plateformes de levage.

• Hydraulique mobile.

• Grues.

• Chariots élévateurs.

• Treuils de halage.

• Presses à injecter.

• Métallurgie.

• Off–Shore.

• Construction navale. Exemple : Autorisent le mouvement exempt d’à-coups d’un utilisateur, lorsque pour des mouvements tirants ou poussants, la charge devient motrice.

Les valves d’équilibrage sont montées en liaison avec des organes double effet (vérins hydrauliques, moteurs) pour assurer des fonctions de sécurité et de régulation. Les valves d’équilibrage sont à raccorder sur les lignes de retour des utilisateurs. Aussi est–il indispensable de monter une valve d’équilibrage sur chaque ligne correspondant aux mouvements aller et retour de la charge. La pression à l’orifice 2 s’oppose à la pression nécessaire au pilotage à l’orifice. Veillez à choisir un distributeur qui permette une décharge de l’orifice 3 en cas de maintien de charge, et garantisse la liaison de l’orifice 2 au réservoir pour une limitation de pression (voir exemple de montage). Les valves d’équilibrage peuvent être montées directement en fond de vérins. Passage libre de 2 vers 1. De 1 vers 2 verrouillage exempt de fuite. En cas de dépassement de la pression préréglée, la valve agira en tant que limiteur de pression. La position de verrouillage peut, par alimentation hydraulique de l’orifice 3, être déverrouillée.



Exemple : Valve d’équilibrage à pilotage interne.

Pour ce circuit, en rentrée de tige la charge est motrice. Pour éviter la cavitation côté tige en rentrée de tige, on place côté fond une soupape d’équilibrage 1V2 à pilotage interne, tarée à une pression supérieure à celle créée sous le poids de la charge (ici sous 4000 daN avec une section de 78,54 cm², une pression de 51 bar est créée, on prendra 2V1 tarée à 60 bar). Si on fait l’équilibre du piston :

P1*S1-P2*S2-F=0 avec P1 = 60 bar

on trouve P2 = 18 bar donc il n’y a pas de cavitation coté tige.

0P1

1A

4000 kg

1V2

60 Bar

0V1

100 Bar

S1=78,54 cm²

S2=40,06 cm²

P1

P2

1V1

1V1-B1V1-A

Exemple : Valve d’équilibrage à pilotage externe.

Pour ce circuit, en rentrée de tige la charge est motrice. Pour éviter la cavitation côté tige en rentrée de tige, on place côté fond une soupape d’équilibrage 1V2 à pilotage externe de rapport de pilotage de 3 relié coté tige du vérin, tarée à une pression de 60 bar. Il n’y a donc pas de cavitation coté tige, car il faut 3* bar pour ouvrir 1V2 et générer la rentrée de tige. Si la tige sort trop vite, la pression P2 chute, 1V2 se ferme et arrête le mouvement. La pression augmente alors et quand P2 est à 3 bar, alors le mouvement peut recommencer.

*voir l’application numérique :

0P1

1A

4000 kg

1V2

60 Bar

0V1

100 Bar

S1=78,54 cm²

S2=40,06 cm²

P1

P2

1V1

1V1-B1V1-A

Application numérique :

Pression due à la charge, 4000 / 78,54 = 51 bar ⇒ Pc = 51 bar

Pression de tarage : 1,2 fois la pression due à la charge, soit 1,2 * 51 ≈ 60 bar ⇒ Pr = 60 bar

La pression de pilotage à l’ouverture Ppil = P2 avec PvNp

PcPrPpil +

−=

En prenant Pv = 0 bar et avec Np = 3, ⇒ Ppil = 3 bar.



SOUPAPE DE RÉDUCTION DE PRESSION. Il est parfois nécessaire, dans une partie du circuit, de maintenir la pression à une valeur déterminée, lorsque la pression amont dépasse cette valeur. La soupape de réduction de pression est l'appareil qui réalise cette fonction.

La soupape de réduction de pression est normalement ouverte au repos : c'est la pression aval qui commande son fonctionnement.

Tant que la pression amont n'est pas égale à la pression de consigne Pc, la soupape ne fonctionne pas et la pression aval a la même valeur que la pression amont.

Lorsque la pression amont dépasse la valeur de consigne, la pression aval qui tend également à dépasser cette valeur, commande la fermeture progressive de l'appareil; cet étranglement provoque une perte de charge qui maintient la pression aval à la valeur de consigne Pc. L'appareil maintient la pression aval à la valeur de consigne tant que la pression amont dépasse cette valeur et quelles que soient ses variations au-delà de cette valeur.

S'il n'y a plus de débit en aval, la soupape reste fermée tant que la pression aval se maintient à la valeur de consigne.

Lorsqu'on inverse le débit, une élévation de pression dépassant la valeur de consigne ferme l'appareil. Pour permettre la libre circulation du débit, il est nécessaire de placer un clapet anti-retour aux bornes de l'appareil. Il est souvent incorporé.

Réducteur de pression piloté 2 voies.

Pour des débits de fluide plus importants, on utilise des réducteurs de pression pilotés. La valve de pilotage 1 est un limiteur de pression à commande directe. La valve principale 2 à un piston qui garantit un débit libre de B vers A dans la position de sortie.

La pression de sortie désirée est réglée sur le ressort 3 de la valve de pilotage.

P amont

P aval

P



La pression en A agit sur la face inférieure du piston et, par la canalisation de pilotage 4 et des gicleurs 5 et 6 sur le clapet de pilotage 7, derrière le ressort du piston principal. Aussi longtemps que la pression d'entrée est inférieure à la pression réglée, le tiroir principal reste dans la position ouverte par l'intermédiaire du ressort 8. Lorsque la pression en A atteint la valeur réglée, la valve de pilotage s'ouvre et du fluide de pilotage s'en écoule. La perte de charge en résultant laisse monter le tiroir principal vers le haut dans le sens de la fermeture.

Il ne s’écoule plus que la quantité de fluide vers la sortie de la valve, pour que la pression en A ne soit pas dépassée. Si le récepteur ne prélève pas de fluide, le tiroir principal est fermé. Pendant la fonction de réglage, le fluide s’écoule constamment à travers la valve de pilotage vers le réservoir.

Dans le sens d’écoulement de A vers B, le clapet anti-retour a un débit libre.

Réducteur de pression piloté 3 voies.

Lorsque le récepteur est soumis à des forces mécaniques extérieures, le modèle de réducteur de pression standard ne suffit plus pour maintenir une pression en aval dans des tolérances acceptables. Il faut, pour cela, aménager la possibilité de décomprimer la pression allant vers le récepteur A cet effet, on se sert d'un limiteur de pression, taré légèrement au dessus de la pression du réducteur. Cette association d'une valve de limitation et de réduction de pression peut facilement être réalisée dans le corps d'un réducteur de pression 3 voies. Dès que la pression du récepteur croît, le tiroir de la valve interrompt dans un premier temps la liaison entre la pompe et le récepteur et, quasiment en même temps, met ce dernier en liaison avec le réservoir

La figure, ci-contre, représente une telle valve en version commande directe.



REMARQUES SUR L’INSTALLATION. (Recommandations « ROMHELD-France® »)

CORRECT INCORRECT CAUSES

LP

A

?

LP

A

?

Distributeur à tiroir. Toute fuite sur un distributeur à tiroir doit être compensée par un réducteur à clapet. Un jeu annulaire sur le siège est toujours existant, ce qui est cause de fluctuations de la pression, et éventuellement de détériorations par l’accumu-lation d’impuretés. Usure plus importante.

LP

A

?

LP

A?

Valve à clapet. Danger de temps de réponse trop long si les pressions réglées sont inférieures à 200 bar.

LP

A

?

LP

A

?

Limiteur de débit. Fort étranglement et basse pression de réglage provoquent la fermeture du réducteur de pression à clapet à l’exception d’un petit jeu annulaire. Par conséquence, il y a un point d’étranglement non défini et éventuellement des accumulations d’impuretés qui empêchent une fermeture hermétique. Danger de détérioration du siège.



CORRECT INCORRECT CAUSES

LP

A

?

LP

A

?

Valve de séquence. D’une basse pression de réglage et d’une différence minime par rapport à la pression résulte les mêmes inconvénients que sur les étrangleurs.

LP

A

LP

A

Manomètre. Un manomètre est indispensable pour assurer la précision de réglage de pression. Lors du projet, il faudra prévoir au moins un raccord « minimess » pour le manomètre.



Exemple : Limiter la pression dans un actionneur. :

Dans ce circuit, la soupape de réduction de pression 2V1 est tarée (pression de commande) à 50 bar, tandis que le limiteur de pression à pilotage interne est taré à 100 bar.

0P1

0V1

100 Bar

1V1

1V1-B1V1-A

2V2

2V2-B2V2-A

1A 2A

2V1

50 Bar100 barmaxi

50 bar maxi

En utilisation, les bobines 1V1-A et 2V2-A sont alimentées, les distributeurs 1V1 et 2V2 sont en position flèches parallèles. Si la pression du circuit est inférieure à 50 bar (par exemple 30 bar), alors 1A et 2A travailleront à 30 bar. Mais si la pression nécessaire pour le vérin 1A est supérieure à 50 bar, alors 2A ne travaillera qu’à 50 bar. La pression de travail maxi de 1A est de 100 bar.

Remarque : Pilotage des soupapes de réduction de pression.

Soupapes de réduction 2 voies 1V1

Po

A B

Y Pr = 0Ppil

• Tarage du ressort : mini.

• Réglage de pression par le limiteur de pression.

Permet en cas de surpression en B une décharge par le limiteur de pression sans

influence en A. ⇒ Ppil = Po

Soupapes de réduction 3 voies

A B

X R

1V2

Pr

Po

Ppil

La pression de tarage est donnée par le ressort plus par le tarage du limiteur de pression.

⇒ Ppil = Pr + Po



Réducteur de pression piloté 2 voies. Doc.



Réducteur de pression piloté 3 voies. Doc.

La valve de type DR1 est un réducteur de pression à action directe en version à 3 voies. En position initiale, la valve est ouverte et le fluide hydraulique peut s‘écouler librement du conduit P vers le conduit A. La pression dans le conduit A agit simultanément par la conduite de commande (6) sur la face du tiroir à l‘encontre du ressort de compression (3). Si la pression dans le conduit A dépasse la valeur de tarage du ressort de compression (3), le tiroir de commande (2) se met en position de réglage et maintient la pression de réglage dans le conduit A à une valeur constante. L’huile de commande viennent en interne par la conduite de commande (6) du conduit A. Si la pression dans le conduit A continue à augmenter sous l‘effet de forces externes agissant sur le récepteur, le tiroir de commande (2) continue à se déplacer à l‘encontre du ressort de compression (3), ce qui a pour effet de mettre le conduit A en liaison avec le réservoir par l‘arête de commande (8) du tiroir de commande (2). Le fluide hydraulique s‘écoule alors vers le réservoir jusqu‘à ce que la pression ne puisse plus augmenter. Le retour de l‘huile de drainage du logement de ressort (7) se fait toujours en externe par le conduit T (Y). Pour assurer un libre retour du conduit A vers le conduit P, on peut monter, au choix, un clapet anti-retour (5). Un raccord manométrique (1) permet le contrôle de la pression secondaire.



SSOOUUPPAAPPEE OOUU VVAALLVVEE PPAARRAACCHHUUTTEE..

Cet appareil est utilisé en sécurité à manque de pression.

Son rôle est de « geler », le récepteur en position en cas de rupture de tube ou de flexible.

Il devra pour assurer sa fonction être flasqué directement sur le vérin.

Le clapet parachute est constitué d'une bille 1 et d'un ressort 2 ajustés à l'intérieur d'une cartouche à visser 3. Le corps de la cartouche est muni de deux ouvertures fraisées E et d'un double siège S1-S2. L'orifice P2 venant de la pompe arrive côté ressort. L'orifice P1 côté bille est branché sur le récepteur.

En cas de rupture de tube (entre P2 et SE par exemple) la différence de pression entre P1 et P2 augmente puisque la pression P2 tend à zéro.

Lorsque ∆P entre les deux orifices atteint le tarage du ressort 2, la bille 1 se déplace et vient s'appliquer sur le siège S2. Le vérin s’immobilise « gelé » sans fuite.

Le clapet parachute devra être réglé pour un débit de fermeture toujours supérieur au débit maximum requis pour le fonctionnement du vérin, sinon il y aurait fermeture intempestive du clapet.

On devra également tenir compte de la viscosité du fluide qui influence sensiblement la perte de charge qui s’oppose au ressort 2.

Si l’on souhaite descendre la charge après rupture du tube, un moyen de manutention extérieur à l’équipement est nécessaire.

Pour cette raison, certains constructeurs munissent l’anti-retour 1-2 d’un ajustable permettant de descendre doucement la charge.

Une autre solution consiste à adapter cet ajustable en dérivation dans un bloc isolé par une vanne manuelle.



Schématisation.

La valve parachute est utilisée dans les systèmes hydrauliques pour assurer la sécurité des vérins simple effet en cas de rupture des tuyauteries flexibles. Elle est composée essentiellement d'un corps (1), d'un clapet (9), d'un ressort (10) et d'une vis de réglage (5).

Fonctionnement :

L'orifice (A) est raccordé coté distributeur, et l'orifice (B) coté vérin, en rigide. Le montage d'un organe de régulation du débit est obligatoire entre la valve parachute et le distributeur. La tuyauterie flexible sera montée entre la valve parachute et l'organe de régulation du débit.

En fonctionnement normal, la valve parachute est passante dans les 2 sens.

S'il y a rupture de tuyauterie flexible, le débit de (B) vers (A) augmente et la perte de charge crée par ce dernier, repousse le clapet (9) contre son siège. La valve est fermée. Le jeu entre le clapet et son siège est réglable au moyen de la vis (4). Plus le jeu est petit, plus la perte de charge entre (B) et (A) sera grande, et de ce fait plus le débit de fermeture du clapet sera petit

.

12



VALVE DE RÉGULATION (document « QUIRI® »). Schéma :

Détail :

La valve de régularité permet de contrôler la vitesse d'une charge lorsque celle-ci tend à devenir motrice et à entraîner le récepteur (vérin ou moteur hydraulique). Elle se monte du côté où la charge est à équilibrer si possible flasquée sur le récepteur pour des raisons de sécurité. Elle se compose, d'un corps en fonte, d'un clapet anti-retour, d'un limiteur de pression, d'un tiroir de régulation à section progressive et à clapet de retenue, ainsi que d'un piston pilote.

La valve de régulation a pour fonctions :

• Assurer un mouvement régulier à vitesse proportionnelle au débit d'alimentation, indépendant des variations de charge et de température (viscosité).

• Maintenir en position la charge dès l'arrêt de la manoeuvre (fonction similaire à celle d'un clapet anti-retour piloté).

• Contrôler la charge même en cas de rupture de conduite d'alimentation lorsque celui-ci est monté directement sur le récepteur.

• Protéger le récepteur contre les surcharges accidentelles et les expansions thermiques quand il est prévu avec limiteur de pression.

• Permettre un arrêt du mouvement sans choc et un démarrage immédiat.

EXEMPLE DE FONCTIONNEMENT.

LEVAGE DE LA CHARGE. L'alimentation du vérin en levage (L) se fait directement à travers le clapet anti-retour (CA) ce qui a pour effet un démarrage immédiat.

DESCENTE DE LA CHARGE. Dès que la pression nominale de pilotage est atteinte (orifice x) le clapet de régulation à orifice variable (CR) s'ouvre et se positionne de telle sorte que la perte de charge à travers celui-ci soit égale à la pression utile pour équilibrer la charge. Ainsi la charge est contrôlée pendant toute la descente.

Dans le cas où la charge augmente (basculeur) la perte de charge créée par le clapet de régulation n'est plus suffisante, le mouvement a alors tendance à s'accélérer et de ce fait la pression en X diminue; le clapet de régulation a tendance à se fermer provoquant une augmentation de perte de charge jusqu'à un nouvel équilibre de la charge. La vitesse de déplacement du vérin est donc indépendante des variations de charge et de viscosité, elle dépend uniquement du débit d'alimentation. L'alimentation du mouvement est amortie par le freineur (G) lorsque le clapet de régulation se ferme ce qui provoque un arrêt en souplesse sans choc.

NOTA : Le clapet anti-retour (Cp) permet le pilotage immédiat du clapet de régulation, ce qui évite les surpressions au démarrage du récepteur.



Système hydraulique pour le cas d'utilisation avec changement de charge.

Doc REXROTH

Pour la commande de systèmes de basculement, de portes d'écluses, de ponts roulants, de barrières, etc ... une modification du sens de charge peut se produire sur le récepteur, c'est-à-dire que pendant le processus du mouvement, la direction de la force due à la charge s'inverse. Afin que le récepteur ne se déplace pas plus vite à cause de la charge (vitesse prévue par le débit fourni), des valves d'équilibrage (8 et 9) sont montées dans l'exemple fourni.

Les deux pompes à débit constant 1 et 2 débitent à travers les clapets anti-retour 5 et 6 dans la canalisation pression allant au distributeur 7.

A l'aide des limiteurs de pression pilotés 3 et 4, les pompes peuvent débiter au réservoir sans pression, grâce aux distributeurs montés pour le dé-pilotage des limiteurs.

Si, par exemple, le vérin 12 doit sortir, le fluide peut librement être amené par la valve de freinage 8. La valve de freinage 9 est commandée par le côté d'alimentation. Si le vérin, du fait d'une modification de charge, est plus rapide que prévu, la pression d'ouverture diminue; on dit qu'il y a tendance à caviter. Le tiroir de la valve de freinage se déplace de ce fait dans le sens de la position de fermeture et freine le vérin. La vitesse est par conséquence tenue constante indépendamment de la charge.

Les limiteurs de pression 10 et 11 servent de sécurités secondaires.



SOUPAPE DE FREINAGE.

Les soupapes de freinage sont essentiellement du même type que les soupapes de sécurité ou les soupapes de séquence auxquelles on a apporté les modifications suivantes (voir figure) :

• le tiroir principal ne comporte pas de passage interne comme les tiroirs de type standard,

• un orifice supplémentaire (F) donne accès au fluide dans la cavité située entre le tiroir principal et le piston piloté. La pression nécessaire pour soulever le tiroir principal est 10 à 20 fois plus élevée si on utilise l'orifice (D) au lieu de l'orifice (F).

Ce composent est unidirectionnel, la fonction soupape de freinage se fait de (A) vers (B), un CAR permet au fluide de passer librement de (B) vers (A).

Fonctionnement :

• Quand la charge s'oppose à la rotation du moteur hydraulique : La pression de travail agit sous le tiroir de la soupape (F) et la maintient en position ouverte. Le fluide en provenance du moteur retourne au réservoir en passant de (A) vers (B) par la soupape de freinage ouverte et le distributeur.

• Quand la charge agit dans le même sens que la rotation du moteur hydraulique : On remarque une diminution de pression dans la canalisation d'admission du moteur hydraulique, du même coup, elle entraîne une diminution de la pression dans la conduite (F). On assiste alors à la fermeture partielle de la soupape de freinage sous l’action du ressort. Cette fermeture partielle de (A) vers (B) réduit le débit retour du moteur et crée une augmentation de pression dans la canalisation (A). L’équilibre du tiroir sous l’action du ressort d’un coté et de la pression dans (A) de l’autre coté maintient le tiroir dans une position permettant le contrôle de la charge liée au moteur.

• Si on place le distributeur dans sa position centrale : La pression sur l'orifice de pilotage (F) devient nulle, ce qui permet la descente et la fermeture du tiroir principal. Dans cette position centrale du distributeur, le moteur devient une pompe hydraulique car l'inertie de la charge continue à faire tourner le moteur. Le fluide, poussé dans la canalisation (A), crée une contre pression. Il agit alors sous le tiroir pilote et maintient le tiroir de la soupape dans une position intermédiaire qui permet au fluide de circuler jusqu'au réservoir en passant par le distributeur.



RÉGULATION DE DÉBIT. En hydraulique la vitesse d’un actionneur est proportionnelle au débit qui l’alimente.

Pour contrôler sa vitesse, il faut donc contrôler la valeur de ce débit.

Différents types.

• Limiteur de débit : Il permet de maintenir à une valeur donnée le débit, si la différence de pression aux bornes de cette valve est constante (charge sur l’actionneur constante).

• Régulateur de débit : Il permet de maintenir à une valeur donnée le débit, même si la différence de pression aux bornes de cette valve varie (charges sur l’actionneur variables).

• Diviseur de débit : Il permet d’alimenter, à l’aide d’un seul générateur de débit (pompe), plusieurs actionneurs.

• Clapet anti retour : Il autorise ou interdit la circulation d’un fluide dans un sens donné.

Principe du contrôle de la valeur du débit.

On choisit un générateur de débit ayant un débit nominal constant supérieur au débit souhaité par l’actionneur et en ajustant la charge totale du circuit pour qu’elle soit égale à celle correspondant à ce débit.

On obtient ce résultat en créant dans le circuit des pertes de charges supplémentaire (étranglement) qui provoquent en amont, une augmentation de pression égale à la perte de charge due à leur traversée.

Soit un circuit comportant un vérin qui doit fournir un effort donné ; nous nous proposons de déterminer graphiquement, sur la courbe de débit utilisable, le point de fonctionnement du circuit. Le générateur du circuit est à débit constant, de valeur nominale QN.

0P1

1V1-B1V1-A

1V1

0V1

1A

0Z1



Détermination du point de fonctionnement.

a) Fonctionnement à vide :

Lorsque le récepteur (vérin) fonctionne à vide, on peut lire une valeur PV sur le manomètre 0Z1 ; c'est la valeur de la pression à vide du circuit. Elle sert à vaincre :

• les résistances mécaniques du récepteur,

• les pertes de charge du circuit. Si, par un moyen approprié, on fait varier le débit dans le circuit de la valeur Q = 0 à la valeur QN, on lit les différentes valeurs correspondantes de la pression, à vide. On constate que ces valeurs croissent avec le débit : elles correspondent :

• aux résistances mécaniques du récepteur qui restent constantes,

• aux pertes de charge du circuit qui croissent comme le carré de Q.

En reportant sur le graphique du débit utilisable du circuit les points correspondant à chaque

couple de valeur (Q, PV), on obtient la courbe CV, appelée courbe de charge à vide du circuit. Cette courbe rencontre la courbe de

débit utilisable QU au point V qui est le point de fonctionnement à vide du circuit.

Diagramme de fonctionnement d’un circuit.

• CV : courbe de charge à vide.

• C : courbe de charge totale.

• ∆PU : variation de pression demandée par l’actionneur.

b) Fonctionnement en charge

Pour chaque valeur du débit, les résistances mécaniques de l’actionneur (vérin) et les pertes de charge du circuit sont données par l'ordonnée des points correspondants de la courbe de charge à vide. Pour une charge donnée, la variation de pression demandée par le récepteur ne dépend que de la résistance rencontrée par celui-ci ; dans ce cas, elle est constante quel que soit le

débit. Ainsi on obtient la courbe de charge totale C du circuit en translatant la courbe de charge à vide d'une quantité égale à la variation de pression demandée par le récepteur.

Le point de fonctionnement M du circuit se trouve à l'intersection de la courbe de débit utilisable et de la courbe de charge totale du circuit. La pression correspondante est la pression de travail du circuit.

La pression de travail du circuit est égale à :

• PT = pertes de chargé du circuit + résistances mécaniques du récepteur + variation de pression pu demandée par l’actionneur (vérin).

On peut noter que le débit utilisable varie peu tant que le point de fonctionnement du circuit reste sur la portion QN-L de la courbe de débit utilisable, c'est à dire tant que la pression de travail est inférieure à la pression d'ouverture P0 du limiteur de pression du circuit. Lorsque, au contraire, le point de fonctionnement se trouve sur la branche L-PT, le débit utilisable varie beaucoup ; cela se traduit par une variation importante de la vitesse de travail du récepteur.



Rappel : Relation « débit-pression ». L’équation de BERNOULLI nous donne pour un étranglement la relation suivante :

²V..21gzP²V..

21gzP 222111 ρ+ρ+=ρ+ρ+

en Système International

Q S

∆ P

• P1 et P2, pressions en 1 et 2 ;

• V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ;

• ρ = masse volumique de l’huile, g = accélération due à la pesanteur ;

• z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ;

• D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2

Avec Q1 = V1 . S1 et Q2 = V2 . S2, ici Q1 = Q2 = Q, et en écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression :

ρ∆= P.2

.S.cQ 2 avec en plus ; c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75).

On peut aussi écrire cette relation sous la forme : P.KQ ∆= avec ρ

=2

.S.cK

Section équivalente de 2 étranglements montés en série et en parallèle.

- Montage en parallèle :

Q = Q1 + Q2 et ∆P = ∆P1 = ∆P2

1P.1S.K1Q ∆= , 2P.2S.K2Q ∆=

ö P).2S1S.(KQ ∆+=

avec P.Séq.KQ ∆=

ö Séq = S1 +S2

Q

S2S1

Q2Q1

∆ P

2

∆ P

1

Q

Séq ∆ P

- Montage en série :

Q = Q1 = Q2 et ∆P = ∆P1 + ∆P2

1P.1S.K1Q ∆= , ö ²1S².K

²1Q1P =∆

2P.2S.K2Q ∆= , ö ²2S².K

²2Q2P =∆

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +=∆+∆=∆

²2S

1

²1S

1.

²K

²Q2P1PP

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +

=∆²2S².1S

²2S²1S.

²K

²QP ö P.

²2S²1S

2S.1S.KQ ∆⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

+=

avec P.Séq.KQ ∆=

ö ²2S²1S

2S.1SSéq

+=

S2

S1

Q

Q2

Q1

∆ P

1∆

P2

∆ P

Q

Séq ∆ P

Q1

P1 D1

Q2

P2 D2

1 2



LIMITEUR DE DÉBIT. Le limiteur de débit (étrangleur) est un appareil qui permet de réaliser, au point où il est placé, un étranglement réglable ou non. Le sens de circulation du fluide dans un étrangleur est indifférent. Il existe deux catégories d'étrangleurs : les uns sensibles à la viscosité, les autres insensibles à la viscosité ; ces dernier se caractérisent par une largeur d'étranglement nulle, et de section non réglable ou réglable. Ils se représentent par des symboles différents.

Limiteur de débit sensible à la viscosité Limiteur de débit insensible à la viscosité

Principe de fonctionnement. Un étrangleur provoque dans le circuit une augmentation des pertes de charge, proportionnelle au carré du débit qui le traverse. Toutes les courbes de charge sont modifiées et deviennent C'V et C'M. Le point de fonctionnement s'est déplacé de M en M', dans la partie de la courbe QU correspondant au fonctionnement du limiteur de pression. Le débit utilisable est tombé à la valeur ou et la différence de débit QM - QU est dérivée au réservoir à travers le limiteur de pression.

Le placement d'un étrangleur dans un circuit à

générateur à débit constant provoque une élévation de la pression de travail suffisante pour créer à travers le limiteur de pression une fuite fonctionnelle qui réduit le débit utilisable à la valeur désirée.

Modification des courbes de charge à vide et totale par un étrangleur placé dans le circuit.

Dans ces conditions, le rendement du circuit diminue, en effet :

• la puissance restituée au récepteur diminue d'une quantité égale à (QM - QU) * ∆P.

• la puissance absorbée augmente de la quantité (PM – PM’) * QM.

On peut vérifier que les pertes dans le circuit sont plus importantes ; en effet :

• les fuites internes ont augmenté avec la pression de travail.

• il s'est produit une fuite fonctionnelle à travers le limiteur de pression.

• l'étrangleur provoque une perte de charge supplémentaire.

Limites d'emploi. Reprenons le graphe de fonctionnement d'un circuit avec étrangleur sur lequel les courbes de charge sont CV et CM.

Lorsque la charge de l’actionneur varie,la courbe de charge totale CM se déplace en C’M par suite de l'augmentation de la charge de l’actionneur, on constate une diminution du débit ; la perte de charge dans l'étrangleur a diminué avec le débit le traversant, mais insuffisamment pour compenser l'augmentation de charge de l’actionneur. Lorsque la courbe de charge totale CM se déplace en C"M. par suite de la diminution de la charge de l’actionneur, on constate de la même façon une augmentation du débit. Si cette diminution est importante, la nouvelle pression de travail qui s'établit peut être inférieure à la pression d'ouverture du limiteur. Il n'y a plus alors de réduction du débit.

Variation du débit avec la charge de l’actionneur.



Généralités. Comme leur nom l'indique, les appareils de réglage du débit sont des soupapes hydrauliques qui influent particulièrement sur le débit. On les utilise pour commander la vitesse de travail des vérins et moteurs hydrauliques.

Pour les limiteurs de débit, le débit dépend de la différence des pressions en aval et en amont de l'étranglement. En cas de fluctuations de la pression d'entrée ou de la contre pression, la différence de pression à l'étranglement varie, ce qui entraîne également une variation de débit. L'emploi des limiteurs de débit n'est donc possible que si les pressions varient peu ou lorsqu'on tolère - ou même souhaite - une vitesse de piston dépendant de la résistance de charge. C’est à dire que plus la charge sur l’actionneur augmente, plus la vitesse diminue.

Le retour d'un vérin ne devant généralement pas être étranglé, les limiteurs de débit sont souvent combinés avec des clapets de non-retour appropriés qui génèrent souvent des pertes de charge très importantes.

Application.

0P110 l/min

1V1-B1V1-A

1V1

1A200.00 mm22.00 mm32.00 mm

0Z1

1Z21Z1

0V1

120.00 Bar

S1 S2 FsVs

1V2

4 l/min

Hypothèses :

On négligera les pertes de charge et les débits de fuite.

Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie :

Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée :

Vr = 0,4 m/s.

Étude en sortie de tige. Le limiteur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par le limiteur de pression 0V1. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de 120 bar.

Cas A : l’effort Fs est faible. Si Fs = 160 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 20 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. On règle le limiteur de débit 1V2 à 4 l/min, nous avons donc :

K.10100.K20120.KP.KQA ==−=∆=Cas B : l’effort Fs est important. Si Fs = 800 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 100 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. Le limiteur de débit 1V2 est toujours réglé à 4 l/min, nous avons donc :

K.5,420.K100120.KP.KQB ==−=∆=Comme K reste constant, alors QA ≠ QB, ce qui montre que QB < QA, c’est à dire que la vitesse de sortie sous charge est plus faible (ici ≈ la moitié) que la vitesse de sortie sans charge. .



Principe du contrôleur de la valeur du débit.

On choisit un générateur de débit constant ayant un débit supérieur au débit souhaité pour l’actionneur.

Montage en série (montage le plus utilisé).

0P1

0V11V1-B1V1-A

1V1

1V2 1V3

1A

A

B

A

B

Soit le vérin 1A (avec k = S2/S1), 1V2 et 1V3 sont des étranglements (limiteurs de débit) taré à Q2 et Q3 placés entre le distributeur et l’actionneur pour contrôler le débit dans les deux sens, ce qui permet un effet de retenue qui évite la cavitation en cas de charge motrice dans le sens du mouvement.

Phases 1V1-A 1V1-B 1V2 1V3

Repos 0 0 0 0

Sortie 1 0 CAR (BsA) Q3 (AsB)

Rentrée 0 1 Q2 (AsB) CAR (BsA)

Bobine : 0 = non alimentée ; 1 = alimentée.

Le débit de la pompe QP étant supérieur à k.Q2 et à 1/k.Q3, alors le limiteur de pression 0V1 est ouvert et laisse passer le débit complémentaire à la pression d’ouverture de 0V1.

Il existe aussi des montages ou les étranglements sont inversés et des montages ou les deux étranglements sont « tête bêche »sur une même ligne pour contrôler le débit dans les deux sens.

Freinage sur l’alimentation Freinage sur retour



Montage en dérivation.

0P1

1V1-B1V1-A

1V1

0V1

1A

1V2

A

B

Ce montage permet d’évacuer l’excédent de débit vers le réservoir en sortie de tige. La perte de charge dans l’étrangleur est égale à la pression qui s’établit à l’entrée du récepteur 1A (côté fond). Le limiteur de pression 0V1 reste fermé.

Montages permettant de commander un débit.

0P1

0V1

1V1-B1V1-A

1V1

1A

1V3

1V2-A

1V2

Ce montage permet de commander, avec 1V2-A, deux débits lors d’un déplacement de 1A, ce qui permet d’obtenir deux vitesses

différentes.

0P1

0V1

1V1-B1V1-A

1V1

1A

1V3

1V2-A

1V2

P

Ce montage permet de commander, avec 1V2-A, deux débits lors d’un déplacement de 1A, ce qui permet d’obtenir deux vitesses différentes.

Remarque : Il faut faire attention et calculer en fonction de la charge, la pression dans les chambres coté fond et coté tige du vérin. Dans certain cas, ces solutions provoquent des pressions très importantes (supérieur à Po) coté tige.



Limiteur de débit : débit jusqu’à 10 l/min. Doc :

Le limiteur de débit à un sens avec clapet anti-retour permet un réglage précis d'un fluide hydraulique, ainsi qu'un retour libre (non étranglé) dans le sens opposé.

Le fluide peut s'écouler librement par le clapet anti-retour incorporé.

Il se compose essentiellement d'un corps, d'un élément de réglage avec une vis de blocage, et d'un clapet anti-retour.

En tournant le bouton de réglage vers la gauche, le plongeur à étrangleur augmente la section de passage jusqu'à sa pleine ouverture.

En tournant le bouton de réglage vers la droite, le plongeur à étrangleur diminue la section de passage jusqu'à fermeture sans fuite.

Sur le bout du plongeur est monté un vernier couleur pour le réglage répétitif.

La sûreté de réglage se fait par une vis de blocage.

Le débit est influencé par la variation de viscosité de l'huile ainsi que par la variation de pression de service.

Limiteur de débit CETOP 3. Ils peuvent être simple ou double. Doc :

Deux étrangleurs réglables, placés symétriquement limitent les débits dans un sens et permettent un retour libre dans le sens inverse par des clapets anti-retour.

Le fluide dans la canalisation A pousse le piston (16) contre la vis de réglage (15) et passant par la section d'étranglement (fraisages en "V" sur le piston (6) arrive en A1. L'huile refoulée depuis le récepteur s'écoule librement par le piston 5 de B1 vers l'orifice B.

Pour modifier la vitesse d'un actionneur (limitation du débit principal), le double étrangleur avec clapet anti-retour est monté entre le distributeur et l'embase.

Limitation du débit de pilotage.

Sur des distributeurs pilotés, le double étrangleur avec clapet anti-retour peut être utilisé comme temporisation (limitation du débit de pilotage). Il est alors monté entre la valve de pilotage et la valve principale.



RÉGULATEUR DE DÉBIT À DEUX VOIES. Un simple étrangleur ne permet pas de conserver constante la vitesse d'un récepteur dont la charge varie au cours du fonctionnement. Pour y parvenir, il faut utiliser un nouvel appareil à étranglement, le régulateur de débit. Les figures représentent son symbole suivant qu’ils sont sensibles ou insensibles à la viscosité, ce symbole se distingue de celui de l'étrangleur par la présence d'un cadre en trait plein et de la flèche qui indique le sens de débit sur lequel le régulateur a une action.

Régulateur de débit sensible à la viscosité Régulateur de débit insensible à la viscosité

Principe de fonctionnement. Reprenons, le diagramme qui nous a permis d'expliquer l'action d'un étrangleur sur un circuit. CV et CU sont les courbes de charge à vide et totale du circuit, qui viennent en C'V et C'M après montage d'un étrangleur.

Nous avons constaté les phénomènes suivants

• lorsque le point de fonctionnement M' ne varie pas, la perte de charge aux bornes de l'étrangleur, représentée par B'-D', reste constante ;

• lorsque la charge de l’actionneur, représentée par D'-M', varie, le point M' se déplace et le débit varie, entraînant une variation de même sens de la perte de charge B'-D' à travers l'étrangleur, insuffisante pour compenser la variation de charge de l’actionneur.

Cette compensation ne peut s'obtenir que par l'emploi d'un second étrangleur variable. C'est ce qui est réalisé dans le

régulateur de débit à deux orifices (voies). On y trouve :

• l'étranglement calibré Ec, servant au contrôle du débit : il est traversé par un débit rigoureusement constant lorsque la perte de charge qui s'établit à ses bornes reste constante ;

• l'étranglement variable Ev, réalisé par un tiroir soumis aux pressions qui règnent de part et d'autre de Ec, l'action d'un ressort s'ajoutant à celle de la pression la plus faible.

Ce tiroir occupe une position d'équilibre stable, tant que la résistance du ressort équilibre la différence entre ces deux pressions. Cette différence, égale à la perte de charge à travers l'étranglement calibré Ec, est alors constante ; il en est de même pour le débit qui le traverse. Lorsque la charge de l’actionneur varie, la variation de la différence de pression aux bornes de Ec rompt l'équilibre du tiroir. Celui-ci se déplace alors jusqu'à une nouvelle position d'équilibre obtenue lorsque la variation de perte de charge à travers Ev a entièrement compensé la variation de charge de l’actionneur.

Diagramme d’action d’un étrangleur sur un circuit.

Coupe schématique d’un régulateur de débit.

EcEv

Représentation symbolique détaillée d’un régulateur de débit.



La dissymétrie de construction du régulateur de débit explique qu'il ne puisse fonctionner que pour un seul sens de circulation du fluide ; c'est pourquoi il est monté avec un clapet anti-retour interne. Ce clapet anti-retour interne. génère souvent des pertes de charge très importantes. Il est souvent préférable d’ajouter un clapet anti-retour externe calibré à la valeur du débit de B vers A.

A B

1V2

1V1

Généralités. Lorsqu’il est nécessaire que la vitesse de la tige d’un vérin ou d’un moteur hydraulique soit indépendante de la charge, on a recours à un régulateur de débit. En principe, celui-ci est constitué de deux soupapes d'étranglement montées en série. La résistance d'écoulement de l'une des soupapes d'étranglement (balance de pression différentielle) varie automatiquement en fonction des conditions de pression extérieures, de sorte que la différence de pression à l’autre soupape (limiteur de débit) est maintenue constante. Il en résulte que, pour, une valeur de tarage déterminée de l'étranglement de mesure, le débit est également constant.

Fonctionnement.

Le débit est constant à condition que la chute de pression à l'étranglement du limiteur de débit | soit constante. C'est pourquoi on monte en amont de celle-ci une balance de pression ~ de section S. Cette balance de pression est soumise, d'un côté, à la pression P2 (en amont du limiteur de débit | et, de l'autre côté, à la pression P3 (en aval du limiteur de débit |. La poussée d'un ressort sur le côté soumis à la pression P3 compense la différence de pression entre P2 et P3, de sorte que la balance de pression ~ est maintenue en position d'équilibre.

Lors de fluctuations de la pression d'entrée ou de la contre-pression (P1 ou P3), la position d'équilibre varie. Le déplacement de la balance de pression ~ provoque le réglage de la section d'écoulement du régulateur de différence de pression, de manière que la variation de la chute de

pression ∆P1-2 corresponde à la variation ∆P1-3. Il en résulte que la chute de pression ∆P2-3 aux bornes du limiteur de débit | demeure constante.

En considérant du point de vue purement statique les conditions de pression au régulateur de débit, on a l'égalité suivante : P2.S = P3.S + Fressort ö S. (P2 - P3) = Fressort ö

S. ∆P2-3 = Fressort ö ∆P2-3 = Fressort / S = constante. Durant le processus de régulation, la variation de la force de ressort est négligeable étant donné la faible rigidité du ressort pour un déplacement total de quelques mm.



Saut au démarrage et sa compensation. En l'absence d'écoulement dans le régulateur de débit, la section d'étranglement de la balance de pression est complètement ouverte. A l'entrée en jeu du système, la balance de pression doit d'abord prendre sa position d'équilibre, un flux important s'écoule donc momentanément en provoquant un saut de démarrage.

Pour compenser ce phénomène, on peut, en utilisant un montage approprié, faire débiter le régulateur au préalable.

On a également la possibilité de limiter le déplacement de la balance de pression au moyen d'une vis de butée réglable (limitation de course).

Application.

0P110 l/min

1V1-B1V1-A

1V1

1A200.00 mm22.00 mm32.00 mm

0Z1

1Z21Z1

0V1

120.00 Bar

S1 S2 FsVs

1V2

4 l/min

Hypothèses :

On négligera les pertes de charge et les débits de fuite.

Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie :

Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée :

Vr = 0,4 m/s.

Étude en sortie de tige. Le régulateur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par le limiteur de pression 0V1. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de 120 bar.

Cas A : l’effort Fs est faible.

Si Fs = 160 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 20 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses.

On règle le régulateur de débit 1V2 à 4 l/min.

P.KQQmin,/l4Q Aàpasobéit'nAA ∆= =

Cas B : l’effort Fs est important.


Le régulateur de débit 1V2 est toujours réglé à 4 l/min.

P.KQQmin,/l4Q Bàpasobéit'nBB ∆= =

QA = QB, c’est à dire que la vitesse de sortie sous charge est la même que la vitesse de sortie sans charge. .

Exemples de montage.

Idem que pour les limiteurs de débit, avec en plus la régulation du débit constante quelque soit la charge sur l’actionneur.



Régulateur de débit CETOP 3 : Doc :

Le régulateur de débit se compose essentiellement d'un corps (1), d'un élément de réglage (3), d'un boisseau d'étranglement (5), d'un piston différentiel (11), ainsi que d'un clapet anti-retour (10). L'étranglement du débit de fluide de B vers A se fait sur la section d'étranglement qui est déterminée par la rotation du boisseau incurvé (5).

Pour maintenir le débit de fluide constant, indépendamment de la pression, un piston différentiel (11) est monté en amont.

L'indépendance de la température résulte de la forme de l'étrangleur.

Le retour libre de A vers B se fait par le clapet anti-retour (10).



Remarque : Les limiteurs ou régulateurs de débit sont des composants TOR, c’est à dire que la valeur de tarage du composant ne peut être modifié que par un réglage mécanique sur ce composant.

Si l’on veut plusieurs valeurs de débit, on peut monter des limiteurs ou régulateurs de débit en parallèle commandés par des distributeurs.

La commande des 3 distributeurs permet d’obtenir 7 paliers de débit.

Description de fonctionnement d’un régulateur de débit type 2FRM :

Le 2FRM10 est donc une valve de débit à 2 voies, permettant de maintenir un débit à une valeur constante avec une faible influence de la pression et de la température. Il se compose donc essentiellement d’un corps (1), d’une douille d’étranglement (2), d’une balance de pression (3), d’une limitation de course en option (3.1) (pas de limitation de course dans notre cas), d’un clapet anti-retour (4), d’un élément de réglage (5). L’appareil régule dans le sens A vers B un débit dont la valeur est déterminée par la section d’étranglement (9). La section d’étranglement est réglée par le boisseau (10), commandé mécaniquement par l’élément (5).

La balance de pression (3) montée sur l’alimentation maintient le débit constant à l’étranglement (9), indépendamment de la pression. Le débit est quasiment indépendant de la température du fluide grâce à la forme de l’étranglement en paroi mince. Dans le sens B vers A l’ensemble d’étranglement est shunté par le clapet (4).



RÉGULATEUR DE DÉBIT À TROIS VOIES. Un troisième orifice est relié au réservoir.

L’étrangleur variable Ev est en dérivation vers le réservoir, donc l’extraction de débit excédentaire se fait à travers l’étranglement variable, avant l’étrangleur calibré Ec et non plus à travers le limiteur de pression qui protège la pompe.

La pression qui s’établit à l’entrée du régulateur de débit est égale, aux pertes de charge du circuit près, à la charge de l’actionneur augmentée de la perte de charge à travers l’étranglement variable Ev.

Lorsque la charge de l’actionneur varie, cette pression varie, et il est alors nécessaire de modifier la valeur de l’étranglement variable Ev pour que le débit évacué vers le réservoir reste égal au débit excédentaire : cette modification se produit comme sur le régulateur de débit à deux voies, sous l’action de la variation de la différence des pressions aux bornes de l’étranglement calibré Ec.

Le limiteur de pression L incorporé permet de limiter la pression en aval du régulateur de débit à trois orifices et par conséquent la pression en amont du régulateur de débit, qui remplit aussi un double rôle :

• Réguler le débit.

• Limiter la pression. Représentation symbolique

Coupe schématique d’un régulateur de débit à 3 voies.

EcEv

L

Représentation symbolique détaillée d’un régulateur de débit à 3 voies

Application.

0P110 l/min

1V1-B1V1-A

1V1

1A200.00 mm22.00 mm32.00 mm

0Z1

1Z21Z1

0V1

120.00 Bar

S1 S2 FsVs

1V2

4 l/min

Hypothèses :On négligera les pertes de charge et les débits de fuite.

On suppose que la perte de charge intrinsèque du régulateur de débit à 3 voies (1V2) est de 15 bar.

Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie : Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée : Vr = 0,4 m/s.

Étude en sortie de tige. Le régulateur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par la troisième voie de 1V2. Le limiteur de pression 0V1 reste fermé. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de la pression due à la charge plus la perte de charge intrinsèque de 1V2.

Cas A : l’effort Fs est faible.


La pression à la sortie de la pompe (0Z1) est de 35 bar.

Cas B : l’effort Fs est important.

Si Fs = 800 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 100 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses.La pression à la sortie de la pompe (0Z1) est de 115 bar



SOUPAPE DE DÉCÉLÉRATION. Les valves de décélération servent au ralentissement ou à l'accélération hydraulique et progressive de masses en mouvement.

Elles sont toutes constituées d'un tiroir, coulissant dans un corps sous l'action d'une came portée par le récepteur.

On peut classer les soupapes de freinage en deux catégories suivant la nature de la liaison interne en position repos :

• les soupapes normalement ouvertes ;

• les soupapes normalement fermées. Les soupapes normalement ouvertes sont les plus courantes; leur fermeture provoque le ralentissement du vérin.

Les soupapes normalement fermées doivent être maintenues ouvertes pour permettre le mouvement du vérin : la came doit avoir une forme particulière. Lorsque la came libère le tiroir, le vérin s'immobilise: elle assure alors !e verrouillage de la position du vérin.

Fonctionnement. Position: fermé au repos.

• avec clapet anti-retour.

• avec étrangleur sur débit principal.

• avec étrangleur débit secondaire. Symbole:

Dans un carter 1, le boisseau d'étranglement 2 est repoussé par le ressort 3 vers la gauche. Suivant l'exécution du boisseau, l'écoulement de A vers B dans la position de rappel par ressort est ouvert, comme représenté dans le schéma en coupe, ou fermé.

Fonctionnement de base: Le vérin, dont la vitesse est à freiner, actionne à l'aide d'une came sur la tige de piston le levier à galet 4 de la valve de décélération. Le boisseau d'étranglement est repoussé contre le ressort.

Doc :

La section de débit 5 diminue avec la course croissante du piston et la vitesse du vérin diminue. Si la liaison de A vers B est fermée, le vérin s'arrête. Il a de lui-même interrompu l'alimentation d'huile. La décélération dépend de la forme de la came sur la tige de piston.



Afin de pouvoir ressortir le vérin de sa position fermée, on peut disposer parallèlement au boisseau d'étranglement un clapet anti-retour 6. Il garantit le débit libre de B vers A. Le vérin ressort alors de sa position de sortie avec la vitesse maximale. Si la section de débit n'est pas entièrement fermée, la position fin de course du vérin est alors à limiter mécaniquement. Si, dans ce cas, on n'a pas monté de clapet anti-retour en parallèle, il en résulte une accélération lors du démarrage dans l'autre sens. La valve de décélération peut encore être équipée au choix avec un étrangleur auxiliaire 7 ou /et avec un étrangleur principal 8. A l'aide de l'étrangleur auxiliaire 7, on règle un faible débit secondaire avec le boisseau d'étranglement 2 fermé. Après fermeture du débit principal, le vérin peut alors se déplacer en "marche ralentie" vers la position fin de course à limiter mécaniquement. L'étrangleur principal 8 est une douille pourvue d'orifices radiaux. En tournant la vis de réglage 9, les orifices de la douille se déplacent en face des orifices du boisseau 2. La section de débit max. de la valve peut s'adapter au débit d'huile du circuit. Il en résulte que quel que soit le débit d'huile, toute la course de décélération reste disponible. Comme toute valve à tiroir, cette valve de décélération présente des fuites qui doivent retourner librement au réservoir par l'orifice L.

Vanne de décélération VD 40 Ces vannes ont la fonction de régulateur de flux unidirectionnels avec commande à came. Montées en ligne entre un actionneur et un distributeur pour déplacer des chariots ou des patins, elles permettent, grâce à la came, de ralentissements ou accélérations de la masse en mouvement. Un clapet anti retour interne permet le retour libre en sens contraire. Elles sont disponibles avec des orifices filetés de 1/2" BSP en entrée et en sortie. Débit maxi de 40 l/min, pression de service de 180 bar,



DIVISEUR DE DÉBIT. L'évolution des machines modernes utilisant une cinématique complexe nécessite souvent des combinaisons de mouvements indépendants et séparés. Les diviseurs de débit s'utilisent pour des applications où le débit doit être égalisé ou divisé. Le diviseur de débit permet d’alimenter, à l’aide d’un seul générateur de débit plusieurs circuits (par exemple la sortie simultanée de la tige de deux vérins identiques) dont les charges sont indépendantes.

On peut distinguer deux types :

• diviseur à tiroir,

• diviseur rotatif (volumétrique à engrenage).

Diviseur de débit à tiroir. On peut remarquer que ce type d’appareil a une certaine ressemblance avec un régulateur de débit à 3 orifices, il en diffère toutefois par :

• l’existence d’un étranglement variable sur les sorties correspondant aux circuits A et B,

• les variations inverses des étranglements sur les sorties A et B lorsque l’un augmente, l’autre diminue,

• la possibilité pour les deux sorties A et B de permettre la mise en pression des circuits qu’elles alimentent ou leur mise en décharge.

La pression à l’entrée de l’appareil est toujours supérieur aux pressions qui s’établissent à la sortie puisque les étranglement provoquent des pertes de charges de charge qui sont d’autant plus importantes que la différence de pression entre les deux sorties est plus grande. On peut faire varier les débits dirigés vers A et B en modifiant le diamètre de l’orifice calibré.



Diviseur de débit volumétrique à engrenage. Les diviseurs de débit en deux ou plusieurs éléments utilisent une liaison mécanique entre les arbres d'entraînement interne ce qui permet de maintenir un ratio constant entre les débits à travers chaque section en ligne avec la cylindrée. Les avantages les plus importants de ces produits sont : ligne modulaire, léger, haute pression et bon rendement énergétique.

Le fonctionnement théorique des diviseurs de débit rotatifs est de ne pas consommer d'énergie quand la pression d'une section est inférieure à la pression d'entrée. Cette section travaille alors en moteur en utilisant l'huile comme énergie. Cette énergie n'est pas gaspillée mais transférée par l'arbre commun aux différentes sections lesquelles travaillent en fonctionnement pompes ce qui nécessite une pression de sortie plus élevée que la pression d'entrée.

Les limiteurs de pression permettent d'ajuster l'alimentation de chaque récepteur fonctionnant en parallèle quel que soit le sens du débit. Quand les tiges de vérin sont en mouvement de sortie, il est possible qu’ils ne finissent pas leurs courses en même temps. Dans ce cas, dés qu'un vérin termine sa course en premier, la section du diviseur de débit correspondante au vérin réagit comme un limiteur de pression et l'huile va directement au réservoir jusqu'à ce que les autres vérins arrivent en position. Pendant la phase de rentrée de tige des vérins, ils ne peuvent également pas arriver en même temps. Dans ce cas, dés qu'un vérin termine sa course, dans la section du diviseur de débit correspondante au vérin réagit comme une valve anti-cavitation et s'ouvre pour permettre à l'huile de réglementer la section du diviseur.

Ces appareils présentent l’avantage de pouvoir obtenir sur une sortie une pression de travail supérieure à celle régnant à l’entrée. En effet, si une pression est nulle par exemple P2 (cas ou un circuit de sortie est mis à la bâche), alors P1 = P0.Q0/Q1.



Les égalisateurs de débit sont fournis pour des applications ou le débit doit être divisé à égalité garantissant une haute précision de division avec une différence maxi de synchronisation de ± 2 % dans la plage de vitesse préconisée avec une différence de pression entre les sections inférieure à 100 bar.

Pour obtenir un mouvement synchronisé, la cylindrée des éléments à engrenage doit être identique. Souvent les vérins simples effet fonctionnent ensemble et en se déplaçant en charge n'ont pas la force nécessaire pour vaincre la résistance du circuit, nous recommandons que l'égalisateur de débit soit aidé par une section supplémentaire à engrenage fonctionnant en moteur pour garantir le retour des vérins.

La cylindrée de cet élément moteur peut être du même groupe que les éléments de l'égalisateur, mais il doit être égal à la somme des cylindrées des autres éléments.

Exemples :



CLAPETS ANTI-RETOUR. Les clapets anti-retour ont pour rôle d'interdire le passage du débit dans un sens et de le favoriser avec un minimum de pertes de charges dans l'autre.

De cette logique simple, découle le nom de « clapet anti-retour ».

L'étanchéité interne dans le sens de non retour doit être absolue et sans fuite.

C'est à cause de cet impératif que ces valves sont du type à clapet.

D'une façon générale, ces appareils ne permettent le libre passage du fluide que dans un sens si la pression amont est supérieure à la pression aval on les appelle aussi «clapets de non retour».

Leur représentation symbolique est donnée. .

Il existe toutefois des clapets anti-retour qui autorisent, à la demande, le passage inverse du fluide par l'action d'une pression pilote. On les appelle clapets anti-retour à ouverture pilotée.

Leur représentation symbolique est donnée:

Clapets anti-retour simples. Dans ce type d'appareils, le passage du fluide en retour est impossible. Le fluide pénétrant dans l'appareil rencontre l'obturateur (4) appliqué sur son siège (1) par un ressort (3) d'une résistance permettant au moins de le maintenir en place, quelle que soit sa position. Cette résistance entraîne une légère élévation de la pression en amont, suffisante pour ouvrir l'obturateur. Cette élévation de pression correspond à la perte de charge due à l'appareil : on l'appelle - tarage - du clapet.

En cas d'inversion de la circulation du fluide, celui-ci rencontre l'obturateur qui est maintenu sur son siège par le ressort. L'action de ce dernier est renforcée par celle de la pression ; le retour du fluide est donc impossible.

Le sens de circulation du fluide est souvent indiqué par une flèche gravée sur le corps de l'appareil.

Il existe plusieurs catégories de clapets anti-retour utilisés différemment selon la valeur de leur tarage. Les valeurs de pression sont en générales : 0,5 bar, 3,5 bar et 5 bar.

Ils permettent de générer dans le sens du passage, une perte de charge voulue dans certain cas de fonctionnement.



Exemples de montages.

Montage particulier.

Par une disposition adéquate d’une combinaison de 4 C.A.R., on obtient la fonction dite de REDRESSEMENT. Elle est utilisée principalement en liaison avec des régulateurs de débit ou des valves de pression qui sont par construction unidirectionnels. Avec ce montage, le fluide passe toujours dans le composant dans le même sens.

On appelle aussi ce système « Plaque de GRAETZ »

A B A

B

Circuit de retour.

Le clapet 0V2 est taré à quelque bar (par exemple 5 bar). Il permet de maintenir une pression minimale de 5 bar sur le circuit de retour (passage de A vers B), ce qui est indispensable pour pouvoir actionner 1V1-2 qui nécessite une pression de quelques bar permettant de déplacer l’équipage mobile du distributeur principal 1V1-2.

0P1

0V1100.00 Bar

1A

1YVB1YVA

1V1-1

1V1-2

0V2

A

B

A B

P T

pilotage pilotage

1V1



Remarque : montage des CAR.

• Il faut toujours mettre le clapet anti-retour (0V2) qui protège la pompe en aval du limiteur de pression (0V1), car si lors du montage 0V2 est monté à l’envers (erreur de la part du câbleur), l’huile venant de la pompe passe par 0V1 et va à la bâche, tandis que si 0V2 est en amont à 0V1, alors il y a fermeture du passage du débit de la pompe, ce qui entraine immédiatement la destruction de la pompe.

0P1

0V1

0V2OUI

0P1

0V1

0V2NON

• Il faut mettre des clapets anti-retour sur chaque drain de composant s’ils sont regroupés en un seul tuyau. Cela permet d’éviter les retours (que l’huile venant d’un drain aille dans un autre drain au lieu d’aller

1V21V1

1V3

0V50V40V3

drain



CLAPETS ANTI RETOUR PILOTÉS. La particularité des clapets de non retour pilotés réside dans le fait que l'ouverture du clapet de barrage peut être ordonnée par un circuit de pilotage.

De ce fait, le circuit unidirectionnel devient temporairement bidirectionnel. Ces valves trouvent leur utilisation dans tous les circuits où d'une part, en position de repos, aucun mouvement n'est admissible, aussi petit qu'il puisse être (par exemple, chute d'une charge par suite des fuites naturelles d'un tiroir de distributeur) et d'autre part, lorsqu'un ordre de pilotage autorise le passage de l'huile dans le sens précédemment interdit.

Clapet anti-retour piloté :

• 1 Corps principal

• 2 Ressort de faible valeur (environ 1 bar).

• 3 Piston de déverrouillage.

• 4 Bille anti-retour

Clapet anti retour double. Les clapets anti-retour pilotés servent au verrouillage sans fuite d'un ou de deux orifices d'utilisation, même pour des temps d'arrêt un peu longs.

Dans le sens de débit de A vers A1 ou de B vers B1 le débit est libre1 ; dans le sens inverse, le débit est bloqué.

Lorsque le débit passe à travers la valve dans le sens de A vers A1, le piston pilote (2) est alimenté et de ce fait se déplace vers la droite et repousse le clapet (5) de son siège.

Afin d'assurer une fermeture parfaite de deux clapets, il est recommandé, afin de décomprimer parfaitement le piston pilote, un distributeur dont les orifices d'utilisation sont en position neutre relié au réservoir (centre Y ou H).



Verrouillage d’un récepteur dans une position donnée.

1V1 et 1V2 sont des clapets anti-retour pilotés, ils permettent de d’immobiliser la tige du vérin au repos car ils ne permettent le passage de B vers A que si il y a de la pression dans leurs pilotages.

Le passage de A vers B est toujours possible.

Phases 0V2 Pression

Pil A1 Pression

Pil A2 1V1 1V2

Repos Position centrale 0 0 0 0

Sortie Flèches

parallèles 1 0 1

(A1sB1) 1

(B2sA2)

Rentrée Flèches croisées 0 1

1 (B1sA1)

1 (A2sB2

Pression : 0 = absence de pression ; 1 = présence de pression. Composant hydraulique : 0 = pas de passage dl’huile ; 1 = passage de l’huile.

Remplir ou vider rapidement une presse.

La sortie de tige s’effectue très rapidement, sans aucune retenue sous le poids de la charge.

Pour éviter la cavitation, on gave le côté fond de la presse grâce au réservoir tampon.

En rentrée de tige, le pilotage de 1V2 est sous pression, l’huile côté fond de la presse s’évacue vers la bâche et une autre partie vers le réservoir tampon.

Phases 1V1 1V2

Repos Position centrale 0

Sortie Flèches croisées 1 (AsB)

Rentrée Flèches parallèles 1 (BsA)

0P1

1A

0V2

1V1 1V2

0V1100.00 Bar

A1

B1

A2

B2

0P150.00 LPM

0V1100.00 Bar

1V1

1V2

réservoir tampon

presse

A

B1A



Remarque : montage des CAR Pil.

Dans le cas d’un circuit avec limiteur de débit (simple ou double) et un CAR pil (simple ou double), le montage 2 est préférable car il limite le « claquement » des CAR.

1V4

1A

1V3

1V5

1V1-B1V1-A

1V1

1V2

1A

1V1-B1V1-A

1V1

1V31V2

1V4 1V5

Montage 1 Montage 2



SÉLECTEUR DE CIRCUIT : type WVT de chez

La fonction logique de cette valve hydraulique est du type « OU ».

Elle se compose d'un clapet anti-retour doté de deux sièges et de trois orifices de raccordement. Cette valve est par exemple utilisée pour capter la pression dans des circuits où celle-ci alterne entre deux branches.

Un tel montage est également réalisable avec deux clapets anti-retour standard.

Les sélecteurs de circuit sont des valves comportant 2 orifices d’entrée et un orifice de sortie.

L’orifice d’entrée présentant la pression la plus élevée est automatiquement raccordé à la sortie, l’autre entrée se trouve obturée.

Les sélecteurs de circuit sont du type bille sur siège.

La fermeture est exempte de fuite.

Les sélecteurs de circuit sont particulièrement adaptés au montage sur circuits de pilotage de distributeurs à tiroir, de pompes variables ou régulées ainsi qu’au montage de commandes d’éléments logiques.



ORGANES DE COMMANDE. Les organes de commandes sont des appareils de distribution qui permettent après une commande externe, de distribuer, à la demande un débit d’huile aux différents composants d’un système hydraulique. Les organes de commandes :

• autorise ou interrompt le passage du fluide entre deux composants s LES ROBINETS,

• permet le passage du fluide dans une ou plusieurs voies s LES DISTRIBUTEURS Ils peuvent être à 2,3 ou 4 voies et même plus pour certains cas particulier : Ils sont à :

• 2 ou 3 positions (parfois plus), monostable ou bistable.

• à commande, manuelle, mécanique, électrique, pneumatique, hydraulique ou plusieurs à la fois (par ex. électro-hydraulique),

• à fonctionnement Tout Ou Rien, progressif ou à commande proportionnelle.



LES ROBINETS. Les plus simples sont à deux voies, à commande manuelle et dont le rôle est d’autoriser ou d’interrompre le débit entre deux composants d’un circuit hydraulique. On distingue plusieurs types de construction :

a) à pointeau (Fig. 1) ne permet pas un réglage précis du débit,

b) à aiguille (Fig. 2) peut être utilisé pour un réglage plus précis du débit,

c) à boisseau sphérique (Fig. 3), présente en position ouverte une perte de charge négligeable.

Fig. 1 Fig. 2 Fig. 3

L'étanchéité est obtenue sur le siège par: le pointeau|, ou l'aiguille ~ et par le joint ¡ en ce qui concerne la tige de manoeuvre. Existent en passage droit, en traversée de cloison, pour pose sur panneau, et en passage d'équerre.

Robinet à boisseau sphérique : 1. commande du boisseau 2. joint d’étanchéité 3. segment 4. boisseau sphérique

Ils sont choisis en fonction de la pression d'utilisation, du Ø de passage et de la température de service. Pour le passage du fluide ils peuvent être utilisés dans les deux sens, cela est vrais pour les vannes à boisseau sphérique, mais pour les autres (à pointeau ou à aiguille, la pression de service doit être admise sous le pointeau. Une flèche sur le corps indique alors le sens de passage.

Terminologie : Les désignations commerciales créées en vue d’applications particulières, ont amené des confusions d’appellations pour un même type de robinet. Suivant les directives des normes NF E 29-054 à 066, il a été choisi un facteur de différenciation : l’obturateur. Les termes à utiliser sont robinet vanne et non vanne ; robinet à soupape pour un robinet comportant un obturateur commandé et robinet à tournant et non robinet à boisseau.



Robinet 2 voies.

Normalement OUVERT Normalement FERMÉ

Robinet avec clé de manoeuvre (8 positions angulaires possible de 45° en 45°) Déplacement total de la clé de 90°.

En règle générale

• quand la clé est parallèle à l’axe de la tuyauterie : s robinet OUVERT

• quand la clé est perpendiculaire à l’axe de la tuyauterie : s robinet FERMÉ



Robinet 3 voies.

Autres schématisations.

Recouvrement positif Recouvrement négatif



Robinet 3 voies double.

Recouvrement négatif

Ce robinet double à boisseau cylindrique comporte une intercommunication des orifices : P, A et B en position médiane, afin d’éviter tout risque de surpression à l’inversement de commande.

Exemple d’application :

Béquillage indépendant sur véhicule.

Robinet 4 voies.



LES DISTRIBUTEURS. FONCTION.

Ce sont des appareils qui, par un jeu de tiroirs ou de glaces munies de lumières, permettent d’orienter la circulation de veines fluides dans une direction drecherchée. Ce sont des « aiguillages » de la veine fluide. Ces appareils assurent l’ouverture (soit à plein débit pour les composants TOR, soit avec un étranglement pour les composants progréssifs ou à commande proportionnelle) ou la fermeture d’une ou de plusieurs voies d’écoulement.

CONSTITUTION.

Tout distributeur comprend :

• un corps percé d’orifices,

• un tiroit (équipage mobile) qui permet qui permet de réaliser, entre les orifices plusieurs combinaisons de voies d’écoulement appelées positions.

• Un système de manœuvre qui permet de commander le déplacement de l’équipage mobile par rapport au corps.

DÉSIGNATION.

• Chaque position est représentée par une case carrée.

• Les voies d’écoulement sont figurées par des flèches indiquant le sens d’écoulement, ce sens est bi directionnel.

• Le distributeur est représenté en position repos.

• Les orifices sont notées sur la case assignée à la position zéro ou, si celle-ci n’existe pas, sur la case affectée à la position de départ.

• Les orifices sont désignés par des lettres, l’interprétation en est la suivante :

• P connection reliée à la pression.

• T ou R connection reliée au retour ou au réservoir.

• A, B, C,.. connection reliée à l’utilisation ou à l’actionneur.

• L connection reliée au drain.

• X connection de pilotage reliée à la pression.

• Y connection de pilotage reliée au retour ou réservoir.

• Ces éléments servent de base à la désignation numérique des distributeur qui se fait à l’aide de 2 chiffres séparés par un trait oblique. Exemple 4/3. Les orifices de pilotage et de drain ne sont pas comptés.



EXEMPLES.

3/2

Indique le nombre d’orifices principaux, c’est à dire reliés au circuit de puissance.

Indique le nombre de positions distinctes.

4/2

4 orifices / 2 positions

4/3


2/2


Remarques. • Les constructeurs de distributeurs en général ne mettent pas sur le marché des

distributeurs 2/2 et 3/2, ils proposent des distributeurs 4/2 et il suffit d’obturer les orifices suplémentaires par des bouchons étanches. Exemples :

2/2 équivalent à 4/2 3/2 équivalent à 4/2

• La case repos est une case intermédiaire, centre du distributeur à plus de 2 positions.Le centre et la voie qui permet de relier ou non au réservoir l’arrivée du fluide sous pression. Dans ce cas, le centre est dit :

Centre ouvert.

Le circuit d’alimentation n’est pas en

pression, aux pertes de charge près.

Centre fermé.

La pression est maintenue dans le circuit d’alimentation, il faut prévoir un dispositif de mise en décharge de la pompe.



DISTRIBUTEUR À TIROIR.

Le corps 1 en fonte est alésé pour recevoir un tiroir 4. Les gorges circulaires 2 des différents canaux internes forment les arêtes de commande 3, lors de leur intersection avec l'alésage du tiroir. Lorsque le tiroir est déplacé, il relie ou sépare les canaux internes du corps. La séparation et la liaison des canaux sont synchrones. Les différents symboles sont donnés par l'usinage du tiroir. Le corps reste généralement inchangé. Dans notre exemple, dans la position neutre, c'est-à-dire sans commande venant de l'extérieur, tous les orifices P, T, A et B sont isolés les uns des autres. Si le tiroir est poussé, par exemple, vers la droite les liaisons de P vers B et de A vers T sont obtenues. L'étanchéité des différents canaux internes entre eux

est obtenue par le jeu (entre 5 à 15 µm) de l'ensemble tiroir-corps. En conséquence, l'étanchéité absolue obtenue avec cette technologie ne peut être parfaite. La notion de « fuite interne » apparait. Elle dépend évidemment des jeux de fabrication et de la viscosité du fluide. Ces distributeurs sont impropres pour l'eau, mais sont d'une efficacité suffisante étanchéité avec l'huile minérale.

Cette distribution par un mouvement longitudinal se prête aussi parfaitement bien aux modes de commande par électro aimant et/ou par commande pneumatique ou hydraulique. Exemple de distributeur à commande électrique.

Doc :



Changement de position du tiroir. L’isolement d’une chambre par rapport à l’autre est asuré par ajustage du tiroir dans le corps de valve. Le niveau de l’étanchéité est fonction de la viscosité du fluide, de la différence de pression entre les deux chambres et des dimentions de la fente entre le tiroir et l’alésage.

• La largeur de la fente est conditionnée par le jeu.

• La longueur de la fente, définie par le recouvrement des arêtes des chambres et georges du tiroir.

Le passage du tiroir distributeur d'une position de commande à l'autre revêt, pour le bon comportement d'un circuit hydraulique, la plus grande importance. Les points suivants sont à examiner:

Temps de réponse.

La réalisation de cycles de fonctionnement rapide demande des temps de réponse faibles. De ce fait, les performances des électro-aimants sont optimisées pour réaliser des faibles temps de mise en action et de réponse. Cette mobilisation rapide de l'électro-aimant provoque souvent des pointes de pression, coups de bélier, de même que des accélérations trop grandes du récepteur. Selon les circuits, pour pallier à ces inconvénients, le temps de déplacement du tiroir est contrôlé par une commande manuelle pleine de doigter ou bien dans les autres modes de commande par des dispositifs additionnels appropriés. Ce temps de réponse pour les distributeurs à commande électrique est de l’ordre de 20 à 50 ms.

Rampes de progressivité:

Une progressivité dans la commande joue pleinement son rôle, lorsque le tiroir distributeur comporte des rainures de progressivité au droit des arêtes de distribution. Grâce à ces chanfreins ou des rainures judicieusement placés sur le tiroir, lors de la commande, des sections de passage sont découvertes ou fermées très progressivement, ce qui assure des commutations sans à-coups. C’est cette technologie qui est utilisée pour les composants à commande proportionnelle.

Recouvrement:

Selon les schémas symboliques, le transfert d'une position à l'autre peut se réaliser avec un recouvrement positif ou négatif. Ce qui signifie:

• Recouvrement positif:

Lors du transfert du schéma a vers b, tous les orifices de raccordement sont isolés les uns par rapport aux autres un court instant.

• Avantage: pas d'effondrement de la pression pompe. Par contre, la retenue de charge sur un récepteur est possible

• Inconvénient: pointe de pression dont la crête dépend du temps de comutation et de l'importance du débit.



• Recouvrement négatif: Lors du transfert du schéma a vers b, tous les orifices de raccordement sont, pendant un court instant, en communication.

• Avantage: commutation douce d'une position à l'autre. Durant cette phase, le récepteur peut, suivant l'action de la charge, se déplacer.

• Inconvénient: la pression pompe s'effondre pendant un court instant (la charge descend, l'accumulateur se vide, etc...

• Recouvrement neutre : Cela signifie que dans le même temps où la séparation de P à T a lieu, la liaison de P vers A s'effectue. Principalement employé pour les servo-valves, le recouvrement neutre influence le débit pour très faibles courses du tiroir.

• Recouvrement de la position transfert. Ce recouvrement donne naissance à une autre symbolisation dite « de transfert » qui figure sur la représentation détaillé du tirroir. Puisqu’il ne s’agit pas d’une position efective stable, mais une position intermédiaire entre deux position stable, la case est représentée en trait pointillés.

Débit de fuite d’un distributeur. L’étanchéité d'un distributeur à tiroir n'est pas absolue. Elle résulte du jeu (de l'ordre de 5 à 25 µm) entre le tiroir et le corps du distributeur, de la pression et de la viscosité de l'huile. Les fuites courantes pour des pressions de 300 bar et des viscosités de 46 mm²/s sont de l'ordre de 20 cm3/min pour des petits distributeurs (20 l/min de débit nominal) et jusqu'à 100 cm3/min pour des gros (200 à 300 l/min de débit nominal). La variation du débit de fuite est théoriquement proportionnelle à la pression et inversement proportionnelle à la viscosité. En fait elle varie souvent suivant une loi :

( ) 5,1

0

0

PP..QoQf

υυ= (l’exposant 1,5 tient compte des déformations induites par la pression)

avec Qf : débit de fuite,

Po, υo et Qo : pression, viscosité et débit à l’entrée du distributeur en

fonctionnement.

P : pression la plus basse (retour) et υ : viscosité de référence de l’huile (à 40°C).

Exemple numérique : Débit au travers du distributeur : 10 l/min, pression 100 bar, pression retour 1 bar, viscosité de référence : 0,35 St, viscosité de fonctionnement : 0,25 St.

( ) ( ) /minl014,0100

1.25,035,0

.10PP..QoQf

5,15,1

0

0 ==υυ=

Pour remédier à ces fuites on peut prendre des distributeurs à billes.



Positions de commutation. Une case signifie une position de commutation. Chaque symbole est désigné par une lettre. Les positions de commutation avec les flèches parallèles et croisées sont les positions, dites de travail La position se trouvant au centre sur les valves à trois positions de commutation s'appelle position centrale ou neutre (médiane). Tous les orifices, par exemple, peuvent être fermés (E), tous les orifices en liaison les uns avec les autres (H) ou toute autre combinaison en résultant. Le choix de la position médiane dépend de la fonction que l'on demande sur le récepteur.



Modes de commande. On appelle modes de commande d’un distributeur, le dispositif employé pour passer de la position repos aux autres positions.

On distigue plusieurs modes de commande.

• Mécanique ou manuelle par levier, pousoir, pédale à galet, à came,…

• Electromagnétique, par l’action d’un électro aimant, la bobine peut être alimenté en 24Vc, 110 ou 220 V Alternatif.

• Pneumatique ou hydraulique, la fluide agissant par pression ou par dépression.

La commande peut s’effectuer dans les deux sens ou dans un seul sens avec rappel par ressort.

Le tiroir peut rester, s’il n’y a pas de ressort, dans sa position (encliquetage) quand la force qui l’a déplacr cesse d’agir. Equilibre axial du tiroir d’un distributeur.

L’écoulement à grande vitesse de l’huile dans les fentes de progressivité du tiroir d’un distributeur provoque une poussée axiale proportionnelle à la quantité de mouvement du fluide.

Cette force axiale à la forme V.Q..Fa ϕα=

avec Fa = force axiale en N

α = coefficient de forme des fentes de 0,2 à 0,4

ϕ = masse volumique en kg/m3

Q = débit en m3/s V = vitesse du fluide en m/s

AN : pour un débit de 120 l/min, une vitesse de fluide de 100 m/s, un coefficient de fente de 0,3 et une masse volumique de 880 kg/m3.

N53100.002,0.880.3,0V.Q..Fa ==ϕα=

C’est la raison pour la quelle les distributeurs de plus de 50 kW (par exemple 100 l/min à 300 bar) ne peuvent pas être à commande manuelle ni à simple étage. Il faut prendre alors des distributeurs pilotés par exemple : électro-hydraulique ou pneumo-hydraulique.



Pilotage électro hydraulique. Si les valves de distribution de débit important doivent être commandées électriquement, une commande directe à un étage imposerait la mise en place d'électro-aimants de très grand volume, disproportionnés par rapport à la valve hydraulique. C'est à cause de cela, que le choix de la solution s'est porté vers des valves pilotées à deux étages (solution également généralisée sur les valves pneumatiques). Le déplacement du vrai tiroir de distribution est donc commandé hydrauliquement. Pour transmettre l'ordre de commande électrique ou pneumatique, il faut donc le relayer par une valve pilote.

Fonctionnement. Les sorties de la valve pilote Av et Bv, destinées à assurer le pilotage sont directement en liaison avec les faces en bout du tiroir principal. Les orifices Pv, et Tv, sont reliés avec les canaux des circuits de pilotage externes X et Y, ou bien directement de façon interne avec P et T de la valve principale.

Schéma simplifié.

Schéma détaillé.

Doc :



Exemple : Distributeur à tiroir rectiligne, à commande pilotée, rappel par ressorts.



PERTES DE CHARGE. Les descriptions techniques donnent des principales caractéristiques permettant de définir une valve de distribution, c'est à dire: schéma symbolique, technologie, mode de raccordement, taille etc. Il faut ajouter à cela: la pression de service, les plages de viscosité et de température, la position de montage, la tension de commande ainsi que toutes les valeurs électriques de l'électro-aimant de commande. Les courbes de pertes de charge en fonction du débit de passage et surtout celles définissant les limites d'utilisation des valves sont de première importance. Une indication de débit de passage n'a de valeur que si elle est suivie de la valeur de la perte de charge qu'il produit. Dans les notices des constructeurs, ils reproduisent toujours la liaison de ces deux valeurs par une courbe caractéristique. La forme de la courbe correspond à celle d'une chute de pression au travers de points d'étranglement placés en série. Il faut remarquer que chaque symbole de distribution, de même que le sens dans lequel il est traversé, produit une courbe de pertes de charge différente. Ces pertes de charge varient en fonction parabolique du débit réellement utilisé.

Exemple :

Document : DISTRIBUTEUR 4WE calibre 6 de chez .

L'indication du débit nominal (QN) d'une valve définit son débit produisant une perte de charge ;

∆P = 1 bar. Le calibre (taille « NG » ou « CETOP ») d'un distributeur correspond à son débit nominal. Suivant les types de distributeurs, les pertes de charge sont comprises entre 5 et 10 bar.



DISTRIBUTEUR 4WE calibre 6 de chez. .

Particularités:

• Distributeur 4 orifices à tiroir à action directe et commande par solénoïdes.

• Solénoïdes à bain d'huile courant continu ou alternatif.

• Raccordement électrique courant continu 24 V.

• Calibre 6 : jusqu'à 315 bar et 60 l/min.

• Limite de fonctionnement (ν= 41 mm2/s et t = 50 °C).

Description de fonctionnement :

Les distributeurs de type WE sont des distributeurs à tiroir actionnés par électroaimant, qui commandent le démarrage, l‘arrêt et le sens d‘un écoulement. Ils se composent essentiellement du corps (1), de un ou de deux électroaimants (2), du tiroir de commande (3), ainsi que de un ou de deux ressorts de rappel (4).

Au repos, le tiroir de commande (3) est maintenu en position neutre ou initiale par les ressorts de rappel (4) (hormis le tiroir à fonctionnement pas à pas). Les électroaimants sous huile (2) assurent le déplacement du tiroir de commande (3). Pour assurer un fonctionnement parfait, veiller à ce que la chambre sous pression de l‘électroaimant soit remplie d‘huile. La force de l‘électroaimant (2) agit par l‘intermédiaire du poussoir (5) sur le tiroir de commande (3) en le déplaçant de la position de repos à la position finale désirée, ce qui ouvre les liaisons de P vers A et de B vers T ou de P vers B et de A vers T. La désexcitation de l‘électroaimant (2) a pour effet de ramener le tiroir de commande (3) à la position de repos par l‘action du ressort de rappel (4).



DISTRIBUTEUR 4WEH calibre 16 de chez

Particularités:

• Distributeur 4 orifices à tiroir à action directe et commande par électro hydraulique.

• Solénoïdes à bain d'huile courant continu ou alternatif.

• Raccordement électrique courant continu 24 V.

• Calibre 16 : jusqu'à 350 bar et 300 l/min.

• Limite de fonctionnement (ν= 41 mm2/s et t = 50 °C).

Description de fonctionnement : La valve de type WEH est un distributeur à tiroir à actionnement électro hydraulique, qui commande le démarrage, l‘arrêt et le sens d‘un écoulement. Le distributeur se compose essentiellement de la valve principale avec le corps (1), le tiroir de commande principal (2), un ou deux ressorts de rappel (3.1) et (3.2), et de la valve de pilotage (4) avec un ou deux électroaimants “a“ (5.1) et/ou “b“ (5.2).

Le tiroir de commande principal (2) de la valve principale est maintenu en position neutre ou initiale par les ressorts. En position initiale, les deux logements de ressort (6) et (8) sont en liaison à pression atmosphérique avec le réservoir par l‘intermédiaire de la valve de pilotage (4). La conduite de commande (7) alimente la valve de pilotage en huile de commande, l‘alimentation pouvant être interne ou externe (externe par l‘orifice X).



L‘actionnement de la valve de pilotage, par exemple par l‘électroaimant “a“, déplace le tiroir de pilotage (10) vers la gauche, ce qui a pour effet de mettre le logement de ressort (8) sous pression de commande, le logement de ressort (6) restant hors pression. La pression de commande agit sur la face gauche du tiroir de commande principal (2) et le déplace à l‘encontre du ressort (3.1), ce qui a pour effet de mettre les orifices P et B, ainsi que les orifices A et T, de la valve principale en liaison. A la mise hors tension de l‘électroaimant, le tiroir de pilotage revient en position initiale (hormis dans le cas du tiroir fonctionnant pas à pas), ce qui a pour effet de décomprimer le logement de ressort (8). L‘huile de commande est refoulée du logement de ressort par la valve de pilotage dans le conduit Y. L‘alimentation et le retour de l‘huile de commande peuvent se faire en interne ou en externe (externe par l‘orifice Y). Une commande de secours (9), au choix, permet le déplacement du tiroir de commande (10) sans excitation d‘électroaimant.



DISTRIBUTEURS 6/3 type « MOBIL ».

Commutations de distributeurs.

Les commutations d'éléments de valves suivantes montrent des exemples, tels qu'ils se présentent dans le secteur « Mobil ».

Commutation en parallèle :

Chaque valve est en liaison avec la canalisation P, tous les récepteurs peuvent être pilotés simultanément. Toutefois la répartition de l'huile se fait suivant les résistances des circuits de récepteurs.

Commutation tandem :

Alimentation de l'huile seulement par la chicane de pression; la manoeuvre simultanée de plusieurs récepteurs n'est pas possible.

Commutation prioritaire ou également de sécurité.

Commutation en série :

Exploitation de l'huile de retour, la valve 2 reçoit toute l'huile de retour du récepteur 1.

Le récepteur 2 est donc à pilotage forcé (ou contrôlé) les vitesses s'installent suivant les volumes absorbés, les pressions de travail s'additionnent.

Pour plus d’explications, voir le chapitre 13 : Applications aux engins de travaux public.



DISTRIBUTEUR À BILLES ÉTANCHES.

Exemple 1 : passage P åA en position repos.

Exemple 2 : passage fermé P et passage A å T en position repos.



DISTRIBUTEUR À COMMANDE MANUELLE CETOP 3, type LC1 L.A2.3F



MANIPULATEUR POUR TÉLÉCOMMANDE HYDRAULIQUE : Type HC-RC.

DESCRIPTION. Manipulateur permettant de commander, l'alimentation progressive, de 4 lignes d'utilisation. Cet appareil permet d'obtenir une commande progressive (graduelle) de vérin ou de moteur hydraulique. Utilisé sur niveleuses, grues, foreuses et toute commandes de récepteurs hydrauliques. FONCTIONNEMENT. Le manipulateur hydraulique est utilisé pour le pilotage à distance de 2 distributeurs à commande hydraulique. Il est constitué de 4 réducteurs de pression commandés mécaniquement par le levier. Chaque réducteur délivre une pression proportionnelle à la position du levier. La valeur de passage de chaque distributeur à commande hydraulique est définie par sa pression de pilotage. On peut donc actionner les distributeurs et moduler leurs débits en fonction de la position du manipulateur.


P. GUIBERT 04/06/2008 CHAP : 5-4 page 1

LES VALVES À CARTOUCHE OU CARTOUCHES LOGIQUES.

Présentation. Apparus dans les années 1980, sur des presses importées des Etats-Unis ou d'Allemagne, les blocs forés de commande hydraulique à valves à cartouche, sont utilisés pour la distribution de débits plus ou moins importants compris actuellement entre environ 80 I/min et 20 000 l/min :

Dans la conception traditionnelle, à chaque fonction, correspond un appareil lorsque l'on se contente d'une centaine de litres par minute, les soupapes d'équilibrage, de séquence, les limiteurs et réducteurs de pression, les clapets simples ou pilotés et autres distributeurs, existent en dimensions normalisées. En raison de leur petite taille, ces appareils s’empilent les uns sur les autres ou se placent côte à côte, sur un bloc de raccordement. Cette construction modulaire ne convient pas aux très gros débits. La nécessité de leur offrir une section de passage suffisante, tout en résistant à des pressions de plusieurs centaines de bar, fait considérablement augmenter le volume des matériels qui ne trouvent place que dans un montage à plat avec raccords et tuyauteries.

Toute fonction hydraulique se bâtit autour du choix fondamental : ouverture ou fermeture du circuit principal. La valve à cartouche est le dispositif le plus simple qui réalise cette opération.

Constitution. Toutes les valves à cartouche se montent dans un logement normalisé où elles sont retenues par un couvercle comportant les canaux de pilotage adéquats : couvercle qu'il suffit de changer en fonction de l'application considérée. La valve à cartouche est donc composée :

| Bloc de commande :

Il sert de corps aux cartouches et assure les liaisons entre-elles de même qu'avec les valves de pilotage.

~ Cartouches :

Elles sont du type à siège conique. Elles comportent 2 orifices de travail et un de pilotage.

¡ Couvercles :

Leur rôle premier est de fermer la chambre d'implantation de la cartouche, ensuite d'assurer les différents branchements vers les valves de pilotage.

¢Valves pilotes :

On utilise, pour cette fonction, des distributeurs ou des valves de contrôle de pression conventionnels de petite taille. Leur mission est de commander les cartouches logiques. on utilise de préférence les valves normalisées taille NG 6.

doc :

doc : ) :La figure représente un montage typique d'une cartouche standard



Ces valves à cartouche sont destinées à être montées dans des blocs forés (bloc de commande). Des forages dans le bloc foré remplacent la tuyauterie du schéma conventionnel. Ajoutons que pour chaque taille de valve à cartouche, on a le choix entre plusieurs ressorts différents, qui combinés à divers types de clapet (ou tiroir), permettent d'obtenir différents niveaux de pressions d'ouverture. Dans le sens de passage de l'orifice A vers l'orifice B, la pression d'ouverture est en général comprise entre 0,5 et 5 bar. Toutes les cotes des chambres des blocs de commande des différentes tailles de cartouches sont fixées par la norme DIN 24 342 et ISO 4401. Les taraudages destinés à la fixation du couvercle de même que la position et les dimensions des canaux de pilotage X et Y sont également donnés par la norme.

Une valve à cartouche munie d'un auxiliaire convenable, le couvercle et son étage de pilotage, va donc se substituer à n'importe quel appareil de régulation de pression ou de débit.

Cette figure montre comment un distributeur électro-hydraulique de grand débit peut être remplacé par un bloc foré et des valves à cartouche.



Le symbole le plus souvent utilisé est celui de la figure.

Un élément primordial au niveau de la fonction et du temps de réponse est, outre le type de couvercle, le rapport des sections de l'orifice A et de la chambre X contenant le ressort : ce rapport Ax / AA dépend des constructeurs, mais il est généralement compris entre 1 et 2.

Les clapets percés sont utilisés pour réaliser l'étage principal d'une valve de limitation de pression à commande pilotée ou limiteur de pression à action indirecte. Le trou calibré permet un débit pilote dans le sens de l'orifice A vers l'orifice X.

Les clapets utilisés avec un limiteur de course servent à restreindre le débit principal ou à éliminer les à coups.

Les programmes de cartouches comportent les tailles normalisées suivantes :

Calibre 16 25 32 40 50 63 80 100 125 160

L / min 300 450 600 1 000 1 600 2 500 5 000 10 000 15 000 20 000

La pression maximale d’utilisation est de l’ordre de 400 bar.

La combinaison de valves en cartouche avec les capots de pilotage permet la réalisation de différentes fonctions hydrauliques.



Fonctions réalisables par les valves à cartouche. Ces appareils peuvent donc être utilisés en tant que distributeur, limiteur de pression, limiteur de débit, clapet anti-retour, etc...

Fonction « clapet anti-retour » :

L'orifice de pilotage X est relié à l'orifice B. Le débit principal de l'orifice A vers l'orifice B dépend de la pression d'ouverture. La fonction anti-retour empêche le passage du débit dans le sens de l'orifice B vers l'orifice A.

Fonction « clapet anti-retour piloté » :

Le débit libre a lieu de l'orifice A vers l'orifice B. La fonction anti-retour empêche le débit de l'orifice B vers l'orifice A, sauf si une pression pilote agit par l'orifice X. La chambre à ressort de la valve à cartouche communique alors avec la bâche.

Fonction « limiteur de débit » :

Le limiteur de course du clapet réglable agit en limitant le déplacement de la cartouche créant ainsi une section de passage réglable et donc agit sur le débit principal dans les deux sens, de l'orifice A vers l'orifice B et vice versa.

Fonction « régulateur de débit à 2 voie » :

Le signal hydraulique rentre dans la valve à cartouche faisant office de balance de pression par l'orifice B : le rapport de section de cette valve à cartouche est égal à 1:1. La cartouche est ici à tiroir, ouverte en position repos. Ce type de valve à cartouche est également utilisé pour réaliser l'étage principal d'un réducteur de pression. La différence de pression aux bornes A et B de la valve à cartouche faisant fonction d'étrangleur (limiteur de débit), est égale à la consigne du ressort de la balance de pression.

Fonction « limiteur de pression » :

L'orifice X est l'orifice de commande hydraulique à distance. Le réglage manuel est situé sur le couvercle (étage de pilotage), avec la présence d'un limiteur de pression à action directe.



Fonction « limiteur de pression à commande proportionnelle à action indirecte » : Il est possible de réaliser un réglage de pression à distance : cette commande étant proportionnelle à un signal électrique. Une commande hydraulique est encore possible par l'orifice X et le limiteur de pression à action directe à réglage manuel protège le système contre des pointes de pression trop élevées ou en cas de panne électrique.

Fonction « réducteur de pression » :

La valve à cartouche utilisée est du type à tiroir, du même type que celle utilisée pour réaliser la fonction de balance de pression dans le cas d'un régulateur de débit deux orifices. Elle est ouverte en position repos et se ferme progressivement par un déplacement longitudinal vers le ressort antagoniste. Notons que le signal hydraulique entre par l'orifice B. Le réglage manuel est encore situé sur le couvercle par l'intermédiaire d'une soupape pilote ou limiteur de pression à action directe. Là encore, il serait possible d'utiliser l'orifice de commande à distance, ici Y, permettant un réglage à distance de la pression réduite, à une valeur inférieure à celle de la commande intégrée.

Fonction « valve de décharge ou de séquence » :

Dès que l'appareil de commande situé dans le couvercle et faisant fonction de distributeur 2/2 normalement fermé est ouvert, l'huile emprisonnée dans la chambre à ressort de la valve à cartouche est déchargée vers l'orifice B, qui est ici le retour bâche T. Le clapet de la valve à cartouche s'ouvre alors et le circuit s'établit de l'orifice A vers l'orifice B.

Rappelons que les valves de décharge ou de séquence sont principalement installées dans un système hydraulique pour mettre en "pression", ou "hors pression", une deuxième pompe hydraulique ou un circuit de pilotage. La différence entre une valve de décharge et une valve de séquence, se situe au niveau du retour de l'huile de pilotage. L'orifice de drain est interne, pour une valve de décharge, puisque la sortie de l'appareil est la bâche et externe, pour une valve de séquence, puisque la sortie de l'appareil est une utilisation.



Comparaison : circuits conventionnels / circuits avec valves à cartouches

1. Contrôle de pression et de débit sur un vérin.

Schéma conventionnel Schéma avec valves à cartouche

La valve à cartouche 4 possède un orifice calibré qui permet un débit pilote vers le limiteur de pression à action directe de consigne P1 : ce modèle est donc utilisé comme étage principal d'une valve de limitation de pression à commande pilotée.

L'excitation de la bobine a de l'électro-distributeur 4/3 relie les lignes de pilotage X des valves à cartouche 1 et 2 à la bâche, ce qui permet le passage du fluide d'alimentation vers le côté fond du vérin à travers la valve à cartouche 1 et l'évacuation du débit chassé de la chambre annulaire du vérin, vers la bâche, par la valve à cartouche 2. La valve à cartouche 4 a la fonction d'un limiteur de pression et empêche la pression de dépasser la valeur de consigne P1 côté fond du vérin.

De même, l'excitation de la bobine b relie les lignes de pilotage X des valves à cartouche 3 et 4 à la bâche, alors que les lignes de pilotage X des valves 1 et 2, sont reliées à la ligne de pression, ce qui les maintient en position fermée. Le débit alimentant la chambre annulaire du vérin passe par la valve à cartouche 3 dont le limiteur de course du clapet réglable, permet d'agir sur cette valeur de débit. Le débit chassé du côté fond est évacué à la bâche par la valve 4.

Remarquons que le centre particulier du distributeur permet de relier à la ligne de pression, les quatre lignes de pilotage des valves à cartouche, en position repos. Par conséquent, les quatre orifices, respectivement P d'arrivée d'huile, T de bâche et les deux orifices de liaison avec le vérin, A et B, sont des orifices fermés, comme dans le schéma conventionnel.



2. sortie différentielle, ou non, de la tige d'un vérin.


Dans le schéma avec valves à cartouche, l'excitation des bobines a et b permet l'avance normale du vérin ; puis, en désexcitant la bobine b et en excitant la bobine c, on provoque l'avance rapide différentielle. Par contre, l'excitation des bobines c et d (bobines a et b désexcitées) provoque le retour du vérin.

Remarque :

On peut dire que la commande avec valves à cartouche permet de décomposer un distributeur à quatre éléments couplés mécaniquement, en quatre éléments d'écoulement autonomes, reliés oléo-hydrauliquement les uns aux autres.

Il est également possible de prévoir un dimensionnement adapté en fonction du débit propre à chacune des valves à cartouche.

Les temps de réponse des valves à cartouche sont particulièrement brefs, puisqu'il s'agit généralement d'appareils à clapets. Des vitesses de commutation élevées et les faibles pointes de pression découlant des faibles masses et de l'absence de courses de recouvrement, assurent des temps d'ouverture, de fermeture et surtout, des temps de réponse très courts, comme ordre de grandeur, on peut indiquer une vitesse d'ouverture ou de fermeture de l'ordre de 20 à 25 ms et un temps de réponse de 5 ms. De plus, le traitement électronique des signaux de commande permet de parvenir plus aisément à une harmonisation entre les temps de réponse et les différents ordres d'excitation.

Les valves à cartouche permettent de réaliser des fonctions parfaitement étanches.

Grâce à un dimensionnement plus favorable des sections de passage, les pertes de charge sont plus faibles.



3. sortie et rentrée à vitesses réglables de la tige d'un vérin.


4. sortie et rentrée avec une charge poussante de la tige d'un vérin.




Particularités des commandes hydrauliques par cartouches.

• Résolutions économiques des problèmes posés : Un nombre réduit de composants standard permet de réaliser des circuits de commandes complexes. Les travaux dispendieux en coût de main-d'oeuvre sont réduits à un minimum. La décision de réaliser un circuit sous forme de bloc de commande est guidée par les quantités et le coût d'étude et de fabrication du bloc.

• Faibles fuites internes : Les cartouches du type à clapet ne peuvent avoir des fuites que le long du guidage du clapet entre la chambre du ressort et l'orifice B de même que dans la valve pilote. La somme de ces

fuites internes est minime (≈10% des fuites d'un montage conventionnel).

• Faibles pointes de pression : Grâce à la possibilité de pouvoir agir séparément sur les temps d'ouverture et de fermeture des différentes arêtes de distribution, il est aisé d'influencer les débits transitoires. L'absence de zones de recouvrement sur les clapets des cartouches autorise une réaction rapide de l'amorce des pointes de pression.

• Grandes vitesses d'action : Elles découlent des faibles masses en mouvement et de l'absence de recouvrement des cartouches à clapet. Les vitesses à l'ouverture et à la fermeture dépendent en grande partie de la taille et temps d'action des valves pilotes (mesuré avec une cartouche taille NG 25, env. 20-50 m/s).

• Réduction de l'encombrement et du poids : Le fait de pouvoir, d'une part, concentrer sur une cartouche plusieurs fonctions de valve et, d'autre part, économiser le corps des valves du circuit de puissance, le volume de l'installation est plus petit en comparaison avec un circuit constitué par des appareils conventionnels. La masse des cartouches n'est qu'une fraction de celle des valves à tiroir équivalentes.

• Réduction du niveau sonore : La maîtrise des pointes de pression permet d'éliminer à la source une cause importante de bruits. Le volume plus faible de la commande présente aussi des surfaces plus petites pour la réverbération des résonnances.

• Grande flexibilité : L'échange simple des différents constituants (rapport de section active, ressort, restricteur) de même que l'adaptation facile de différentes valves pilotes permettent, sur un bloc bien conçu, de pratiquer, en peu de temps, des changements de fonctions.

• Interventions aisées : La construction compacte et la réduction des raccords garantissent contre les fuites externes. Lors de constats d'incidents, il suffit souvent de faire un simple échange de cartouche au lieu de remplacer une valve complète. De cette façon, une révision générale de l'installation devient peu coûteuse. Le petit nombre d'éléments de base facilite la tenue des stocks de pièces détachées. L'expérience prouve que la durée de vie d'un circuit constitué avec des cartouches est plus grande que celle du même circuit travaillant précédemment avec des composants classiques.

• Inconvénients : La recherche des pannes impose une formation approfondie du personnel effectuant la maintenance. La mise en service d'un premier équipement peut être relativement longue du fait que le bon comportement des différentes cartouches dépend à chaque fois du choix des différents constituants, restricteurs, ressorts. La recherche des pannes se complique si, au départ, le bloc n'a pas été équipé de points de mesures. En cas de parois poreuses ou fissurations de canaux, le bloc de commande entier doit être remplacé.



Valve à cartouche 2 voies type LC : doc : Les valves en cartouche à 2 voies se composent essentiellement d‘un capot de commande (1) et d‘une cartouche (2). La cartouche se compose d‘une chemise (3), d’un anneau (4) (uniquement jusqu’au cal. 32), d‘un clapet de valve (5), au choix avec ou sans tenon d‘amortissement (respectivement (6) ou (7)), ainsi que d‘un ressort de fermeture (8). Les valves en cartouche à 2 voies fonctionnent en pilotage par pression, ce qui implique trois surfaces sous pression importantes : A1, A2, A3. La surface A1 au siège de clapet est prise en compte à 100 %. Selon la version, la surface annulaire résultant de l‘échelonnement est de 7 % ou de 50 % de la surface A1, ce qui se traduit par un rapport des surfaces A1 / A2 de 14,3 / 1 ou de 2 / 1. La surface A3 est égale à la somme des surfaces A1 + A2. En raison des différents rapports des surfaces A1 / A2 et des différentes surfaces annulaires (A2) qui en résultent, la surface A3 est dans un cas de 107 % et dans l‘autre de 150 % de la surface au clapet A1, prise en compte à 100 %. Les surfaces A1 et A2 agissent dans le sens de l‘ouverture. La surface A3 et le ressort agissent dans le sens de la fermeture. Le sens d‘action résultant des forces d‘ouverture et de fermeture détermine la position de fonctionnement de la valve en cartouche à 2 voies. L‘écoulement par les valves en cartouche à 2 voies peut se faire de A vers B ou de B vers A. En cas d‘application de pression sur la surface A3 par prélèvement de fluide de commande dans le conduit B ou alimentation externe de fluide de commande, le conduit A est fermé de manière étanche.



Valve à cartouche 2 voies fonction de pression type LC-LFA : doc :

Fonction de limiteur de pression. fig : 1 et 2. La valve en cartouche (1) pour la fonction de limitation de pression est conçue sous forme de valve à clapet sans différence de section (absence de surface d‘application à l‘orifice B). La pression s‘appliquant à l‘orifice A est transmise par la buse d‘alimentation d‘huile de commande (5) sur le coté ressort (6) de l‘élément. En dessous de la pression réglée à la valve de pilotage (4), le tiroir (3) est équilibré en pression et se met en position fermée par l‘action du ressort. Dès que la pression de réglage est atteinte, le tiroir (3) se met en position ouverte en limitant la pression à l’orifice A.

Fonction de réduction de pression : a) position de repos ouverte : fig : 3. La valve en cartouche pour la fonction de réduction de pression est conçue sous forme de valve à tiroir sans différence de section (absence de surfaces d‘application à l‘orifice B). Comme valve de pilotage, on utilise les mêmes types de capots que pour la fonction de limitation de pression. La pression agissant à l‘orifice A est transmise par la buse d‘alimentation d’huile de commande sur le coté ressort du tiroir. En dessous de la limite de la pression réglée à la valve de pilotage, le tiroir est équilibré en pression et maintenu en position ouverte par le ressort, permettant ainsi l‘écoulement entre les orifices B et A. Une fois la pression de réglage atteinte, le tiroir se met en position fermée en réduisant la pression à l‘orifice A. b) position de repos fermée : fig : 4. Pour la fonction de réduction de pression à caractéristique d‘ouverture, on utilise un réducteur de pression en cartouche et un capot de pilotage avec un réducteur de pression de pilotage. L‘huile de commande est transmise de l‘orifice A sur le côté B par la buse d‘alimentation et la valve de pilotage ouverte. Le tiroir principal se met en position ouverte, permettant ainsi l‘écoulement de l‘orifice A vers l‘orifice B. Une fois la pression de réglage atteinte, le tiroir se met en position fermée en réduisant la pression à l‘orifice B. D‘éventuelles augmentations de pression côté secondaire sont décomprimées vers le réservoir par la troisième voie de la valve de pilotage.

fig : 1

fig : 2

fig : 3

fig : 4



Fonctions de mise en séquence. Cette fonction permet la mise en séquence d‘un deuxième système en fonction de la pression. Le réglage de la pression de fonctionnement désirée se fait par l‘intermédiaire d‘une valve de pilotage intégrée au capot de pilotage. L‘alimentation en huile de commande peut être aussi bien externe (orifice d‘huile de commande X) qu‘interne (de l‘orifice A par l‘orifice d‘huile de commande X ou Z2). Les orifices Y ou Z1 permettent la liaison à pression atmosphérique du logement de ressort au réservoir. Une fois la pression réglée par l‘intermédiaire du ressort de pilotage atteinte, la valve de pilotage fonctionne et décomprime le logement de ressort de la valve principale en direction du réservoir. Le tiroir principal se met en position ouverte, assurant la liaison de A vers B.

Exemples de circuit : doc : Exemple 1 : (circuit pour la décompression du système basse pression en fonction de la pression) Dans le circuit représenté, le système est alimenté par une pompe haute pression (HD) et une pompe basse pression (ND). La pression du système PS agit en externe du côté haute pression sur la valve de pilotage par l‘orifice d‘huile de commande X. Une fois la pression de réglage atteinte, la valve de pilotage bascule le côté basse pression sur circulation à pression atmosphérique. Le clapet de non-retour RV empêche la liaison du système haute pression avec le système basse pression, maintenant à pression atmosphérique.

Exemple 2 : (circuit pour la mise en séquence d‘un deuxième système en fonction de la pression) Avec ce circuit, la mise en séquence du deuxième système ne se fait que si la pression du premier système correspond à la valeur prescrite. Le prélèvement de l‘huile de commande se fait en interne à partir de l‘orifice A de la valve principale.



COMPOSANTS À COMMANDE PROPORTIONNELLE.

GÉNÉRALITÉ :

Les changements de direction du flux d'huile, de même que les modifications des grandeurs telles que pression et débit par envoi de signaux électriques, s'opèrent généralement dans les systèmes électrohydrauliques classiques, par tout ou rien aux travers de valves à commande électromagnétiques. La partie électrique de ces systèmes de commandes en digital se fait par la technologie des relais ou bien sans contacts par processeurs. Ce sont les schémas mis au point lord de l'étude de même que le diagramme de phase qui permettent d'assurer la liaison entre les deux circuits électrique et hydraulique pour assurer la mise en service et maintenance et la recherche de pannes. Les commandes en digital ne permettent pas toujours de répondre à toutes les exigences posées par un circuit de transmission électrohydraulique moderne. Une grande partie de ces problèmes difficiles peut être résolue par des systèmes de commande et de régulation qui utilisent des valves qui transposent un signal électrique modulable d'entrée en un signal hydraulique proportionnel à la sortie.

DÉFINITION DES CONTRÔLES PROPORTIONNELS :

Les contrôles proportionnels électrohydrauliques modulent les paramètres hydrauliques suivant les signaux de consigne.

Ils constituent l’interface idéale entre les systèmes hydraulique et électronique et sont utilisés pour des contrôles en boucle ouverte ou fermée, pour obtenir des mouvements rapides, doux et précis requis par les machines et les installations modernes.

Contrôle en boucle ouverte.

Le contrôle hydraulique est effectué via la modulation du signal électrique au solénoïde sans vérification du résultat final de la boucle de régulation.

Contrôle en boucle fermée.

Les paramètres régulés sont vérifiés en continu via des capteurs de rétroaction ; les contrôles en boucle fermée ne sont pas soumis aux perturbations de l’environnement.

Légende :

W = puissance DC

S = signal de consigne

Z-A = valve sans capteur intégré

Z-T = valves avec capteur intégré

E = platine électronique

T = capteur de la valve

T-O = capteur du système

O = actionneur

PID = contrôle de l’axe

Document ATOS



COMPOSANTS POUR LES CONTROLES PROPORTIONNELS :

• distributeur de contrôle de la direction à 4 voies: pour diriger et réguler le débit du fluide

proportionnellement au signal de contrôle de la valve. Ces valves peuvent être utilisées en boucle ouverte ou fermée, pour fixer la direction, la vitesse et l’accélération / décélération des actionneurs et des servo-actionneurs. Elles peuvent également être utilisées pour réguler la valeur de la pression dans une boucle fermée.

• distributeur de contrôle du débit à 2 ou 3 voies : elles sont compensées en pression et sont donc principalement utilisées pour des applications en boucle ouverte.

• valves de contrôle de pression: limiteurs de pression et de réduction de pression; elles permettent la pression proportionnellement au signal de consigne.

L’électronique de contrôle comprend : • platines pour les distributeurs à commande proportionnel sans capteur intégré pour

applications en boucle ouverte ou fermée.

• platines pour les distributeurs à commande proportionnel avec capteur intégré : applications de contrôle en boucle ouverte ou fermée; elles comparent le signal de rétroaction du capteur du distributeur avec le signal de consigne à l’entrée (tension ou courant) créant ainsi le « signal d’erreur » qui agit sur la régulation du distributeur proportionnellement à celui-ci en modulant le courant appliqué au solénoïde.

• platines accessoires pour fonctions annexes telles que la génération de cycles, de consignes, d’interfaces, l’alimentation de puissance,

• capteurs et joysticks : capteurs de course, de vitesse, de pression pour le contrôle des paramètres régulés; joysticks pour la commande à distance;

• contrôleurs d’axes électroniques : ils comparent le signal de rétroaction du capteur du système avec le signal d’entrée (tension ou courant) créant ainsi le “signal d’erreur” fourni à la platine du distributeur comme nouveau signal de consigne.



Le coeur des contrôles électrohydrauliques est le distributeur à commande proportionnel.

La platine électronique distribue le courant électrique qui alimente le solénoïde du distributeur conformément au signal de consigne (généralement ±10 VDC). Le solénoïde transforme le courant électrique en force mécanique qui actionne le tiroir/obturateur face à un ressort de rappel, l’augmentation du courant fournit une augmentation correspondante de la force entraînant la compression du ressort de rappel, donc le mouvement du tiroir, d’ou la régulation progressive du flux ou de la pression par variation des ouvertures de passage. En cas de coupure de courant, les ressorts rappellent le tiroir sur la position de repos conformément à la configuration du distributeur.

| corps à 5 chambres

~ tiroir à 4 voies

¡ solénoïde proportionnel

¢ capteur de position intégré Document ATOS Remarque. Pour améliorer les caractéristiques de progressivité, des encoches sont usinées aux coins de recouvrement du tiroir. La forme des encoches permet d’obtenir une meilleure sensibilité aux faibles ouvertures du distributeur. Le recouvrement du distributeur à commande proportionnelle est positif et progressif.

La section de passage reste « fermé » pendant le transfert (ε) du tiroir, correspondant au courant d’alimentation du solénoïde (∆i).

-Q

ε > 0

Q

+∆i (A) -∆i (A)

∆i



Paramètres de réglage de la platine électronique pour les distributeurs à commande proportionnel pour applications en boucle ouverte et fermée.

Document ATOS

Documents ATOS

Rampes BIAS et Échelle

• Rampe + et Rampe - : Temps requis, réglable, pour modifier la valeur du courant de pilotage après modification du signal de référence.

• Courant de polarisation [mA]: (BIAS ou bande morte ou « zéro hydraulique »)

Le réglage de polarisation permet d’ajuster le zéro hydraulique de la valve (position de début de réglage) en correspondance du zéro électrique de référence.

Courant de pilotage nécessaire pour donner à la valve son point de «reset» en-deçà duquel aucun ordre donné ne sera pris en considération.

• Échelle :

C’est la relation, linéaire et réglable, existante entre le courant de pilotage et le signal de référence..

Composant

Ces 3 paramètres sont à régler sur la carte E-ME-AC-01F.

PLATINE ELECTRONIQUE E-ME-AC-01F



Paramètres complémentaires.

Cette liste de définitions s’applique également aux servo-valves qui sont des appareils de contrôle de direction du fluide avec modulation du débit.

La grandeur d’entrée est généralement un courant électrique, mais peut être aussi une pression hydraulique, une course mécanique,…

• Répétitivité :

Différence maximum entre les valeurs hydrauliques consécutives obtenues avec les mêmes paramètres du système (hydrauliques, électriques) après avoir effectué plusieurs cycles de commande. La répétitivité est mesurée en pourcentage de la référence fixée par rapport à la plus grande valeur du résultat obtenue. Dans les applications en boucle ouverte elle dépend strictement de la qualité des performances du système.

• Taux de fuites :

La quantité de fluide s’échappant par l’orifice T quand les passages sont fermés dépend directement du soin apporté à la fabrication (pour un composant neuf). Ce taux nous donne un aperçu de la valeur minimum du débit contrôlé.

• Signal de référence :

Signal électrique envoyé au régulateur électronique afin d’obtenir le courant requis de pilotage du solénoïde.

• Courant de pilotage :

Courant nécessaire au solénoïde pour s’ajuster dans un état donné, exprimé en milliampères [mA].

• Dither :

Fréquence de pulsation du courant de pilotage.

• Gain électrique :

Facteur de multiplication de l’erreur de la boucle destinée à corriger la valeur du courant de pilotage dans les applications fonctionnant en boucle fermées.

• Courant d'inversion :

Il s'agit de la valeur de courant qu'il faut appliquer à une consigne d'entrée montante pour obtenir une variation perceptible descendante de la grandeur de sortie. Cette notion, analogue à un jeu mécanique, ne doit pas être confondue avec l'hystérésis.

• Hystérésis :

Il s'agit de la différence entre le courant montant pour lequel on obtient une certaine valeur de sortie et le courant descendant pour lequel on obtient la même valeur de sortie.

• Fidélité :

Il s'agit de l'aptitude d'un appareil à reproduire la même grandeur hydraulique de sortie, lorsqu'on lui applique plusieurs fois de suite le même courant d'entrée selon le même sens de variation.



• Débit nominal :

Il s'agit du débit qui, sous le courant nominal, donne une perte de charge nominale à travers le composant. Pour les distributeurs à commande proportionnelle, la perte de charge nominale a été choisie égale à : ∆PN = 10 bar (ou 8 bar) et pour les servovalves ∆PN = 70 bar (ou 1000 Psi).

• Réponses en fréquences :

Il s'agit de l'aptitude que présente un appareil électrohydraulique à répondre rapidement à une consigne. Sur les notices techniques des constructeurs, ces réponses se représentent par une courbe de gain et une courbe de phase.

Le gain A (rapport de l'amplitude de la grandeur de sortie sur l'amplitude de la grandeur d'entrée, ce rapport est un scalaire) exprimé en décibels (dB) sera représenté en fonction de la fréquence du signal d'entrée en Hz. La valeur du gain A en décibels est par définition :

entréesortie

log20A .=

La phase Φ exprimée en degrés, sera également représentée en fonction de la fréquence du signal d'entrée en Hz. Cette forme de représentation est connue sous le nom de représentation de Bode.

• Bande passante :

On appelle ainsi la fréquence à laquelle la grandeur de sortie a une amplitude égale à la moitié de celle de l'entrée.

(si 21

entréesortie = , on a A = 20 . log 0,5 = -6 dB).

• Temps de réponse :

Dans un essai de réponse à un échelon unitaire (ou réponse indicielle), c'est le temps au bout duquel la réponse atteint sa valeur définitive à 5 % près.



CARACTÉRISTIQUES DE LA COMMANDE PROPORTIONNELLE.

Rappelons qu'on a mis au point l'hydraulique proportionnelle principalement pour l'utiliser en boucle ouverte;

Le distributeur à commande proportionnelle agit comme deux étrangleurs, dont l'un serait monté à l'entrée, et l'autre, à la sortie du récepteur hydraulique. Ce distributeur est donc responsable de pertes d'énergie importantes; c'est à l'étude de ce problème que nous nous attarderons après avoir analysé les caractéristiques fondamentales de ce type de distributeur.

Document BOSCH

Caractéristiques du tiroir de distribution.

Bien que le débit varie directement en fonction de l'aire de l'ouverture du tiroir d'un distributeur à commande proportionnel, il n'est pas nécessairement proportionnel à l'intensité du courant de commande du solénoïde. En effet, en plus de l'aire de l'ouverture et de la variable de commande, il existe une autre variable : le gradient d'ouverture du tiroir, c'est-à-dire le rapport entre l'aire de l'ouverture et la course du tiroir. Le gradient d'ouverture dépend du recouvrement du tiroir, qui peut être de trois types:

Recouvrement : nul, négatif positif.



Tiroir à recouvrement nul ou critique.

Dans ce type de tiroir, l'épaisseur du collet du tiroir est rigoureusement égale à la longueur des gorges du corps du distributeur. Par conséquent, le gradient d'ouverture est constant, ainsi que le gain en débit, ce qui signifie que le débit varie de façon parfaitement linéaire en fonction de la course du tiroir. Il s'agit là d'une relation idéale difficile à réaliser en pratique à cause des difficultés d'usinage.

Tiroir à recouvrement négatif.

Le gradient d'ouverture du tiroir est plus important pour la zone neutre que pour les zones éloignées. Un tiroir à recouvrement négatif entraîne un gain en débit qui n'est plus constant, donc un débit qui varie de façon non linéaire en fonction de la course du tiroir; de plus, il est responsable de pertes d'énergie (fuite) en zone neutre.

Tiroir à recouvrement positif.

Le gradient d'ouverture et le gain en débit sont nuls en zone neutre. On a recours au tiroir à recouvrement positif pour limiter les fuites volumétriques en zone neutre.

Tiroir à recouvrement positif à entaille.

Le tiroir d'un distributeur à commande proportionnelle est donc différent de celui d’un distributeur tout ou rien par son recouvrement positif, on observe des entailles à sections triangulaires sur le tiroir, entailles qui déterminent une relation particulière du gradient d'ouverture et du gain en débit. Le débit varie donc de façon non linéaire en fonction de la course du tiroir, donc du courant de commande.

Malgré le caractère non linéaire de la relation « débit-courant », plusieurs raisons militent en faveur des entailles d'abord, elles sont faciles à usiner, et leur nombre total permet de déterminer le débit pour une perte de charge donnée à travers le distributeur; ensuite, le nombre d'entailles du côté de l'orifice A du distributeur peut être différent de celui du côté B, ce qui permet d'obtenir des rapports d’aires d’ouverture du tiroir différents afin d’appairer le distributeur (pré actionneur) au vérin ou moteur hydraulique (actionneur).

Rappel : Relation « débit-pression ». L’équation de BERNOULLI nous donne pour un étranglement la relation suivante :

Unités en S.I. ²V..21gzP²V..

21gzP 222111 ρ+ρ+=ρ+ρ+

avec :

• P1 et P2, pressions en 1 et 2 ; • V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ; • ρ = masse volumique de l’huile, g = accélération due à la pesanteur ; • z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ; • D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2

Avec Q1 = V1 . S1 et Q2 = V2 . S2, ici Q1 = Q2 = Q,

En écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression :

ρ∆= P.2.S.cQ 2 avec en plus ; c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75)

Q1

P1 D1

Q2

P2 D2

1 2



Caractéristiques « débit-pression ».

Le tiroir d'un distributeur à commande proportionnel limite le débit du fluide qui le traverse pour alimenter un récepteur, ainsi que le débit du fluide refoulé par ce même récepteur. Il agit donc comme deux étrangleurs réglables, dont l'un serait installé sur la conduite d'admission au récepteur, et l'autre, sur la conduite de refoulement.

Schéma hydraulique Modélisation en position flèches parallèles

On peut exprimer les débits Q1 et Q2,

ρ∆σ= 1

11P.2..cQ | et ρ

∆σ= 222

P.2..cQ ~

avec σ1 et σ2 les aires d’ouvertures du tiroir en position flèches parallèles

et ∆P1 = PP – PA et ∆P2 = PB – PT (en général on posera PT = 0)

Les distributeurs à commande proportionnelle offerts sur le marché sont caractérisés par leur rapport des aires d'ouverture du tiroir, No, (en général, No = 1 ou No = 2), soit :

21No σ

σ= ¡

En divisant l'équation | par l’équation ~, et en remplaçant le rapport des aires d'ouverture du tiroir par No, on obtient :

21

2

1

PP.No

QQ

∆∆= ¢ et 1

2

1

22 P.

QQ.)²No(P ∆⎟

⎠⎞⎜

⎝⎛=∆ £

En général, il est souhaitable que les pertes de charge aient la même valeur de part et d'autre du distributeur. Pour satisfaire à cette condition, il faut donc que :

1QQ.No

1

2 =⎟⎠⎞⎜

⎝⎛ ⁄

1A

A B

1A

A B

∆P2

A B

P T

1V1-A 1V1-B 1V1

∆P1 ∆P2

S1 S2

PP PT

PA Q1 PB Q2

σ1 σ2 ∆P1



Dans le cas d'un moteur hydraulique ou d'un vérin à double tige pour lesquels les débits Q1 et Q2 sont égaux (aux débits de fuites près), il faut par conséquent choisir un tiroir de rapport No = 1 (on dit alors que le distributeur est symétrique) pour satisfaire à la condition exprimée par l’équation ⁄.

Par contre, dans le cas d'un vérin à simple tige, cette condition n'est satisfaite que si le rapport des aires d'ouverture du tiroir du distributeur est exactement égal à l'inverse du rapport des débits, donc à l'inverse du rapport des aires effectives du piston du vérin. Ainsi, si le rapport k = S2/S1 est égal à 0,5, il faut que No = 2 pour que les pertes de charge aient la même valeur de part et d'autre du distributeur. Si on choisit alors dans ce cas un tiroir de rapport No = 1, la perte de charge ∆P1 est quatre fois plus grande que la perte de charge ∆P2 (équation £). Cette différence peut alors donner naissance à de graves problèmes de cavitation lorsque le vérin est soumis à une charge motrice en sortie de tige.

On défini k, le rapport des sections d’un vérin comme étant : k = S2/S1, avec S1 la section du piston et S2 la section annulaire (section du piston – section de la tige).

En général, les constructeurs donnent pour les vérins k ≈ 0,5 ; k ≈ 0,7 et k = 1 pour les vérins double tige.



Débit nominal d’un distributeur à commande proportionnelle alimentant un vérin. Le débit nominal QN, est le débit correspondant

à la pleine ouverture du tiroir (UN = 100% de

l’intensité du courant) et à une perte de charge

nominale ∆PN donnée (en général 8 ou 10 bar

ou 70 bar suivant les constructeurs) à travers le

distributeur avec les orifices A et B reliés*.

∆PN = PP – PT = ∆PN /2 + ∆PN /2

PP: pression en P, PT: pression en T

PA: pression en A, PB: pression en B

∆PN /2

∆PN /2

Distributeur symétrique (NO = 1)

* : cela est réalisé dans le cas d’un actionneur vérin double tige ou d’un moteur hydraulique (rapport des sections k = 1), on supposera que le rendement volumétrique de l’actionneur est égal à 1.

Le débit correspondant à toute autre perte de charge ∆Pi est donné par la relation

( )2/P

PiQ.UUiQi

N.N

N ∆∆=

pour une voie (de P → A par exemple) et avec une tension Ui quelconque (0% < Ui < 100%)

Exemple de courbes « débit-pression » d’un distributeur à commande proportionnelle.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

I ( % )

Q1

Q2

Q3

Q4

Q1 = QN pour une perte de charge nominale ∆PN de 10 bar. Q2 = pour une perte de charge de 27 bar. Q3 = pour une perte de charge de 70 bar. Q4 = pour une perte de charge de 210 bar.

A B

P T 1V1-A

1V1-B1V1



Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction de l’effort et de la vitesse de la tige d’un vérin simple tige.

Avec : S2 = k.S1 avec 0 < k ≤ 1 F =effort : poussant ou tirant poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond, P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige V2 = vitesse de rentrée de tige

• Cas d’une charge poussante, sortie de tige :

1) Equilibre de la tige du vérin. (Mouvement de la tige uniforme)

P1S1 - P2S2 – F = 0 (γ ≈ 0) ⇒ F = S1 ( P1 – k P2) avec 1

2

SS

k = ⇒ 21

1 kPSF

P += |

2) Equations liant les débits.

Q1 = V1.S1 et Q2 = V1.S2 avec 1

2

SS

k = ⇒ Q2 = k.Q1 ~

3) Relation entre débits et pressions, caractéristiques l’écoulement dans le distributeur. avec P1 = PA et P2 = PB

N1N1

P)PPp(2QQ

∆−= ,

N2N2P

)PP(2QQ T

∆−= k

PPpPP

QQ

1

2

1

2 T=

−−

=⇒ ⇒ ²k

PT²k

PPpP

21 +−= ¡

4) Relations caractéristiques : P1 et P2.

| ⇒ 21

1 kPSF

P +=

¡ ⇒ ²k

PT²k

PPpP

21 +−=

²kPT

²kP

PpkPSF 2

21

+−=+⇒⎪⎭

⎪⎬

⎫⇒ ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +−

+=

²kPT

SF

Ppk1²k

P1

23 ¢

¢ ⇒ ¡ ²k

PT²k

PTSF

Ppk1

PpP1

11

3+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +−

+−= ⇒ ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ ++

+= kPT

SF

Ppkk1

1P

11 3

3 £

5) En reportant ces résultats dans la relation débit-pression de la voie d‘admission par exemple,

N1N1

P)PPp(2QQ

∆−= et en remplaçant P1 par l’équation £ avec Q1 = V1.S1

⇒ T

1P

N

3

11N

P.kSF

P

P.

k1

2

S.VQ

−−

∆

+

= ⁄

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut

multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

1V1-B A B

P T

1V1-A1V1

1A

S1 S2

V1

V2

F

Q1

V1

V2

F

Q2

QP



• Cas d’une charge poussante, rentrée de tige :

P1.S1 - P2.S2 - F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB)

N

TA.N121

P)PP(2

QS.VQ∆

−== et N

2P.N2.22

P)PP(2

QSVQ∆

−== avec Q2 = k . Q1

puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient :

T1

P

N

3

12N

PSF

P.k

P.

k1

2

S.VQ

−+

∆

+

=

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

• Cas d’une charge tirante, sortie de tige :

P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB)

N

1P.N111

P)PP(2

QS.VQ∆

−== et N

2.N2.12P

)PP(2QSVQ T

∆−== avec Q2 = k .Q1


T1

P

N

3

11N

P.kSF

P

P.

k1

2

S.VQ

−+

∆

+

=

Risque de cavitation pour ; k

1.

SF

Pp31

≤

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

• Cas d’une charge tirante, rentrée de tige :

P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB)

N

TA.N121

P)PP(2

QS.VQ∆

−== et N

2P.N2.22

P)PP(2

QSVQ∆

−== avec Q2 = k . Q1


T1

P

N

3

12N

PSF

P.k

P.

k1

2

S.VQ

−−

∆

+

=

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V2 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » la seconde partie de cette équation.

On prendra en fonction de k :

k 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1

k1

23+

1,41 1,41 1,41 1,39 1,37 1,33 1,28 1,22 1,15 1,08 1

Dans le cas de la sortie et de la rentrée de la tige sous charge, on choisira un composant ayant le débit nominal correspondant à la plus grande des deux valeurs de QN.



Cas particulier pour un vérin double tige. Avec : S1 = S2 = S (k = 1) F =effort : poussant ou tirant poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond, P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige = V V2 = vitesse de rentrée de tige = V

• Cas d’une charge poussante :

„ sortie de tige „ rentrée de tige

TP

NN

PSF

P

P.S.VQ

−−

∆=

TP

NN

PSF

P

P.S.VQ

−+

∆=

• Cas d’une charge tirante :

„ sortie de tige „ rentrée de tige

TP

NN

PSF

P

P.S.VQ

−+

∆=

TP

NN

PSF

P

P.S.VQ

−−

∆=

• Remarque : Les équations précédentes sont écrites en « S I », avec QN en l/min, V en m/s et S en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de ces équations.

1V1-B A B

P T

1V1-A1V1

1A

S S

V

V

F

Q Q

QP



Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction de l’effort et de la vitesse de la tige d’un vérin à montage différentiel. Avec : S2 = k.S1 avec 0 < k ≤ 1 F =effort : poussant ou tirant poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond B P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige V2 = vitesse de rentrée de tige

• Cas d’une charge poussante, sortie de tige :

P1.S1 - P2.S2 – F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) mais P1 = P2 å P1.S1.(1-k) – F = 0

N1.N.11)2111

P)PP(2Q)k1(S.VSS.(VQ P

∆−=−== − et Q1 = QP+ Q2 avec Q2 = k . Q1


1P

N

3

.11N

SF

P).k1(

P.

k1

2

)k1(S.VQ

−−

∆

+

−=


• Cas d’une charge poussante, rentrée de tige :

Idem que pour le cas avec un vérin simple tige en montage classique.

• Cas d’une charge tirante, sortie de tige :

P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) mais P1 = P2 å P1.S1.(1-k) + F = 0

N1.N.11)2111

P)PP(2Q)k1(S.VSS.(VQ P

∆−=−== − et Q1 = QP+ Q2 avec Q2 = k . Q1


1P

N

3

.11N

SF

P).k1(

P.

k1

2

)k1(S.VQ

+−

∆

+

−=


• Cas d’une charge tirante, rentrée de tige :

Idem que pour le cas avec un vérin simple tige en montage classique.

1V1-B A B

P T

1V1-A1V1

1A

S1 S2

V1

V2

F

Q1 Q2

QP



Débit nominal d’un distributeur à commande proportionnelle alimentant un moteur. En régime permanent :

vitesse de rotation du moteur : ω

q.03,0Q.π=ω avec Q en l/min

q en cm3/tr ω en rad/s couple exercé sur le moteur : CM en daN.m

On définit le débit nominal par la relation :

DC.100P

P.2..D.100

6QM

P

NmaxN

−

∆= ω

pour une tension maxi telle que UN = 100% avec :

• D = cylindrée par radian en cm3/rad,

• ∆PN et PP en bar,

• CM en daN.m,

• QN en l/min.

Distributeur symétrique (N0 = 1)

On négligera le débit de fuite du drain et on supposerendement volumétrique du moteur est égal à 1.

1V1-B A B

P T

1V1-A1V1

1A



Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction par l’intermédiaire d’un réducteur d’une charge inertielle et de la vitesse d’un moteur hydraulique. Avec q= cylindrée du moteur, Cm = couple moteur, Jm = inertie de l’arbre moteur,

ωm = vitesse de rotation de l’arbre moteur,

Γm = accélération en rotation de l’arbre moteur, Jc = inertie de la charge,

ωc = vitesse de rotation de la charge,

Γc = accélération en rotation de la charge, r = rapport de réduction du réducteur (r ≥ 1), QN = débit nominal du distributeur, Q = débit (on néglige les fuites), ∆PN = perte de charge nominal du distributeur, P1 = pression coté A (P1 ≈ PA), P2 = pression coté B (P2 ≈ PB), PP = pression en P, PT = pression en T (souvent ≈ 0),

rCr

Cmetc.rmavecc.r

Jcm.JmCmq.)PP( 21 =Γ=ΓΓ+Γ=−−

rCr

)JcJm².r(.rc

rCr

rc.Jc

c.r.Jmq).PP( 21 ++Γ

=+Γ

+Γ=−

q.rCr)JcJm².r.(c

)PP( 21++Γ

=−

0

N.0N

PPQQ

∆∆= avec ∆P0 = PP – (P1 – P2) PT et Q1 = Q2 = r.q. ωc

TP

N.cN

Pq.r

Cr)JcJm².r.(cP

P.q.rQ−−

++Γ∆ω=

avec r = 1 : c'est-à-dire sans réducteur de vitesse (Cm = Cr, ωm = ωc) et Γm = Γc = 0

TP

c

Pq

CmP

P.qQ N.N−−

∆ω=

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, q en cm3/tr et N en tr/min, Cm en daN.m et les pressions en bar, l’équation devient :

TP Pq

Cm..200P

P1000

N.qQ N.N

−−π

∆=

1A

1V1-B A B

P T

1V1-A1V1

Q Q

QP

ωm Jm

ωc Jc

Cc



Puissance maximale délivrée par un distributeur à commande proportionnelle (ou par une servovalve). La puissance maximale délivrée par une servovalve, alimentée sous une pression

constante Pp, est obtenue lorsque la perte de charge dans la servovalve, ∆Psv, est égale au tiers de la pression d'alimentation Pp.

3PpPsv =∆

En effet, soit une servovalve délivrant un débit maximal Q, l'intensité du courant de commande est alors le courant nominal iN sous une pression d'alimentation constante Pp, à charge nulle.

La puissance maximale Wm délivrée par la servovalve est alors égale à Wm = Q.Pp. Lorsque la servovalve alimente un récepteur (vérin de section S) chargé tel que la pression de fonctionnement soit égale à F/S, la pression qui reste disponible à la servovalve pour assurer le débit est alors :

SFPpPsv −=∆

(nous considérons ici, pour simplifier, une pression de retour nulle en sortie de la servovalve).

Si Qsv est le débit passant dans la servovalve, on sait que l'on a :

PpPsv.QQsv

PsvPp

QsvQ ∆=⇔

∆=

La puissance délivrée par la servovalve est alors :

)PsvPp(.Psv.PpQWsv ∆−∆=

Cette puissance passe par une valeur maximale lorsque la dérivée )Psv(d)Wsv(d

∆ est nulle. Soit :

⇒∆=∆−⇒=⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ ∆−∆−∆

−Psv)PsvPp(

210)Psv()PsvPp(.)Psv(

21.

PpQ

21

21

3PpPsv =∆



COMPENSATION (ou balance) DE PRESSION. Les débits qui traversent un distributeur à commande proportionnelle varient en fonction de la racine carrée des pertes de charge qui leur correspondent. En général, ces pertes de charge varient elles-mêmes considérablement, puisqu'elles dépendent des pressions nécessaires au niveau de l’actionneur. De ce fait, pour une ouverture donnée du tiroir, on ne peut maintenir une vitesse constante au niveau de l’actionneur que si le distributeur est muni d'un compensateur de pression.

Ce compensateur de pression transforme le distributeur à effet proportionnel en un véritable régulateur de débit de type restrictif. Certains fabricants adjoignent le compensateur de pression au corps même du distributeur, d'autres l'introduisent dans un bloc foré à monter en sandwich entre le distributeur et son embase. Signalons toutefois que, même si le débit devient alors pratiquement indépendant des pertes de charge, il demeure dépendant des variations de la viscosité du fluide dues aux changements de température.

On monte généralement le compensateur de pression du côté de l'alimentation, en amont du distributeur, et on capte la pression de pilotage à l'aide d'un sélecteur de circuit constitué de deux clapets de retenue installés entre les conduites raccordées aux orifices A et B du distributeur. Un circuit comme celui représenté ci-dessous fonctionne adéquatement

Document ATOS

Ainsi, lorsque le déplacement a lieu vers la gauche (sortie de tige), la pression PB est toujours supérieure à la pression PA pendant les périodes d'accélération et de vitesse constante, ainsi qu'au moment du freinage à cause de la prédominance des charges résistantes. De la même façon, lorsque le déplacement a lieu vers la droite (rentrée de tige), c'est la pression PA qui est toujours la plus élevée des deux.

Grâce à ces particularités du vérin et des charges, le sélecteur de circuit fait en sorte que la pression transmise au compensateur de pression soit toujours celle qui règne à l'admission du vérin.



Distributeur à commande proportionnelle.

type DHZO de chez : référence DHZO – A – 07 1 – S 3. Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance le passage, l’arrêt et le sens d ‘écoulement du fluide d’un circuit hydraulique, afin par exemple de commander la sortie, l’arrêt et la rentrée de tige d’un vérin hydraulique.

Ce distributeur DHZO à commande proportionnelle 4 voies 3 positions est un appareil de contrôle de direction et de réglage de débit non compensé avec régulation proportionnelle aux signaux électroniques de consigne.

Ce distributeur est associé à une platine électronique ME01 qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande.

Document ATOS

Le capteur électronique de position du tiroir¢ n’est pas dans la configuration de ce composant.

Ce distributeur se compose essentiellement, du corps |, du tiroir principal ~ avec ressorts de tarage et des électro-aimants ¡.

Lorsque les électro-aimants sont au repos, le tiroir principal ~ est maintenu en position médiane par les ressorts. Le tiroir principal ~ est piloté directement, par l'excitation de l'un des électro-aimants proportionnels.

Par exemple : si on excite l'électro-aimant "b", alors le tiroir ~ se déplace vers la gauche, proportionnellement au signal électrique d'entrée. Il y a établissement de la liaison de P å A et de B å T par des sections d'étranglement avec caractéristique progressive de débit. La désexcitation de l'électro-aimant « b » par l’action du ressort replace le tiroir ~ en position médiane. Ce distributeur est symétrique, c’est à dire que le rapport des sections de passage est égal à 1.

Le champ électromagnétique est une fonction de l’intensité du courant qui parcourt la bobine. Une variation du champ électromagnétique du solénoïde provoque une variation du débit.



Régulateur de débit à commande proportionnelle.

type QVHZO de chez : référence : QVHZO – A – 06 / 3 / 20 Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance le débit indépendamment de la pression dans un circuit hydraulique, afin par exemple de maîtriser une vitesse de déplacement de tige d’un vérin hydraulique ou la vitesse de rotation d’un moteur hydraulique quelle que soit la charge sur celui ci. Le régulateur de débit QVHZ à deux voies est un appareil de contrôle de débit compensé avec régulation proportionnelle aux signaux électroniques de consigne. Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande. Dans les versions à deux voies l’orifice P est bouché. Il est donné pour un débit maxi régulé de 3,5 l/min.

$

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Ce régulateur de débit a un étrangleur | commandé directement par le solénoïde ~ et un compensateur de pression mécanique ¡ qui compense les variations de pression pour maintenir un ∆P constant à travers l’étrangleur. Ce régulateur de débit à commande proportionnelle à action directe avec rétroaction est utilisé pour contrôler électriquement à distance le débit donc la vitesse des vérins et des moteurs hydrauliques. Le réglage du débit se fait par affichage (0 à 100%) au potentiomètre de consigne. Par l’intermédiaire du module électronique ME01 et du solénoïde proportionnel, l’étrangleur | est réglé en fonction de la consigne. La balance de pression ¡ maintient en permanence la chute de pression à l’étranglement variable à une valeur constante. Avec une valeur prescrite de 0%, l’étrangleur variable est fermé. Il se ferme également en cas de coupure de courant. Un démarrage sans à-coups est possible à partir d’une valeur prescrite de 0% (réglage du courant de polarisation) et l’ouverture et la fermeture progressives sont temporisées (réglage de la rampe) incorporées dans module électronique ME01. A la réception d’un signal de consigne, le solénoïde proportionnel déplace l’étrangleur | et le compensateur de pression mécanique ¡ en comprimant un ressort, et en laissant un certain passage de l’orifice A å B. La valeur de ce passage, donc du débit est défini par la position de l’étrangleur |, laquelle est fonction de l’effort produit par le champ électromagnétique du solénoïde proportionnel. Le champ électromagnétique est fonction du courant qui parcourt la bobine. Une variation du champ électromagnétique du solénoïde provoque une variation de l’ouverture de l’orifice variable, donc du débit.



Limiteur de pression à commande proportionnelle.

type RZMO de chez : référence RZMO – A – 010 / 100 / 20 Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance la pression d’un circuit hydraulique, afin par exemple de maîtriser une force exercée par un vérin hydraulique ou un couple exercé par un moteur hydraulique.

Le limiteur de pression RZMO est un appareil de contrôle de pression avec obturateur, à action directe et réglage proportionnel aux signaux électriques de consigne.

Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande.

Il est donné pour un débit maxi de 4 l/min et une pression maxi de 100 bar..

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Dans ce limiteur de pression un solénoïde | commande par l’intermédiaire d’un ressort ~, un obturateur flottant ¡ l’intérieur du corps ¢.

Un limiteur de pression à commande proportionnelle est équipé d’un solénoïde pour contrôle de force. Dans ce type de contrôle, le noyau ne bouge pas quand le courant varie.

Le signal d'entrée nécessaire au tarage de la pression est fourni par une consigne qui, par l'intermédiaire du module électronique ME01, modifie le courant appliqué au solénoïde |, donc également le tarage de pression.

Si la consigne est nulle, c'est le tarage de pression mini qui s'installe égale à l’action du ressort ~. A la réception d’un signal de consigne, le solénoïde proportionnel | exerce un effort F sur le clapet ¡ contre son siège lié à ¢. La pression dans l’orifice P va croître jusqu’à ce que l’effort résultant engendré par la pression repousse le clapet ¡. A ce moment, un débit de fuite s’établit et la pression chute jusqu’à une valeur correspondant à l’équilibrage de l’effort F.



Une variation de l’effort F provoque une variation équivalente de la pression dans l’orifice P.

On peut donc moduler une pression en fonction d’un effort variable. Ce dernier est produit par le champ électromagnétique du solénoïde proportionnel d’intensité variable, laquelle est une fonction linéaire de l’intensité du courant qui parcourt la bobine.

En modulant le courant de consigne, on obtient une modulation identique de la pression.

Pour les débits importants, on a recours aux appareils pilotés à 2 étages. L’étage pilote est constitué d’un limiteur de pression à commande proportionnelle « LPP » du type « contrôle de force » et d’un étage de puissance constitué d’un limiteur de pression « LP » conventionnel Tout Ou Rien (TOR).

Le réglage manuel du limiteur TOR de puissance a pour fonction la limitation de la pression maximale, la pression minimale est définie par la raideur du ressort de rappel du tiroir de l’étage de puissance, et d’autre part par la perte de charge provoquée par la soupape proportionnelle.

C’est le tarage du limiteur à commande proportionnelle qui détermine la pression de tarage de l’ensemble.

P1 LP

P2LPP

CI

Po



Réducteur de pression à commande proportionnelle.

type RZGO de chez : référence RZGO A –010/ 210 /20 Ce composant est utilisé pour limiter électriquement à distance la pression à une valeur donnée en aval de ce composant, afin par exemple de maîtriser une force exercée par un vérin hydraulique ou un couple par un moteur hydraulique. Si la pression en amont est inférieure à la valeur de tarage, la pression en aval sera la même aux pertes de charge prés intrinsèque du composant

La soupape de réduction de pression RZGO est un appareil de réduction de pression à 3 voies, à action directe et régulation proportionnelle.

Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande.

Il est donné pour un débit maxi de 12 l/min..

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Sa fonction consiste à réduire la pression d'un système à une valeur donnée.

PP = Pression en entrée (amont)

PA = Pression en sortie (aval)

Ppil = Pression de pilotage (tarage)

Si PP < Ppil alors PA = PP

Si PP > Ppil alors PA = Ppil

Aux pertes de charge prés du composant.

Pp

PA

Ppil



Dans cette soupape de réduction de pression un solénoïde | commande directement par l’intermédiaire d’un ressort un obturateur ~ à l’intérieur du corps ¡.

En position de repos le fluide passe librement de la conduite P vers la conduite A. La pression dans la conduite A agit par l'intermédiaire de la conduite de pilotage sur la surface du tiroir opposée à celle soumise à l’action du ressort et du solénoïde |.

Lorsque la pression dans la conduite A tend à dépasser la valeur de tarage donnée par le solénoïde |, la force hydraulique en résultant déplace l’obturateur ~ pour réguler la pression dans la conduite A à la valeur préréglée et la maintenir constante.

Lorsque la pression augmente dans la conduite A sous l'action de forces antagonistes sur le récepteur, la force hydraulique en résultant continue de déplacer l’obturateur ~ contre le ressort. La conduite A est donc reliée au réservoir T. Le circuit secondaire est relié au réservoir jusqu'à ce que la pression cesse d'augmenter. Le drainage du logement du ressort est toujours externe et s'effectue par l'intermédiaire d’une conduite vers le réservoir T.

L’obturateur ~ se maintien en position d’équilibre à la pression de tarage, que l’on soit en statique ou qu’il ait circulation de fluide dans le composant.



Platine électronique E-ME-AC de chez : référence E – ME – AC – 01F La platine électronique E-ME-AC alimente des valves proportionnelles mono solénoïdes via un signal en courant qui ajuste la régulation selon le signal de consigne. Elles sont prévues pour opérer dans des systèmes de régulation en boucle ouverte. La platine fournit un courant de commande qui varie proportionnellement avec le signal de consigne à l’entrée (en tension ou en courant) en donnant au solénoïde un courant pulsatoire. Pour la régulation précise de la valve on prévoit des réglages de l’échelle et du courant de polarisation sur la face avant.

Cette carte est insérée dans le module ME01 comportant un certain nombre de composants permettant de faire l’interface avec une bobine d’un appareil à commande proportionnel.

| ~ ¡ ¢ £

⁄ ƒ § ¤ “

| : Alimentation du module : en 0V et 24VDC ~ : Interrupteur général : marche (1) – arrêt (0) ¡ : Validation rampes ; (1) oui, (0) non ¢ : Validation sortie; (1) oui, (0) non, la diode rouge

« INHIBIT » est allumée lorsque l’interrupteur est en position (0), donc pas d’alimentation de la bobine.

£ : 2 potentiomètres (valeurs de la consigne) ⁄ : Voltmètre (branchement en parallèle) ƒ : Ampèremètre (branchement en série) § : Alimentation de la bobine (S1) ¤ : Alimentation externe de la consigne (automate –5V - +5VDC).

“ : Alimentation de la consigne ; (valeur variable d’entrée de la consigne et 0V)

Test du courant (mV lus = mA) (branchement en parallèle : Résistance 1 Ohm)

Réglage de la polarisation (BIAS)

Réglage de l’échelle

Réglage de la rampe

Remarque : Cette carte permet l’alimentation proportionnelle d’une seule bobine (S1). Il n’y a pas de possibilité de réglage d’une seconde bobine (S2).

HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE UFR MIMUFR MIMUFR MIMUFR MIM


LES SERVOVALVES ÉLECTROHYDRAULIQUES.

La servovalve électrohydraulique est l’entrée est un courant électrique tout ou rien et la sortie un débit hydraulique tout ou rien. La servovalve est en quelque un organe à action proportionnelle dont l’entrée est un courant électrique variable et la sortie un débit hydraulique proportionnel au courant électrique. Une confusion très répandue, jusque dans les catalogues des fabricants est faite entre servovalve et électrovalve. En principe, la désignation d’électrovalve devrait être réservée à l’organe tout ou rien dont sorte, l’âme des asservissements électrohydraulique. Sa qualité première est son temps de réponse qui est beaucoup plus faible que le temps de réponses des électrovalves de même dimension. Il existe actuellement sur le marché plusieurs dizaines de types de servovalves correspondant à plusieurs schémas de principes différents. On se limitera à décrire le fonctionnement de quelques types les plus couramment utilisés. Symbolisation : Les servovalves sont en grande partie dans la version 4/3 des distributeurs. Sa représentation normalisée est la même que celle des distributeurs à commande proportionnelle. Une servovalve est composée :

• d’un moteur couple électrique de commande,

• d’un distributeur hydraulique progressif à pilote à pont hydraulique : Moteur couple. Le moteur couple est constitué principalement par un aimant tournant aimanté radialement et situé à l'intérieur d'une armature dont le champ est variable. Il est donc sollicité pour tourner dans un sens ou dans l'autre suivant le sens du courant qui traverse la bobine d'excitation. Le rotor est lié d'une part à un potentiomètre inductif donnant une tension proportionnelle à la rotation θ de l'arbre par rapport à la position milieu et d'autre part à un levier lié à un tiroir de distribution.

Remarque.

Les servovalves à jet ou à palette créent une fuite interne permanente de 100 à 600 cm3/min, ce

qui peut être un inconvénient. Elles exigent de plus une filtration très poussée en raison de la petitesse des orifices du pont hydraulique. Si cette dernière ne peut être garantie, on constate un abaissement considérable de la fiabilité. La servovalve à deux étages, à distributeur et moteur couple à retour position, pallient ces inconvénients.



Principe du pilote à pont hydraulique. La pression pilote traverse deux orifices

calibrés σ et σ’ de très petites dimension de diamètre de l’ordre de 0,25 mm. Les pressions d’aval p et p’ sont modulées

par les orifices variables de fuites Of1 et

Of2 de diamètre de l’ordre de 0,25 mm et

de course ab de 0,025 mm.

Si le courant électrique qui traverse le moteur couple sollicite la palette vers la droite, la fuite côté gauche va croître, et la pression p va diminuer, de même la fuite coté droit va diminuer, et la

pression p’ va augmenter.

Les deux pressions p et p’ agissent sur le tiroir de l’étage de puissance, qui se déplace donc de

la droite vers la gauche.

Principe du pilote à pont hydraulique MOOG®. Considérons une intensité i traversant les bobines ce qui crée un couple C tendant à déplacer la palette ab vers la droite. L’orifice Of2 s’étrangle

partiellement, la pression d’aval p’ monte

et le tiroir principal se déplace vers la gauche. La lame élastique ab est sollicité

vers la gauche, tendant à annuler la rotation initiale du moteur couple. L’équilibre est très approximativement obtenu lorsque le moteur couple est revenu en position centrale, puisque les deux pressions d’aval p et p’ doivent être les mêmes.



Principe de fonctionnement. Les servovalves ont pour rôle de délivrer un débit proportionnel à une tension de consigne. Le moteur couple sous l'action d'une force électromagnétique permet le déplacement d'une palette modifiant la pression de pilotage appliquée aux extrémités du tiroir principal.

Cette pression de pilotage est proportionnelle au déplacement de la palette contre les buses. Le tiroir se déplace, entraînant la barre de rétroaction. La palette se repositionne, ce qui engendre une correction de la pression de pilotage afin d'immobiliser le tiroir principal en position.

Le débit ainsi réglé est alors proportionnel à la tension de consigne.

Les caractéristiques des servovalves permettent leur utilisation principalement en asservissement.

� Armature du moteur couple.

� Palette.

� Barre de rétroaction.

� Tiroir principal.

� Chemise.

� Buses.

� Corps principal.

� Filtre intégré.



SERVOVALVES document MOOG®



Servo valve « AIR EQUIPEMENT 30465 » développée par BENDIX (USA).

C'est une servovalve en débit, à 4 voies, à 2 étages hydrauliques, à moteur couple baignant dans l'huile (moteur mouillé), à premier étage du type buse - palette, à deuxième étage du type tiroir de distribution mobile en translation et rappelé en position neutre par deux puissants ressorts précontraints.

A : aimant C : chemise du distributeur principal F : filtre de protection d’un orifice fixe O : orifice variable P : palette R : ressort de rappel du tiroir T : tiroir du distributeur principal



Comparaison entre les valves à effet proportionnel et servovalves : doc. BOSCH



LES AXES ÉLECTROHYDRAULIQUES. Les mouvements des machines modernes sont réalisés moyennant des axes en boucle fermés.

Le contrôle du mouvement des machines modernes est essentiellement un problème de contrôle d’axes. Les machines industrielles modernes sont des machines multi-axes toujours plus contrôlées par des dispositifs électrohydrauliques proportionnels.

Les axes électrohydrauliques (servo vérin ou servo moteur) sont facilement programmables de façon analogue aux systèmes électromécaniques et permettent une automation flexible au moyen du logiciel de l’unité centrale de contrôle. En comparant les systèmes électromécaniques aux systèmes électro-hydrauliques, ces derniers ont les avantages suivants:

• protection intrinsèque contre les surcharges,

• adaptation automatique aux forces,

• réponse rapide,

• variation simple et continue de la vitesse,

• haute densité de puissance des forces ou des couples,

• longue durée de vie et excellente fiabilité.

Les servoactionneurs avec capteurs et électronique intégrés représentent la solution électrohydraulique de pointe, qui n’exige qu’une simple conduite pour l’alimentation hydraulique et un simple câble pour l’électronique de contrôle; ils sont disponibles en exécution étanche pour des applications en plein air, mobiles et marines ou en exécution antidéflagrante pour des installations chimiques et off-shore. Ils simplifient la conception grâce à la souplesse de leur automation et leur fiabilité maximale.



ASERVISSEMENT EN POSITION : SERVO VÉRIN. Asservissement en boucle fermée : L’asservissement en position permet la compensation des écarts et la proportionnalité rigoureuse de la position de la tige d’un vérin hydraulique au signal de commande.

Amplificateur

proportionnel

Vérin

hydraulique

Distributeur

à commande

proportionnelle

Capteur de déplacement

Consigne U ∆U I Q Position

La boucle comprend un signal de commande, un amplificateur proportionnel, un distributeur à commande proportionnelle, un vérin, un capteur de position et un détecteur d’écart qui compare le signal fourni par le capteur à une valeur de consigne.

Le système est autocorrecteur, et est pratiquement insensible aux perturbations extérieures (variation de la charge entraînée) pouvant venir troubler la loi de proportionnalité établie.

Servo vérin : Un servo vérin est composé d’un vérin hydraulique, d’un capteur de déplacement lié à la tige du vérin, et d’un organe de commande (distributeur à commande proportionnelle).

La tige du piston est creuse pour laisser le passage à la partie fixe du détecteur qui est vissée dans le fond arrière. La partie mobile du détecteur est centrée dans le piston. Elle suit les déplacements du piston. La partie fixe vissée dans le fond arrière est composée d'une tige qui porte la piste résistante d'un bloc de montage avec joint d'étanchéité et d'un connecteur électrique. La partie mobile porte les contacts coulissants.

D’après document MANNESMANN REXROTH

Le montage de l’organe de commande est monté directement sur le vérin ou le plus près possible de celui-ci, permettant d’obtenir des temps de réponses les plus courts possible en minimisant l’élasticité due aux tuyauteries de liaison et à la compressibilité de l’huile.



ASSERVISSEMENT EN VITESSE, SERVO MOTEUR.

Asservissement en boucle fermée :

L’asservissement en vitesse permet la compensation des écarts et la proportionnalité rigoureuse de la vitesse en rotation d’un moteur hydraulique au signal de commande.

Amplificateur

proportionnel

Moteur

hydraulique

Distributeur

à commande

proportionnelle

Capteur de vitesse

Consigne U ∆U I Q Vitesse

La boucle comprend un signal de commande, un amplificateur proportionnel, un distributeur à commande proportionnelle, un moteur hydraulique, un capteur de vitesse et un détecteur d’écart qui compare le signal fourni par le capteur à une valeur de consigne.

Le système est auto correcteur, et de ce fait, est pratiquement insensible aux perturbations extérieures (variation de la charge) pouvant venir troubler la loi de proportionnalité établie.

Servo moteur :

Un servo moteur est composé d’un moteur hydraulique, d’un capteur de vitesse entraîné par l’arbre du moteur, et d’un organe de commande (distributeur à commande proportionnelle). Le montage de l’organe de commande est monté directement sur le moteur ou le plus près possible de celui-ci, permettant d’obtenir des temps de réponses les plus courts possible en minimisant l’élasticité due aux tuyauteries de liaison et à la compressibilité de l’huile.

G

Remarque :

Le distributeur à commande proportionnelle doit toutefois être « appairé » au moteur : le rapport des sections de passage du moteur est de 1, le rapport des sections de passage du distributeur doit être aussi de 1 pour avoir les mêmes pertes de charge dans les deux sens de passage (flèches parallèles et flèches croisées)



Guide pour les axes modernes électro-hydrauliques . 1. LES MOUVEMENTS DES MACHINES MODERNES SONT REALISES MOYENNANT DES

AXES EN BOUCLES FERMES. Le contrôle du mouvement des machines modernes est essentiellement un problème de contrôle d’axes. Les machines industrielles modernes sont des machines multiaxes toujours plus contrôlées par des dispositifs électrohydrauliques proportionnels. Le contrôle de ces axes électrohydrauliques devrait toujours être en boucle fermée. Seulement un système en boucle fermée oblige de bénéficier pleinement de la combinaison entre électronique et hydraulique: précision, temps de réponse, répétitivité, insensible au milieu ambiant. En outre, un contrôle en boucle fermée rationalise les systèmes complexes: une seule unité de process peut piloter plusieurs cartes et beaucoup d’axes.

2. POURQUOI LES COMPOSANTS STANDARD? Les contrôles en boucle fermée pour les systèmes modernes devraient être réalisés en utilisant des composants hydrauliques et électroniques standard. Avec les composants standard nous avons les avantages suivants :

• rationalisation des machines,

• une solution économiquement optimisée,

• l’utilisation de composants facilement interchangeables, valves proportionnelles et vérins ISO avec fixations standard (hydrauliques et électriques), permet un approvisionnement et une manutention plus facile et la possibilité de simples modifications pour la mise à jour de la machine.

La plupart des fabricants de composants suivent les mêmes standards internationaux.

3. TYPE DE SCHÉMA ÉLECTRO-HYDRAULIQUE. En figure 1, est représenté un schéma à blocs de base d’entrée commune. Cela fait référence un servo-récepteur linéaire. Les servomoteurs et servo-récepteur rotatifs suivent les mêmes concepts. Le schéma de base peut être intégré avec valves de sécurité, valves de contre-pression, systèmes load sensing et valves auxiliaires.

Document ATOS

1 = actionneur (vérin)

2 = distributeur à commande proportionnelle et régulateur

3 = contrôleur électronique

4 = unité de puissance

Rétroaction

Signal de référence

Régulateur

Unité centrale

Contrôleur d’axe



4. RÉCEPTEURS ET CAPTEURS.

Les mouvements électro hydrauliques sont réalisés avec des récepteurs linéaires ou rotatifs. Les premiers sont «commandés» par le moyen de traducteurs de positions analogiques ou digitales qui fournissent la rétroaction de position pour fermer la boucle et peuvent être montés directement dans le récepteur (capteur). Normalement, les servo-verins sont dotés de valves proportionnelles pour augmenter la rigidité du système. Les servo-verins Atos sont «en exécution à bas frottements» avec caractéristiques statiques et dynamiques élevées pour améliorer les prestations de contrôle. La gamme Atos offre:

• Servo verins type CKP, CCP avec capteur potentiométrique incorporé, le moins coûteux et le plus utilisé.

• Servo verins type CKW(V), CCW(V) avec capteur inductif incorporé: (figure 2) sans contact préférable en cas de vitesse élevée et/ou fréquence de travail élevé ou avec un cycle «répétitif».

• Servo verins type CKM, CCM avec capteur magnéto sonique incorporé (figure 2): utilisé quand il est demandé une précision de positionnement élevée ou un contrôle de vitesse approprié.

• Servo verins sans capteur incorporé: dans ce cas, le capteur doit être appliqué à l’extérieur du vérin pour fournir la rétroaction de position du dernier élément actionné de la machine. Il s’agit typiquement du capteur inductif à encodeurs linéaires ou rotatifs (avec pignon et couronne).

Les récepteurs rotatifs sont communément associés avec encodeur digital ou dynamo analogique respectivement pour les contrôles de position/vitesse ou de vitesse.

Les contrôles en boucle fermée de force/pression sont réalisés avec les mêmes modes de contrôles de position et vitesse mais utilisant des capteurs de pressions ou de capteur de force. Parmi les valves de contrôle pression, les versions ZO-TER sont équipées avec capteurs de pressions à électronique intégrée qui réalisent le contrôle de pressions en boucle fermée. Les valves de contrôle de pressions peuvent être directes ou pilotées.

5. VALVES PROPORTIONNELLES ET RÉGULATEURS. Les valves proportionnelles à haute prestation fournissent des prestations similaires à celles de bonnes servo-valves, en maintenant les prérogatives typiques de l’électro-hydraulique proportionnelle: moindre délicatesse, moindre exigence de filtration, stabilité intrinsèque, moindre hystérésis. Les valves proportionnelles ATOS et les régulateurs électroniques relatifs sont marqués «CE» en accord avec les directives EMC et Basses Tensions. Les valves mono solénoïde sont le juste choix pour réaliser un système en boucle fermée avec un contrôle plus simple et optimisé économiquement.



Pour choisir la valve proportionnelle la plus judicieuse, il faut considérer :

• choisir un capteur avec recopie nulle (par ex. une valve type DLHZO),

• choisir une valve avec une caractéristique de réponse en fréquence d’au moins 30 Hz avec 90° de déphasage (diagramme de Bode),

• choisir la configuration de «fail-safe» plus adapté (figure 3) pour prévenir dans certains cas, d’un manque d’alimentation électrique,

• utilisés un capteur linéaire pour les contrôles de position,

• répétitivité et hystérésis 0.2 %. Il est recommandé la version TE avec électronique intégré, pré tarée en usine, qui assure une fonctionnalité précise plus interchangeable et simplifié les câblages et le tarage.

Pour un meilleur fonctionnement d’une boucle fermée, choisir des tiroirs avec un débit maximum égal à 10÷25% en plus du débit maximum régulé (meilleur contrôle du débit minimum et des gains hydrauliques). Lorsque de hautes vitesses de translation sont associées à des approches précises, utiliser la régulation «spéciale» de la valve série «T» et les régulateurs électroniques relatifs (voir fiche F190). Choisir la configuration de fail-safe la plus adapté (figure 3) en fonction des impératifs de sécurité de l’axe, en cas de coupure électrique. Sont également disponibles les valves type DPZO-LE (figure 4) avec double capteurs de rétroaction (sur tiroir principal et sur tiroir de la valve pilotée). Ils sont utilisés pour obtenir une meilleure précision et pour améliorer les prestations statiques et dynamiques. Dans ce cas, le régulateur électronique intégré contrôle deux signaux de rétroaction en double boucle fermée. Le module pilote ZJ peut piloter n’importe quel étage proportionnel secondaire avec dynamique élevée. Atos offre aussi de mini organes de commandes A0ZJ-TE (figure 5), servocommandes électro-hydrauliques linéaires à dynamique élevée grâce au servo module ZJ. Ils sont interfaçages directement à l’unité de contrôle de la machine et réalisent les positionnements auto-contrôlés (course maxi: 16 mm) en fonction des signaux électroniques d’entrée.

Pour des débits élevés, il existe également des valves proportionnelles en cartouches. Ce sont des éléments standard pour montage en monoblocs avec des solutions compactes et économiquement optimisées. Chaque valve proportionnelle est alimentée par le biais d’un régulateur électronique qui fournit au solénoïde un courant modulé en fonction du signal électronique de référence. Pour assurer la meilleure fonctionnalité, le régulateur électronique devrait être fournit par le constructeur. Le signal de référence est normalement en tension (Volt); en alternatif il peut être en courant (Ampère), cette dernière est utilisée quand les câbles du signal de référence et de rétroaction sont très longs et cela peut engendrer des interférences et des parasites. Dans chaque cas, il est nécessaire de soigner avec attention le blindage des câbles électriques en reliant à la masse la tresse. Le régulateur électronique peut être intégré sur la valve (versions TE, LE) ou séparé (en format Undecal et Europe). Sont disponibles également les cartes digitales; elles supportent des solutions et des algorithmes avancés et assurent un comportement plus précis. Ces régulateurs devraient être utilisés seulement pour des machines construites en quantité importante auxquels l’association du contrôle digital et l’optimisation du software prévu par le constructeur, permettent une solution économiquement optimisée.



6. SYSTÈME ÉLECTRONIQUE DE CONTRÔLE. Le système électronique de contrôle comprend une unité de contrôle et une ou plusieurs cartes d’axes.

L’unité de contrôle machine comprend une unité d’élaboration de données (PLC, PIC, CNC) pour élaborer les signaux d’entrée/sortie (figure 6). Cette unité d’élaboration de données est dotée d’un terminal pour l’insertion de données, et est équipée avec une unité périphérique dédiée, c’est-à-dire, cartes d’axes et d’autres contrôleurs électroniques pour la coordination des différents axes. Le système de contrôle électro-hydraulique peut être optimisé aussi bien hydrauliquement qu’électroniquement. La carte d’axes est l’interface entre l’unité de contrôle du process (qui élabore le programme principal) et les systèmes électro-hydraulique auxquels arrivent les adresses des signaux de référence. Les cartes d’axes peuvent être analogiques ou digital, cette dernière est plus diffusée. Les axes digitaux sont interfaçages directement avec encodeurs inductifs pour la moitié des applications des cartes auxiliaires. Pour faire l’interface entre un capteur analogique et une carte d’axes, il faut prévoir un convertisseur A/D. Pour avoir de bonnes prestations, il faut avoir une résolution d’au moins 12 bit. Essentiellement, une carte d’axes compare les signaux de références et de rétroaction et élabore le signal de contrôle en sortie.

Le contrôleur le plus utilisé est du type PID auquel les paramètres réglables sont : P : proportionnel à l’erreur; I : proportionnel à la variation de l’erreur; D : proportionnel à la vitesse de variation de l’erreur.

Une carte d’axes peut contrôler un ou plusieurs axes (jusqu’à 6, même synchronisés) et peut être employée pour des applications standards ou pour des applications spécifiques à hautes prestations, avec langage de haut niveau.

7. ANALYSE DE SYSTÈME EN BOUCLE FERMÉE. Cette section est prévue pour fournir une approche pratique de base pour évaluer les prestations des systèmes en boucle fermée. Les concepts de base décrits par la suite arrivent aujourd’hui à supportés de programmes avancés de simulation. Avec ceux-ci, il est possible de construire des circuits complexes en raccordant les divers blocs fonctions qui représentent la boucle après avoir déterminé les caractéristiques en sortie de chaque élément. Il est possible en outre de simuler le comportement des systèmes complexes et d’analyser leur réponse dynamique: en particulier il est facile de développer les études paramétriques (rigidité variable, masse, type et taille des valves proportionnelles). Les applications électro-hydrauliques peuvent se diviser essentiellement :

• application dynamique: mouvement des charges à vitesse/fréquence élevée;

• application de force: transmission de force élevée à basse vitesse. Les problèmes qui naissent dans les applications dynamiques sont des évaluations difficiles mais de grande importance. La majeure partie des disfonctionnements est due à une approche du système qui ne considère pas le problème de la fréquence.



Il faut considérer deux aspects :

• la rigidité hydraulique du système;

• l’inertie des charges. Dans beaucoup d’applications, le fluide hydraulique est considéré incompressible. Cela n’est pas correct dans l’absolu puisque quand un fluide est en pression, il se comprime au même titre qu’un ressort (figure 7).

Dans les servo systèmes rapides avec charges dynamiques élevées ainsi que les tuyauteries, peuvent être considérées comme élastiques surtout pour des valeurs élevées de pression. Il faut faire attention à la présence des accumulateurs: ils améliorent les générales mais rendent le système plus critique du point de vue dynamique.

L’analyse d’un système de contrôle en boucle fermée peut être simplifiée en schématisant les composants (ou groupes de composants) comme les blocs (figure 8). La relation entre l’entrée et la sortie d’un bloc simple est le gain (G). Le gain de la boucle du système Kv (figure 9) peut être calculé en additionnant les gains des blocs simples de la boucle (amplificateurs GD, valve proportionnelle GV, vérin GC, rétroaction). Plus élevé est le gain de la boucle du système, meilleurs sont les prestations en générale.

Un gain excessif peut rendre, cependant, le système instable (figure 10). Dans cette situation les oscillations dynamiques divergent.

La valeur maximum du gain avec laquelle est encore assurée la stabilité du système est déterminée par:

• la masse de la charge (M); meilleure est la masse, meilleure sont les forces d’inertie, meilleure est la tendance à osciller,

• la rigidité du récepteur (CH); rigidité faible signifie une tendance à osciller élevée et donc la rapidité devrait être la plus haute possible,

• coefficient d’amortissement (x) du système (typiquement = 0.05÷0.3). Ce paramètre dépend de la caractéristique de la valve (non linéaires)

Pour assurer la stabilité du système : Kv < 2.ξ.ωS, auquel ωS, la fréquence naturelle du système en boucle fermée, est le minimum entre :

• ωV :: fréquence naturelle de la valve (fréquence avec déphasage de 90°)

• ωO : (CH / M)0,5 : fréquence naturelle du système mécanique (généralement 10 ÷100Hz voir figure 11);

• ωat : fréquence naturelle de l’amplificateur et des capteurs de rétroaction (normalement

négligé parce qu’au moins dix fois plus grande que ωV et ωO .



Dans les applications industrielles d’axe électrohydraulique la fréquence critique est toujours ωO .

Pour les récepteurs linéaires ωO est calculé avec la formule suivante :

)s/rad(2

k1.

M.c

1A.B.40o

+=ω

formule ATOS

B = 1,4.107 kg/cm.sec² (module de compressibilité) C = course en mm M = masse en kg S1 = surface du piston en cm² S2 = surface annulaire en cm² k = S2/S1

Le temps minimum d’accélération/décélération admis pour un système cylindre masse pour

maintenir la stabilité fonctionnelle est lié directement à la fréquence naturelle ω0 :

(critère de Route-Hurwitz) : tmini = 35/ω0 (s)

L’expérience montre que si le temps minimum de rampe tmini calculé pour assurer la stabilité dans un système est inférieur à sensiblement 0,1 secondes, le système doit être réexaminé. Une fois fixé, le temps de cycle total et la course, il est possible de calculer la vitesse maximum :

Vmax = Ctot / (ttot – tmini)

avec Ctot = course totale (mm), ttot = temps de cycle totale (s)

est par conséquent l’accélération maximum けmax ou Amax:

けmax = Vmax / tmini

La rigidité de l’ensemble est importante aussi pour déterminer la prestation statique ou précision, avec lequel l’axe électro-hydraulique rejoint et maintient une position donnée, puisqu’en augmentant la rigidité, on augmente la sensibilité aux possibles désagréments externes; charges résistantes sur les récepteurs, charges dues au poids (vérins montés verticalement), frottement sur les guides, jeux des joints; Les autres paramètres à évaluer attentivement sont l’écartement de la valve de la position zéro à cause des variations de température ou pression.



8. ANALYSE D’UN SYSTÈME EN BOUCLE FERMÉE: EXEMPLE TRAITÉ. L’exemple suivant montre la grande influence des caractéristiques dynamiques dans un système en boucle fermée. Considérons le schéma simple figure 13. Le vérin est relié à une valve proportionnelle, le cycle machine impose au vérin d’effectuer la course entière dans un temps de 2 sec.

• S1 = 19,6 cm²

• S2 = 14,7 cm²

• k = 0,75 En utilisant la relation de la section 7, on obtient :

ωO = 69,12 rad/s tmini = 0,51 s Vmax = 0.67 m/s けmax = 1,31 m/s² Qmax = Vmax . S1 = 0,67 . 19.6 . 60/10 = 78,9 l/min Finertie = M . け = 2620 N

La pression demandée à la centrale de puissance est : Pmin = (Finertie + Fcharge) / S1 = (262 +1962) / 19,6 = = 113,5 bar Pconsigne = Pmin + Pnom.valv. + Pcircuit. = 113,5 + 70 +16 = 199,5 bar

Fig. 13 : Système analysé dans l’exemple.

Choisir une valve proportionnelle avec un Pnom.valv compris dans la plage illustrée de la fiche technique. Dans l’exemple précèdent on peut choisir une valve :

DLKZO-TE-040-L71 (Q = 90 l/min, Pnom.valv = 70 bar).



Servo-vérin document MOOG



Servo-vérin : doc



LES TUBES. Les liaisons entre les différents composants d’un système hydraulique sont réalisés par :

• des tuyauteries rigides, les plus souvent en acier si les composants à relier sont fixes, • des tuyauteries flexibles, si les composants à relier sont mobiles entre eux, • des raccords qui permettent la jonction entre les différentes tuyauteries et composants.

La technologies des blocs forés permet de relier directement des composants entre eux par l’intermédiaire d’un bloc rigide qui fait fonction de canalisations pour relier les différents orifices des composants et de maintient de ces composants en structure compact.

On utilise généralement: • jusqu’à la dimension nominale de 40 mm, des raccordements à bague coupante (sur des

installations soumises à de faibles efforts et exemptes de vibration), • jusqu’à la dimension nominale de 40mm, des raccordements avec cône à souder et tenue

conique avec bague (sur les installations lourdes et pour une exploitation plus sévère), • pour des dimensions nominales supérieures à 40 mm, des raccordements par brides.

Les conduites doivent être décapées, passivées puis lavées au fluide; le décapage sert pour éliminer la rouille ou les incrustations et surtout les déchets de borax de soudure, etc. Le cas échéant ajouter un traitement de phosphatation ; de toute façon, les conduites doivent être parfaitement propres.

Lors de l’installation, les tubes doivent reposer sur un nombre approprié de supports; actuellement, on a l’habitude d’utiliser des colliers plastique, généralement en polyamide ou polypropylène. Nous conseillons de calculer le nombre de supports sur la base des distances moyennes d’ancrage:

• 1500 mm pour des tubes sous pression, • 3000 mm pour des tubes sous basse pression (lignes de retour et de drainage).

Vérifier que les tubes et les éléments hydrauliques puissent aisément être démontés en cas de besoin.

Au cours de la phase de montage des tuyaux flexibles, éviter de trop petits rayons ainsi que des efforts de torsion les tuyaux flexibles doivent être dimensionnés pour des pressions de valeur double de celle de la pression maxi. d’exploitation afin de tenir compte des pics instantanés de pression qui sont inévitables.

En cas de contre-pression les orifices de drainage des moteurs hydrauliques et des valves doivent être raccordés au réservoir séparément des raccordements de retour.

Les tuyauteries rigides. Les tuyauteries rigides sont généralement des tubes en acier. Mais la définition des matériaux est fonction de la pression et de la nature du fluide. Selon la gamme de pression nous rencontrons :

• moyenne ( < 160 bar) et haute pression (>250 bar) : tubes en acier étiré à froid* (huile minérale),et de tubes en acier inoxydable (fluides synthétiques).

• basse pression ( < 80 bar) : on peut employer d’autre matériaux comme le cuivre, l’aluminium, du rilsan, …à condition qu’il soit compatible avec le fluide.

*: tube type hydraulique : tube en acier A37 étiré à froid, sans soudure, blanc d’étirage, avec un état de surface intérieure excellent. Existe en cotes pouces ou cote métrique, de longueur de 2 à 3 m, permettant des rayons de cintrage au minimum à trois fois de diamètre extérieur du tube.

Désignation. La norme NF A 49-330 pour la désignation des tubes hydrauliques donne le diamètre extérieur et l’épaisseur en mm.

• exemple : 12-2, ce qui donne un diamètre intérieur de 8 mm.



Détermination d’un tube. Le tube sera déterminé en fonction du débit qu’il doit véhiculer, et de la pression maximale qu’il doit subir, et de la perte de charge que l’on admet.

• le débit et la perte de charge admissible permettront de déterminer le diamètre intérieur minimal,

• la pression permettra de déterminer l’épaisseur de la paroi. Attention : les diamètres du tube doivent être appairer avec la taille des orifices des composants.

Diamètre intérieur. Dans chacun des tronçons du circuit, le diamètre des tubes doit être choisi suivant le débit d’huile et ce débit peut être nettement supérieur à celui de la pompe (tenir compte des rapports de sections des vérins et de la présence d’accumulateur) en considérant que les vitesses maxi. suivantes ne doivent pas être dépassées:

• 0,5 à 1,5 m/s dans les tubes d’aspiration, • 1,5 à 4 m/s dans les tubes de retour au réservoir, • 4 à 8 m/s dans les tubes d’alimentation, • 0,5 à 1,5 m/s dans les tubes de drain.

Les vitesses inférieures doivent être maintenues sur les installations de faible pression et/ou à fonctionnement continu.

Nous conseillons de calculer largement les dimensions des tubes d’aspiration et de retour au réservoir. Le tube d’aspiration doit être aussi court et aussi droit que possible; éviter les coudes aigus, les rétrécissements et les étranglements qui peuvent compromettre le bon fonctionnement des pompes.

La relation V.6

QS = avec S en cm², Q en l/min et V en m/s

et π

=S.400

D int nous donne le diamètre intérieur en mm.

Épaisseur du tube. L’épaisseur du tube dépend de la pression d’éclatement. On admet couramment que la pression d’éclatement est de 4 à 6 fois la pression maxi de service.

Péclatement = k. Pservice avec 4 < k < 6

Attention : pour la pression maxi de service, il faut tenir compte des pics de pression en régime transitoire (démarrage, accélération, coups de bélier, …)

Les relations de résistance des matériaux nous donnent si nous faisons l’hypothèse que le tube est à paroi mince et que seule la sollicitation de traction est retenue :

⇒e2intD.P

=σ , donc σ

=2

intD.Pe avec e l’épaisseur en mm, P la pression d’éclatement en bar,

Dint le diamètre intérieur en mm et σ la contrainte maximale admissible avec σ = 4200 daN/cm² pour un tube en acier.

Cette formule peut s’appliquer avec une exactitude suffisante que pour des tubes à paroi mince, c'est-à-dire, lorsque le rapport Dint /e >10 car la contrainte n’est pas uniforme dans l’épaisseur du tube. Elle est maximale sur la surface interne et par conséquence, plus grande que celle trouvée précédemment.

La valeur de la contrainte maxi. (formule de LAMÉ ) donne : ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−σ+σ

> 1PP

2intD

e



Détermination de l’épaisseur d’un tube (en acier : σ = 42 daN/mm²) en mm en fonction du diamètre intérieur en mm et de la pression d’éclatement en bar.



Dimension des tubes en cotes pouce et cotes métriques.



LES TUYAUTERIES FLEXIBLES. En règle générale, un tuyau se compose de trois éléments :

• la robe, • le tube • le renforcement.

La robe protège le renforcement et le tube des agressions extérieures telles que:

• les intempéries, • l’ozone, • l’abrasion, • la température, • les produits chimiques etc.

Choisir un tuyau avec une robe qui réponde aux demandes de votre système, particulièrement dans des conditions abrasives ou si le tuyau est exposé aux produits chimiques ou aux températures extrêmes. Le tube permet au fluide de circuler le plus facilement possible. Le renforcement est le muscle du tuyau. Il confère au tuyau la résistance requise pour supporter la pression interne (ou externe dans les flexibles d’aspiration). Il existe trois types de renforcement: tressé, spiralé et hélicoïdal. Le type de renforcement dépend de l’utilisation du tuyau.

Assurez-vous, lors du choix du tuyau, de la compatibilité entre le tube, la robe, les embouts, les joints toriques et le fluide utilisé. D’autres facteurs, comme les températures élevées, la pollution et la concentration du fluide, auront également une influence sur la compatibilité.

Des études faites par des fabricants de composants hydrauliques ont démontré que les trois principales causes de défaillance de flexibles hydrauliques sont les agressions extérieures, un mauvais montage et un routage incorrect.

Dimension. Il vous faudra déterminer le diamètre intérieur adapté au débit et à la vitesse du fluide requis ainsi qu’à la perte de charge admise éviter la détérioration du tuyau par échauffement ou turbulence excessive du fluide.

Température. Le tuyau sélectionné doit pouvoir résister aux températures minimales et maximales du système.

Application. Déterminez où et comment le tuyau ou le flexible de remplacement sera utilisé. Assurez-vous que toutes les exigences de l’application soient respectées, par exemple le type d’équipement, les pressions de service et les pointes de pression, le fluide utilisé, le rayon de courbure, la conductivité.

Pression. Lors de la sélection d’un tuyau, il est important de connaître la pression du système, ainsi que les pointes de pression. Les pressions de service, telles qu’elles sont indiquées dans le catalogue de tuyaux, embouts et équipements hydrauliques, doivent être égales ou supérieures à la pression du système.



Choix des embouts. Un embout hydraulique a deux extrémités fonctionnelles:

1. L’insert pour l’accrochage sur le tuyau. 2. La terminaison pour la connexion à l’orifice du système hydraulique ou à l’adaptateur.

L’insert est identifié par les dimensions et le type du tuyau sur lequel l’embout sera accroché. La conception de l’embout sera déterminée par le constructeur du tuyau en fonction des spécifications requises.

On obtient le type d’un embout (ou d’une terminaison) en le comparant avec l’embout à remplacer et/ou en mesurant le filetage dans lequel la terminaison sera raccordée.

Montage des flexibles. Lors du montage il faudra vérifier que :

• Le rayon de courbure du flexible est supérieur de 10 à 12 fois son diamètre intérieur. On laissera aussi à chaque extrémité une longueur droite égale à au moins 4 fois le diamètre extérieur du flexible.

• Le flexible n'est pas bridé dans ses fixations. Il doit épouser sans contrainte une courbe aussi large et aussi souple que possible. Pour ce faire, certains montages seront préférés à d'autres même si cela nécessite l'adjonction d'un coude ou d'un raccord oblique.

• Le flexible ne subit aucune torsion. La robe extérieure porte généralement un filet de couleur sur une génératrice, ce qui permet de contrôler très vite s'il y a torsion.

• Le flexible est totalement libre dans ses débattements et qu'il ne frotte sur aucune partie fixe ou mobile.

• Enfin, sous l'action de la pression, le diamètre du flexible augmente et sa longueur diminue. Cette réduction de longueur peut aller jusqu'à 4% de la longueur totale. Aussi, lors de la détermination, la longueur du flexible sera calculée assez large. Le flexible sera muni d'un ou deux raccords libres qui permettront de le redresser.



Règles de montage des flexibles.



LES RACCORDS. Ils assurent la liaison démontable entre les tubes entre eux et les tubes et le composant hydraulique.

Leur étanchéité reste bonne jusqu'à 300 - 400 bar.

Elle est réalisée en deux points : - entre le tube et le raccord au moyen d'une bague sertie ou encore d'un cône pré-formé sur le tube ; - entre le filetage du raccord et l'appareil sur lequel il est monté par un joint ou, simplement par la forme du filet.

Parmi les plus utilisés nous rencontrons :

Raccord à bague sertie. Le raccord se compose de trois pièces : - le corps qui est fixé sur l'appareil, - une bague à sertir, bi-conique, portant une lèvre dure et coupante ; - un écrou de blocage qui se visse sur le corps. Lors du serrage, la bague prise entre les deux cônes se déforme et s'incruste dans le tube, assurant ainsi l'étanchéité. La bague n'est donc pas démontable après sertissage.

Le montage sur un tube de diamètre extérieur 25 reste étanche en statique (sans coup de bélier) jusqu'à 400 bar.

Raccords à bague pré-sertie. C'est le même principe que ci-dessus. La bague est pré- sertie. Ce montage nécessite l'emploi d'un outil spécial. La bague reste sertie sur le tube. Ce montage sur un tube de diamètre extérieur 30 reste étanche en statique jusqu'à 400 bar.

Raccords à bague épaulée. C'est le même principe que ci-dessus. Une bague épaulée portant six arêtes est sertie sur un tube rainuré au préalable. Ce montage nécessite l'emploi d'un outil à rainurer. La bague reste sertie sur le tube. Ce montage sur un tube de diamètre extérieur 30 reste étanche en statique jusqu'à 400 bar.

Raccords à évasement. L'extrémité du tube est évasée et serrée entre deux cônes mâle et femelle, portés généralement par le corps du raccord et l'écrou. Le tube est souvent guidé par l'écrou ou une manchette ce qui assure une bonne tenue au cône. Ce montage est étanche à la pression d'éclatement du tube



Raccords avec embout à souder. L'écrou doit être monté avant soudage, opération que l'on peut être amené à faire en position sur le montage. Ce montage avec embout à souder peut être utilisé aussi comme dépannage à la suite d'un incident à un raccordement. Il permet, en limitant la réparation, une remise en route rapide.

Ce sont des raccords trois pièces possédant un embout à souder sur le tube. L'étanchéité est assurée par les portées coniques de l'embout et du tube. Elle est généralement excellente, la soudure permettant, de plus, une étanchéité totale. Selon le diamètre du tube et son épaisseur on peut arriver à 500 - 600 bar.

Raccords par bride. Lorsque la pression devient élevée (250 bar), ou le débit important. Un embout portant une bride mobile est soudé sur le tube. Cet embout peut être serré contre un autre embout ou sur une embase. L'étanchéité est assurée par un joint torique, ou un « quadring », logé dans l'un des embouts ou dans la plaque de base. Elle est excellente, mais le montage doit être fait proprement, avec des tubes bien en ligne et des brides bien parallèles. Un décapage soigné du tube et son traitement sont absolument indispensables avant montage. Les tubes ainsi préparés seront stockés bouchés, les bouchons plastiques étant maintenus par des plaques d'obturation. Les montages à brides existent pour des raccordements en ligne, en équerre, en té etc.



Raccords orientables. Appelés aussi raccords « banjo ».

Ils permettent une orientation sur 360°, mais seulement au montage.

Ce sont des raccords statiques, l’étanchéité n’est pas assurée quand ce raccord n’est pas bloqué.

On voit sur la figure que ce raccord orientable nécessite un dégagement au-dessous du plan de pose pour permettre le passage de l'écrou qui immobilise en rotation ce raccord.

Raccords tournants. L'utilisation de raccords tournants dans une installation hydraulique comportant des appareils mobiles ou oscillants est plus onéreuse que l'emploi de tuyauteries souples. Ce sont des raccords dynamiques, l’étanchéité est assurée pendant le mouvement. Le guidage est réalisé par des roulements. Ce peut être le cas si l'élasticité qu'apporterait une tuyauterie souple est un inconvénient majeur pour l'installation, ou bien si les efforts provoqués par la tuyauterie souple, qui tend à se redresser lorsqu'on la met en pression, peuvent être une gêne.

Il y a aussi des cas où l'appareil à alimenter est astreint à un déplacement plus important que l'oscillation d'un vérin et dépasse les possibilités de déformation d'une tuyauterie souple.



LES COUPLEURS RAPIDES.

Pour faciliter les démontages lorsque ceux-ci sont fréquents les extrémités des flexibles peuvent être équipées de coupleurs rapides.

Ces coupleurs sont en deux parties : • une partie mâle, • une partie femelle qui porte un verrouillage à billes, libéré (pour accoupler ou

désaccoupler les deux pièces) par une douille coulissante extérieure.

Chacun des coupleurs porte un clapet auto obturateur qui entre en butée et s'ouvre lorsque les deux parties sont en prise. Cela permet de conserver le fluide à l'intérieur des flexibles et de la partie correspondante du circuit. On ne perd que quelques gouttes à chaque montage au démontage.

Les coupleurs rapides supportent généralement 250 bar, certains 350 bar.



LES DÉRIVATIONS, COUDES, ET TRAVERSÉES DE CLOISONS.



LES FILETAGES. Les extrémités des raccords sont terminées par un filetage que l'on visse dans l'appareil ou dans sa plaque de base. Nous rencontrerons deux familles de filetages

• les filetages cylindriques (gaz cylindrique),; • les filetages coniques conique) et Briggs.

Système ISO. (Norme Française NFE 03 - 001) C'est un filetage cylindrique. Le profil ISO (triangle équilatéral tronqué) n'est pas étanche, la troncature des filets laissant un espace libre. L'étanchéité doit donc être obtenue par un joint (joint en cuivre, joint torique, ou bague BS) pris entre deux faces dressées : le corps du raccord et l'embase ou le corps de l'appareil.

Système Whitwoirth. (pas du gaz) C'est un profil Whitworth avec un angle au sommet de 551. Le taraudage est cylindrique. Le filetage peut être cylindrique ou conique. La conicité est alors de 6,25 %. Le pas est exprimé en nombre de filets au pouce (un pouce= 25,4 mm)

a) Gaz cylindrique (BSPP) - Norme Française N FE 03 – 005 L'étanchéité doit être assurée par un joint serré entre deux faces d'appui dressées, comme pour un filetage cylindrique.

b) Gaz conique (BSTP tr) - Norme Française N FE 03 - 004 L'étanchéité peut être assurée par les filets puisqu'il y a pénétration d'un cône dans un cylindre. Cela sous-entend que les filetages soient usinés très proprement avec des outils en excellent état.

Système Briggs. (N PTF) – A ÉVITER : cause de pollution – Ce profil dont l'angle au sommet est de 60° a la même conicité (6-,25%) que le Whitworth. Mais ici la vis et l'écrou sont coniques. L'étanchéité peut être assurée par les filets puisqu'il y a pénétration d'un cône dans un autre cône. Mais, comme dans le gaz conique, elle n'est pas toujours totale et l'on peut améliorer l'étanchéité :

• en enroulant sur les filets de la pièce mâle, un ruban téflon, en prenant bien soin de laisser entièrement libre les premiers millimètres du filetage (cela pour éviter de cisailler le ruban téflon lors du montage et d'envoyer dans la tuyauterie des morceaux de ruban qui viendront perturber le fonctionnement des soupapes, des distributeurs ou qui boucheront les pilotages,

• en utilisant entre les pièces à étancher une résine type « Loctite » que l'on laissera sécher avant de monter en pression.



Causes de fuites des brides et raccords.

BRIDES

o Mauvais choix du type de raccordement en fonction de l’application

o Défaut d’alignement et de perpendicularité des jonctions o Visserie inadaptée o Mauvaise dureté shore des joints o Brides en contacts au lieu des embouts o États de surface incorrects o Couple de serrage incorrect

RACCORDS

o Coupe du tube non perpendiculaire o Mauvais sertissage de la bague (bloc de sertissage

défectueux) o Absence de lubrification au sertissage o Mamelon non adapté o Empilage « style Tour Eiffel » de raccords, adaptateurs,

etc.…injustifié o Couple de serrage incorrect

Différents exemples de composants de raccordement de tubes.



PRISE DE PRESSION « MINIMESS® ». Le nom MINIMESS est étroitement associé au pionnier HYDROTECHNIK qui mit au point, dans les années 1960, son système révolutionnaire de points de test et de mesure, à présent en service à plusieurs millions d'exemplaires. Largement copiée, la prise à bille est aujourd'hui remplacée par une prise dite à clapet, brevetée et reconnue pour son extrême fiabilité.

Caractéristiques : • Etanchéité absolue jusqu’à 630 bar, • Mesures simultanées de pression, pointe de

pression et température, • Purge et prélèvement d’échantillons, • Branchement et débranchement sans arrêt de

l’installation, • Plage de température de -54°C à 200°C, • Acier inoxydable pour les milieux agressifs.



Remarque : • Il faut mettre des prises de pression aux bornes des actionneurs, afin de faciliter le travail de

la maintenance.

• Il faut mettre des prises de pression pour chaque circuit pression et retour avant regroupement des tuyaux pour faciliter le travail de la maintenance.

0P1

Z1

0V2

0V1

P

T

S1 S2 S3

S0



CALIBRES « CETOP » : Plans de pose des calibres 3 à 10. (Comité Européen des Transmissions Oléohydrauliques et Pneumatiques).

Calibre 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Débit nominal (l/min) 20 30 40 60 160 240 300 540 800 1400

Débit maxi (l/min) 80 100 140 200 300 500 700 1100 1600 2000 Diamètre (mm) 4 - 5 6 10 12 16 20 22 - 25 32 40 50 - 52

Diamètre (pousse) 3/16 1/4 3/8 1/2 5/8 3/4 1 1.1/4 1.1/2 2



LES MODULES D’EMPILAGE LONGITUDINAL OU VERTICAL. Réaliser un circuit hydraulique par empilage de fonctions, répondant aux normes sans tuyauteries entre chaque composant donnant ainsi un montage compact, rapide à "monter". L'ensemble est formé par des blocs percés permettant le passage et la continuité du fluide entre chaque élément.

On trouve plusieurs configurations de "modulaire". Les éléments viennent s'empiler sur des embases multiples monobloc, ou embases juxtaposables avec plaque d'entrée et plaque de sortie, le dernier élément du bloc est toujours le distributeur.

• Il existe des modules intermédiaires permettant de passer d'une taille à une autre ainsi que différents blocs pour répondre au quasi totalité des circuits. Il est toujours possible pour un montage spécifique de se faire usiner un bloc pouvant s'intégrer à l'ensemble.

• La conception étendue de modulaire est d'utiliser les 3 faces du bloc pour venir composer son circuit. L'avantage évident est d'obtenir moins d'empilage, donc moins de fuites, et d'utiliser les composants standards sur embase.

Principe: Sur un module de base peuvent être combinés, suivant l'application, différents modules de pilotage tels que valves de distribution, de pression, de débit ainsi que de mesure de pression. La fin de l'empilage est réalisée par une plaque terminale avec ou sans options. L'ensemble est maintenu par des tirants. Les modules de base sont prévus pour être raccordés à des centrales quelconques grâces à des modules de base à tuyauter. De part sa construction modulaire, ce système permet:

• une grande flexibilité de par la disposition variable des modules, • des solutions individuelles répondant aux cahiers des charges, • des encombrements réduits et une puissance élevée, • une étanchéité parfaite, • des systèmes de pilotage à des prix intéressantes grâces à une fabrication en série.

Avantage du système modulaire.

• Versatilités et efficacités.

• permet la création de fonctions spécifiques à partir du matériel standard. • facilite la réalisation de schémas particuliers. • simplifie et réduit le tuyautage. • existe jusqu'à six fonctions + un distributeur dans un empilage. • est facile à modifier si le schéma ne donne pas satisfaction.

• Entretien.

• démontage simplifié. • temps d'Intervention réduit. • l'empilage n'étant pas démonté, plus de risque de remontage dans le désordre. • moins d'air à purger après remontage. • diminution des pertes d'huile. • risques de pollution réduits.

• Gestion des stocks.

• les blocs transfert peuvent être gérés indépendamment des fonctions sur embase. • une fonction sur embase en stock est capable de dépanner un grand nombre de

fonctions modulaires; ceci est un avantage substantiel par rapport aux fonctions monobloc modulaires, d'autant plus que la fonction sur embase coûte moins cher que son équivalent en monobloc modulaire.



• Économie.

• si, au départ, l'investissement est légèrement plus élevé que le monobloc modulaire, des économies significatives sont réalisables: • à la réalisation. • à la mise au point. • à l'entretien. • dans la gestion des stocks.

Remarque. Attention, du fait de l’empilage de plusieurs composants, la longueur des tirants s’assemblage peut être important. Du fait de l’allongement des tirants en fonction de la pression, des fuites peuvent apparaitre. On limitera l’utilisation de ces montages à des pressions moyennes (< 160 bar)

Le montage à plat sur plaque de base ou embase. Le côté appareil de la plaque de base est rectifié et possède un plan de raccordement correspondant aux dimensions de l'appareil concerné. La face de pose de l'appareil, également rectifiée, comporte le même plan de pose que la plaque de base et est munie de joints toriques pour assurer l'étanchéité. L'appareil est fixé sur la plaque de base à l'aide de vis. Sur le côté opposé de la plaque de base, des orifices taraudés permettent le raccordement des tuyauteries. Cette disposition permet un démontage rapide et simple des appareils sans avoir besoin d'enlever les tuyauteries. Les différents appareils d'un système automatisé oléo-hydraulique sont alors groupés avec leurs plaques de base sur un tableau de distribution constituant une solution équivalente aux armoires électriques. Lors de l'étude de ces ensembles, il faut cependant veiller à une disposition judicieuse des appareils de manière à permettre leur remplacement éventuel et un accès aisé lors du réglage des différentes valves.

L'empilage d'appareils modulaires. Chacun des appareils de distribution ou de régulation de dimensions normalisées, présente deux faces parfaitement planes et parallèles et le raccordement entre deux modules d'un empilage est immédiat par simple rapprochement des faces usinées. L'étanchéité entre les faces est assurée par des joints toriques. Une simple liaison par tiges filetées - tirants - assure la cohésion de l'ensemble. Ce système permet d'éliminer un grand nombre de tuyauteries et de raccords. L'utilisation des appareils modulaires est conseillée lorsque l'espace dont on dispose pour la mise en place d'une installation oléo-hydraulique est restreint ou lorsqu'on veut donner à cette installation un aspect compact. Signalons que les constructeurs complètent généralement leur gamme de composants fonctionnels par divers accessoires ou modules de fonction. La réalisation d'ensembles monoblocs compacts s'en trouve alors considérablement simplifiée, car ces accessoires permettent l'économie de raccordements extérieurs, compliqués, chers à réaliser, souvent inesthétiques et générateurs de fuites. Parmi ces blocs complémentaires aux montages modulaires, signalons : la plaque de fermeture qui offre la possibilité d'adjoindre une ou plusieurs fonctions de plus sur une machine.



Par ailleurs, dans un but de standardisation, elle permet d'utiliser un composant modulaire à la place d'un appareil de même fonction à montage direct sur embase,

• le module de prise de pression qui permet une prise de pression sur A ou B ou sur les deux voies en pénalisant le moins possible la hauteur de l'empilage,

• le module sélecteur de circuit, • le module de mise en série, • le module permettant un montage différentiel.

L'alimentation d'un vérin différentiel peut se faire par un distributeur particulier. Mais, si l'on a choisi, au départ, un distributeur classique et qu'on décide ensuite d'alimenter le vérin en différentiel, on peut ajouter deux clapets anti-retour et quelques raccords. Un module qui s'intercale entre l'embase et le distributeur évite tous les raccordements extérieurs. Ces quelques exemples illustrent les possibilités multiples des blocs ou modules complémentaires. Ils mettent à la disposition de l'oléo-hydraulicien un grand nombre de solutions dont la simplicité et le faible coût de mise en œuvre complètent le côté esthétique et compact des ensembles ainsi constitués.

Exemple de montage modulaire vertical avec des composants taille CETOP 5.



Exemple de montage longitudinal.

Les différents symboles sont combinés selon le schéma hydraulique. Les raccordements de P, R et récepteurs sont tracés jusqu’aux orifices taraudés correspondant et reçoivent des repères conformes au schéma de montage hydraulique, les orifices taraudés laissés libres sont obturés.



Exemple de montage vertical.



LES BLOCS DE RACORDEMENT (FORÉS) : « HYDRAULIQUE COMPACT ». La tendance actuelle est de réduire au minimum le nombre de tuyaux des installations hydrauliques en groupant tous les appareils qui en offrent la possibilité sur des blocs de raccordement, et c'est le cas de presque tous les appareils tels que les électrodistributeurs, servovalves, clapets antiretour, valves de pression, de débit, etc. Échappent évidemment à cette possibilité les appareils présentant un volume important, comme les réservoirs, les filtres, les accumulateurs, et ceux dont l'emplacement est imposé par leurs liaisons mécaniques tels que pompes, moteurs, vérins.

Sur certaines installations, le ou les blocs de raccordement sont portés par le réservoir, ce qui facilite les retours directs des distributeurs, des soupapes et des débits de fuites.

Le groupement des appareils sur blocs de raccordement présente de nombreux avantages. • gain de place car les coudes nécessaires sur les tubes pour en permettre la pose et la

dépose imposent un certain écartement entre les appareils qu'ils relient, et autour desquels il faut ménager un espace suffisant pour le débattement des clés de serrage des raccords,

• gain en encombrement, et donc en poids, des appareils eux mêmes car les orifices débouchant dans les blocs de raccordement peuvent être plus rapprochés que ceux munis de raccords, toujours à cause du dégagement nécessaire pour les clés,

• facilité de nettoyage des éléments d'un circuit avant montage car un bloc de raccordement bien conçu peut être facilement débarrassé des impuretés et résidus d'usinage dans un bac à ultrasons, alors que les copeaux et la limaille introduits dans les tubes au moment de leur formage sont difficiles à éliminer complètement,

• facilité de maintenance car la dépose d'un appareil ne nécessite que le démontage de quelques vis de fixation, sans desserrage de raccord, de plus, l'appareil retiré peut être remplacé momentanément par une simple plaque plane, ce qui évite l'introduction d'impuretés dans le circuit pendant la durée de l'intervention,

• réduction des pertes de charge qui sont quelquefois importantes dans les tuyauteries, surtout à basse température.

Un bloc de raccordement est constitué par un bloc métallique percé de trous débouchant sur une surface plane, en coïncidence (plan de pose CETOP) avec ceux des appareils à raccorder assurant les liaisons judicieuses entre les premiers et qui peuvent, soit aboutir sur une face du bloc à un orifice taraudé pour raccordement à une tuyauterie, soit être obturé par un bouchon.

Partant du schéma oléo-hydraulique d'une installation et des encombrements des différents appareils, on détermine les implantations, en fonction des différents perçages réalisés à l'intérieur du bloc foré destinés à assurer les liaisons entre les appareils. En outre, il faut souligner la simplicité du montage, l'étanchéité parfaite et la diminution appréciable des vibrations de fonctionnement. La maintenance est facilitée par le fait que le bloc foré comporte un certain nombre de points de mesure. Ceux-ci, judicieusement placés au sein du circuit, doivent permettre le contrôle de toutes les fonctions importantes. Le problème de la création de pertes de charge élevées par ces systèmes, source d'échauffement du fluide hydraulique, peut être contrôlé par une augmentation des sections de passage. Aussi, l'inconvénient principal du montage sur blocs forés, réside dans l'impossibilité de modifier une fonction, d'ajouter ou de simplifier aisément un appareil. Par conséquent, de tels montages nécessitent la certitude absolue de répondre exactement au problème posé. Pour obturer les perçages de liaisons il existe différents types de bouchons. Tous sont parfaitement étanches, s'ils sont bien montés, et résistent à de fortes pressions.



Exemples de blocs forés.



Document : »MECABOR », type PREMIUM-3.



Caractéristiques courantes de tuyaux d’après « DIN » 2445 »

Exemple de dimensionnement des tuyaux d’un système hydraulique.

UNIVERSITÉ de METZ HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE UFR MIM


LES RÉSERVOIRS.

FONCTION. Chaque installation hydraulique comporte un réservoir qui doit remplir diverses fonctions pour assurer un bon fonctionnement du circuit: Le réservoir a pour but de stocker, à l'abri des poussières, la quantité d'huile nécessaire au fonctionnement correct d'une installation. Mais ce n'est pas sa seule fonction et il doit aussi permettre :

• le refroidissement de l'huile : la dissipation de la chaleur induite par les fuites: les pertes de puissance dans l'installation hydraulique provoquent un échauffement de l'huile. Cette chaleur ainsi ramenée au réservoir est, en grande partie, évacuée par les parois du réservoir. C'est pour favoriser cette évacuation qu'il est conseillé de le prévoir largement dimensionné, éventuellement avec des parois nervurées et de le placer dans un endroit bien ventilé.

• la décantation de l'huile (séparation des solides et des liquides) : les précipités dus au vieillissement de l'huile ainsi que les particules qui ne sont pas éliminées par le filtre se déposent sur le fond du réservoir. Pour faciliter leur accumulation en vue d'un nettoyage, il est recommandé de donner une légère pente à ce fond.

• l’élimination de l'eau de condensation: l'eau de condensation est une conséquence des variations de température de l'huile. Le pouvoir d'absorption de cette eau par l'huile étant très faible, elle provoque soit une émulsion, soit une décantation au point le plus bas du réservoir.

• la désémulsion de l'huile (séparation de gaz : la désaération ) : la présence de bulles d'air dans l'huile conduit à une augmentation du niveau sonore et peut provoquer des détériorations de composants et plus particulièrement de la pompe (cavitation). L'évacuation de l'air s'opère au niveau du réservoir; c'est pour cela qu'il faut favoriser de grandes surfaces libres de l'huile afin d'obtenir une désaération optimum.

Enfin le réservoir doit assurer l'alimentation normale de la pompe qui peut être :

• au-dessus de celui-ci et fixé à la plaque supérieure; la pompe aspire l'huile (la hauteur d'aspiration est limitée : attention à la cavitation),

• immergé, la pompe est dans l'huile, • en dessous, le réservoir est en charge (attention à l'huile, lors du démontage).

Pour éviter les pertes de charges, il est recommandé de placer le réservoir le plus prés possible de la pompe (ou des pompes).

REPRÉSENTATION SYMBOLIQUE. • du réservoir.

à la pression atmosphérique en charge. sous pression

• des tuyauteries.

au-dessus du niveau de l'huile immergée drain



CAPACITÉ. Pour tenir compte des impératifs de dissipation de la chaleur et de désaération, il faut, dans la mesure du possible, concevoir de grands réservoirs Dans les installations mobiles, l'encombrement et le poids sont souvent en opposition avec cette règle. Dans les installations stationnaires, le degré de liberté est généralement plus grand, mais le coût du remplissage en huile fixe la limite. Généralement, la capacité du réservoir dépend en premier lieu du débit de la pompe. Dans les installations fixes, le volume de l'huile emmagasiné dans le réservoir est généralement compris entre 3 et 5 fois (jusqu’à 10 fois dans la sidérurgie par exemple) le débit minute de la ou des pompes installées sur le réservoir. Dans les Installations mobiles le volume d'huile en litres est égal à environ 1 fois le débit de la pompe en I/min Au volume nominal ainsi défini, il faut ajouter celui d’un matelas d'air de 10% à 15% destiné à faciliter les variations du niveau d'huile et permettre la résorption des mousses. Les variations de niveau sont surtout provoquées par les vérins plongeurs simple effet et double effet, avec une grande section différentielle. Dans tous les cas, il faut veiller à ce que le réservoir soit capable de contenir tout le volume d'huile de l'installation, y compris celui contenu dans les tuyauteries et vérins. Il faut de plus prévoir un espace libre au dessus du bain d'huile, espace nécessaire pour :

• permettre le dégazage du fluide, • absorber les variations de niveau en cours de cycle. • absorber les variations de température qui entraînent la dilatation de l’huile d’où une

augmentation de volume. Ce qui fait que le volume total du réservoir représente 4 à 6 fois le débit minute. Toutefois si l'installation comporte des vérins simple effet, il faudra tenir compte de la variation de volume apportée par le fonctionnement de ces vérins et vérifier :

• que toute l'huile contenue dans ces vérins peut bien retourner au réservoir et laisser un volume libre suffisant pour le dégazage (10 à 20 % du volume total) ;

• que toutes les crépines sont encore immergées d'au moins 20 cm lorsque tous les vérins sont alimentés (ex tige sortie).

Il faut, dans le bac, un niveau suffisant pour assurer une alimentation correcte de la pompe et une immersion des crépines d'au moins 20 cm en dessous du niveau le plus bas.

Position de la pompe par rapport au réservoir.

au-dessus immergée en-dessous



CONSTITUTION DU RÉSERVOIR (installation fixe).

C'est un récipient RIGIDE, fermé, en tôle d'acier ou en inox (parfois en d'aluminium ou en « synthétique » pour des faibles volumes <50 l). On y trouve également : (tous ces passages doivent être ÉTANCHES).

• les tuyauteries d'aspiration, de retour et le collecteur de drains : canalisations d'aspiration et de refoulement : ces deux communications doivent être le plus éloignées possible l'une de l'autre afin de forcer un échange de l'huile en circulation. Les deux canalisations devant plonger nettement en dessous du niveau d'huile (mini 20 cm en dessous du plus bas niveau). Il doit être placé dans une zone calme, le plus loin possible des retours d'huile, il faut toutefois éviter des turbulences ou succions sur le fond du réservoir (4 à 8 cm au-dessus du fond. Le choix des dimensions des canalisations d'aspiration et de retour doit se faire en tenant compte des vitesses de la veine de fluide. Pour casser la transmission du bruit de fonctionnement de la pompe ou des valves de distribution vers le réservoir, il est conseillé d'isoler le passage des tubes à leur traversée du couvercle. • un tuyau d'aspiration court et droit si possible (2 coudes maxi.), muni d'une crépine

toujours immergée (certains constructeurs déconseillent l’emploi d’une crépine qui augmente le risque de cavitation à l’aspiration de la pompe). La crépine doit être facilement accessible et démontable. La relier au tuyau par un raccord étanche, toujours immergé. La longueur du tuyau ne dépassera pas 60-90 cm pour de l'huile minérale, et son diamètre doit être tel, que la vitesse du fluide soit comprise entre 0,5 et 1,5 m/s. Un soin particulier sera apporté à l'aspiration et aux raccordements de la tuyauterie d'aspiration, pour éviter toute entrée d'air. En effet l'air dans l'huile provoque: • un échauffement anormal (compression adiabatique), • des chocs dans la pompe d'où une usure rapide (cavitation), • des mouvements irréguliers des vérins ou des moteurs,

• une détérioration de l'huile au contact de l'air chaud, l'huile s'oxyde et perd ses qualités lubrifiantes, (température maximum : 60°C, température normale : 50°C)

• des retours d'huile, toujours immergés, terminés à 45° et arrêté de 2 à 3.fois le Ø du fond du réservoir, la coupe à 45° sera dirigée vers la paroi pour orienter la circulation du fluide. Son diamètre doit être tel, que la vitesse du fluide soit faible (< 1 m/s) pour ne pas provoquer de remous et mettre en mouvement des particules déposées dans le fond du réservoir. Un filtre de degré de filtration de 10 à 30 microns doit être implanter sur cette tuyauterie.

• un collecteur de drains qui débouche au-dessus du niveau de l'huile pour éliminer toutes contre-pressions ou tout risque de siphonage. Toutes ces tuyauteries, d'aspiration, de retour, de collecteur de drain portent des brides étanches pour protéger le liquide de toute contamination.

• une cloison centrale : libre aux 2 extrémités et qui sépare le réservoir en 2 zones : aspiration et refoulement. Sa hauteur correspond à la 2/3 de la hauteur du liquide. • diminue la turbulence de l'huile, • permet sa décantation (séparation des particules métalliques et de l'eau), • améliore son refroidissement en l'obligeant à circuler le long des parois, • assure son renouvellement en empêchant d'utiliser toujours la même huile.

• un orifice de remplissage muni d'un filtre et d'un bouchon : il est recommandé de prévoir le remplissage à l'aide d'un groupe de filtration (attention, l’huile neuve n’est filtrée qu’à 100 microns, il faut prévoir une filtration au remplissage.

• un reniflard, muni d'un filtre démontable (de même degré de filtration que le filtre retour) assure la communication avec l'atmosphère : pour assurer un maintien constant de la pression dans le réservoir lors des variations de niveau, il faut l'équiper



d'un filtre à air adapté. Ce type de filtre est souvent combiné avec le bouchon de remplissage. Lorsque l'installation se situe dans une atmosphère très poussiéreuse, il est recommandé d'utiliser des filtres du type" humide». Sur les installations travaillant dans les régions tropicales, il est bon de prévoir un sécheur d'air afin de se prémunir contre les effets de l'eau de condensation. Il est aussi possible dans certain cas d’isoler complètement le réservoir avec le milieu ambiant en introduisant une membrane élastique (type de vessie d’accumulateur) gonflé à la pression atmosphérique qui permettra d’encaisser la variation de volume d’huile.

• des trappes de visite : les réservoirs ne comportant pas de couvercle démontable doivent être équipés d'une ouverture latérale (trou d'homme) au travers de laquelle il est possible d'atteindre tous les points intérieurs pour faciliter l'accès aux crépines, aux cannes aimantées ou un contrôle à flotteur et de permettre le nettoyage intérieur du réservoir. En effet, il faudra périodiquement gratter le fond pour en enlever les dépôts, puis laver, sécher et aspirer les poussières avant remplissage.

• un couvercle de réservoir (ou plusieurs) : la réalisation du couvercle de réservoir dépend des composants qu'il doit recevoir. Dans le cas du montage d'une pompe immergée, par exemple, il faut prévoir une facilité de dépose. Le couvercle, la trappe de nettoyage, de même que tous les passages de canalisations sont à réaliser avec une étanchéité sérieuse. Lorsque le couvercle doit supporter le groupe de pompage, il faut que sa réalisation soit solide et n'engendre pas de vibrations. Afin de juguler toute induction de bruit, le groupe de pompage proprement dit doit être fixé de façon élastique.

• un orifice de vidange: les fonds de réservoirs doivent être légèrement en pente de façon à permettre par gravité, un cumul des impuretés (boue, eau.,,). Un bouchon ou un robinet placé au point le plus bas doit permettre le retrait de cette pollution. Dans certains cas, le bouchon de vidange est muni d'un barreau aimanté destiné à retenir les particules métalliques. Il va de soi que les bouchons ou les robinets de vidange doivent être placés dans des zones très facilement accessibles La totalité du fluide contenu dans le réservoir doit pouvoir être évacuée par l'orifice de vidange.

• un plot magnétique : il permet, en les attirant, de retenir les particules métalliques (celles qui sont magnétiques) contenues dans l’huile. Il doit être placé dans les courants de circulation de l’huile. On peut également en trouver sur les bouchons de vidange.

• indicateurs de niveau d'huile: en fonction de l'importance de l'installation, le contrôle du niveau d'huile s'effectue par un viseur gradué, indicateur transparent mini-maxi, ou bien par un flotteur à contact électrique. Dans tous les cas, une indication claire du mini et du maxi est impérative, souvent à cet indicateur mini-maxi est incorporé un thermomètre. Ces indicateurs doivent également être placés de façon à être facilement lisibles. L'utilisation de jauges n'est pas recommandées, car souvent elles sont oubliées et favorisent la pollution du circuit.

• une sonde de température : elle permet la lecture de la température de l’huile du réservoir (< 60 à 70 °C). Elle peut ou non être électrique.

• les filtres de retour et de remplissage : ils sont souvent placés directement sur le couvercle du réservoir, ceci afin de garantir une certaine protection contre la pollution et de faciliter leurs remplacements.

• les faces avant et arrière reçoivent des trappes de visite largement dimensionnées qui doivent permettre un accès facile. Sur la face avant, correspondant au niveau le plus bas, on trouvera également :

• un niveau visible de préférence en une seule plaque, couvrant la totalité de la variation de niveau,

• la circulation de l'air de refroidissement, • une fixation au plancher,



• un nettoyage aisé du sol, • une vidange (pente 6%) ou une purge facile et surtout très accessible (l'eau plus

lourde va se déposer au fond, lors des prélèvements ou pourra donc contrôler sa présence).

Le réservoir avec son groupe moto-pompe et les éléments qui lui sont rattachés, sera monté sur un bac servant de bac de rétention : réglementaire avec les nouvelles normes antipollution. Il est judicieux de prévoir une gouttière autour du couvercle, surtout s'il porte des appareils de distribution. Ainsi, lors de l'intervention sur l'un de ces appareils, on collecte les fuites. On pourra ainsi conserver autour des groupes un sol propre. Le bac sera mis à la terre. Garde au sol: un certain dégagement du fond du réservoir par rapport au sol favorise le refroidissement, la vidange et le transport. Volume du réservoir. Le volume du réservoir dépend :

• du débit de l’huile de la pompe en l/min, • de la pression de fonctionnement de l’installation en bar.

Dans les systèmes qui requièrent de très grands volumes de fluide, on recourt de préférence à des réservoirs cylindriques, qui résistent mieux aux contraintes mécaniques que les réservoirs parallélépipédiques.

En ce qui concerne les engins mobiles et certaines machines industrielles, on rend étanche une partie de leur structure pour qu'elle serve de réservoir, réservoir qu'on met souvent sous pression pour préserver le fluide de la pollution atmosphérique. Cette façon de faire, qui permet de réduire l'encombrement, doit néanmoins satisfaire à certaines conditions : cette partie de la structure doit être bien exposée à l'air ambiant (pour qu'il y ait une bonne dissipation de la chaleur); elle doit être située loin des sources de chaleur (par ex. du moteur thermique); elle doit être facilement accessible (vérification du niveau; remplissage et vidange du fluide; nettoyage intérieur; entretien des accessoires).



Réservoir parallélépipédique ouvert à l'air ambiant : Pompe au-dessus. 1. conduite d'aspiration; 2. conduites de retour; 3. séparateur; 4. bouchon magnétique; 5. bouchon de vidange; 6. crépine; 7. plaques du regard; 8. orifice de remplissage et bouchon; 9. reniflard; 10. jauge de niveau; 11. plaque de montage.

Réservoir parallélépipédique ouvert à l'air ambiant : Pompe en-dessous.

Filtre et conduite de retour

Cloison perforée

Tuyauterie d’aspiration

(sans crépine)

Reniflard

Bouchon et crépine de

remplissage

Porte de visite avec jauge de

niveau

Bouchon de

vidange



PROTECTION ET ENTRETIEN.

Pour protéger l'intérieur du réservoir des effets de la condensation et de l'action chimique du fluide hydraulique, les parois seront recouvertes d'un produit isolant.

Pour les fluides ininflammables on utilisera, après consultation du fabricant, une peinture isolante spéciale compatible avec le fluide ou mieux, un bac en acier inoxydable (toutefois son prix est plus élevé).

Le réservoir servant au stockage de l'huile, on va y retrouver toutes les impuretés, liquides, solides ou boues entraînées par l'huile.

Il faudra donc périodiquement le nettoyer (vidange, nettoyage avec grattage si nécessaire, rinçage et séchage. Le rinçage comme celui du circuit doit se faire avec un solvant compatible avec le fluide hydraulique.

Possibilité d’évacuation calorifique des réservoirs. La puissance évacuée est proportionnelle à l’élévation de la température de l’huile par rapport à la température ambiante et à la surface extérieure du réservoir (donc du volume d’huile). Cette puissance est généralement faible et il est nécessaire lorsque la puissance à évacuer est supérieure aux possibilités naturelles d’évacuation calorifique du réservoir, d’adjoindre un échangeur de température à air ou à eau sur le circuit hydraulique.

Courbes : puissance dissipée en kW en fonction de 〉T en °C et du volume du réservoir en litres.



Remarque :

Il est souvent préférable de prévoir un orifice de remplissage d’huile (appoint et mise à niveau dans le cadre de la maintenance) juste avant le filtre retour.

Bien sur, le degré de filtration étant de l’ordre de 10 à 30 microns, le remplissage se fera à l’aide d’une pompe auxiliaire afin de contre carré les pertes de charge engendrées par le filtre.

retour

drain

aspirationpompe

remplissage

Exemple de mini centrale.



LES FILTRES.

Définition de la filtration :

Méthode physique ou mécanique consistant à séparer des particules insolubles d'un fluide, comme de l'air ou un liquide, en faisant passer le fluide dans un filtre qui limitera le passage des particules.

LA CONTAMINATION DES FLUIDES EST A L’0RIGINE DE

70 À 80 % DES PANNES

DANS LES SYSTÈMES HYDRAULIQUES

La filtration hydraulique est un élément essentiel à toute centrale hydraulique, pour que celle-ci fonctionne dans les meilleures conditions. La filtration permet aussi d’entretenir le système et donc d'en augmenter sa durée de vie.

La filtration est nécessaire pour éliminer les impuretés dans le circuit hydraulique car celles-ci provoquent :

• L’encrassement des appareils de distribution et de régulation du circuit.

• Une augmentation des pertes de charges.

• Une usure excessive.

• La détérioration du matériel.

• L’accroissement des fuites.

• Le vieillissement prématuré de l’huile.

• Des répercutions négative sur le pilotage.

Les différents types de pollution. Nature Origines Conséquences Remèdes

Gazeuse

-Pollution générée par le système. Fuites

-Cavitation des pompes. -Moussage. -Oxydation accélérée de l'huile. -Allongement des temps de repose du fluide.

-Réguler la température. -Conception du réservoir. -Chicane pour allonger le trajet du fluide, temps de repos rallongé.

Liquide

-Pollution atmosphérique. Le réservoir respire ... -Pollution ingérée. Appoint d'huile ... -Pollution générée par le système. Fuite dans le système de refroidissement... -Intervention sur le système.

-Formation d'émulsion. -Corrosion. -Tendance au moussage. -Formation de substances pâteuses tendant à boucher les filtres et les orifices de distribution.

-FAM (Fluid Aqua Mobil) : Elimination de l’eau libre contenue sous forme d’émulsion dans les huiles.

Solide

-Pollution originelle. Circuit non rincé (sablage, soudure, copeaux, limailles, ...), stockage du matériel (flexibles, tuyaux ...) -Pollution externe. Tiges de vérin, reniflards, appoint d'huile, poussières, problème de compatibilité avec l'huile. -Pollution générée par le système. Usure anormale des éléments,... -Intervention sur le système. Démontage, réparation ...

-Usure excessive -Augmentation des pertes de charges -Encrassements des appareils de régulations et de distributions. -Vieillissement prématuré de l’huile.

Pour éviter au maximum la contamination solide, il faut nettoyer les surfaces extérieures, protéger les ouvertures du système (bouchons, couvercles, rubans adhésifs, etc…), maintenir chaque pièce sous protection avant sa mise en place



Symbolisation des filtres.

Pour la sécurité, un clapet anti-retour taré (by-pass) est placé en parallèle du filtre pour permettre le passage du fluide (non filtré dans ce cas) charge en cas de colmatage du filtre ou dans le cas de démarrage à température basse, la perte de charge au travers de filtre étant alors trop importante pour un fonctionnement satisfaisant

Technologie des filtres.

• Filtre à membranes : L’élément filtrant est une membrane qui peut-être en papier, en céramique, en métal fritté,… Pour augmenter la surface utile de filtration la membrane est montée en accordéon. L’efficacité du filtre peut descendre à 5 microns. Ces filtres sont généralement jetables. La filtration s’effectue toujours de l’extérieur vers l’intérieur du filtre.

• Filtre à toile : Les filtres à toile sont constitués d’une carcasse en tôle perforée autour de laquelle s’enroule le tamis à mailles plus ou moins fines en fils métalliques ou en nylon. La maille du tamis peut descendre à 50 microns. Ces filtres présentent l'avantage d'être nettoyable.

Positions des filtres.

Doc HYDAC

|

~

¡

¢

£

| Filtre à la pression ~ Filtre au refoulement ¡ Reniflard

¢Filtre en dérivation (dialyse) £Filtre à l’aspiration (crépine)



LA POLUTION ET SON REMÈDE: LA FILTRATION. Extrait du cours d’initiation à l’hydraulique de l’IFC (Institut de Formation Continue oléohydraulique).

Article Revue « FLUIDE » n°90.

Le choix de la position d'un filtre sur le circuit est extrêmement important. Il convient d'analyser successivement le circuit ouvert et le circuit fermé.

FILTRATION EN CIRCUIT OUVERT.

Filtration en circuit ouvert sur aspiration.

La filtration à l'aide d'une crépine noyée dans le bac, couramment adoptée pendant des décennies, est maintenant vivement critiquée en hydraulique moderne. Outre le fait qu'une crépine n'est pas un filtre, l'accessibilité reste discutable dans la plupart des cas. En outre, il y a un risque de pollution extérieure au moment de la visite de la cartouche. Enfin, il n'existe aucun moyen efficace de prévenir le colmatage, d'ou des risques importants de destruction de la pompe par cavitation.

La filtration à l'aspiration par filtre sur tuyauterie est souvent rencontrée sur les installations datant des dix dernières années, mais est cependant discutable.

D'abord, la ∆P admise dans la cartouche du filtre est limitée à la capacité d'aspiration de la pompe (environ 0,7 bar absolu pour les pompes à engrenage ou à palettes ; 0,8 bar

absolu pour les pompes à pistons). Par ailleurs, le ∆P de 0,7 à 0,8 bar est faible, ce qui implique la nécessité de mettre en œuvre des cartouches de grandes surfaces si l'on souhaite ne pas intervenir trop souvent sur le filtre. Celui-ci est donc toujours très encombrant, surtout si la machine travaille à l'extérieur avec démarrage par temps froid.

L'efficacité de ce filtre du point de vue de son emplacement est médiocre car la pollution générée par la pompe circule dans toute la boucle avant d'être piégée par l'élément filtrant.

On notera l'interdiction de monter un clapet by-pass, compte tenu des risques rapides de destruction de pompe en cas d'ouverture de celui-ci.

Un signal électrique de colmatage, taré entre 0,7 et 0,8 bar absolu, avertit l'utilisateur d'une façon lumineuse ou sonore que l'on doit obligatoirement changer la cartouche.

0 Bar

0F1

1A

1V11V1-B1V1-A

0V1

0M1 0P1

Certains types de pompes n'acceptent pas le montage de filtre à l’aspiration.

Certains fabricants déconseillent d’utilisation de ce filtre à l’aspiration.

Avantages :

ý Protège la pompe contre les particules les plus importantes.



Inconvénients :

ÿ Pas de rétention de la pollution fine. ÿ Risque de cavitation surtout lors de faible température (Démarrage à froid). ÿ Il est impératif d'installer d'autres filtres sur la centrale. ÿ Arrêt de la centrale pour le changement d'élément. ÿ Mauvaise accessibilité dans le cas d’un montage filtre immergé.

Filtration sur le retour.

L'intérêt du montage d'un filtre sur le retour est indiscutable si l'installation est munie de vérins. La pollution extérieure et celle générée par les frottements du piston dans le cylindre sont piégées par le filtre avant d'être aspirées par la pompe.

Le dimensionnement du filtre est dicté par le débit de pointe de retour qui peut faire plusieurs fois le débit de la pompe avec vérins simple tige double effet (rapport S2/S1).

Le signal électrique de colmatage sera taré entre 0,5 et 1,5 bar en fonction de l'efficacité de la filtration du milieu filtrant.

Dans l'hypothèse où la tenue mécanique de la cartouche du filtre est faible (5 bar environ avec cartouches papier, par exemple), il faudra prévoir le montage d'un clapet by-pass destiné à protéger celle-ci en cas de démarrage par temps froid.

Le clapet sera naturellement taré à une valeur légèrement inférieure à la résistance du media filtrant, tout en garantissant l'efficacité de filtration préconisée par le fabricant.

Filtration de 10 à 30 microns

0F1

1V1-B1V1-A1V1

0V1

0M1 0P1

1A



Avantages :

ý Possibilité de fonction filtre de remplissage. ý Fonction de dépollution à moindre coût. ý Différentes variantes de montages (en ligne, en sommet de réservoir). ý Différentes variantes de pression. ý Cartouches avec ou sans clapet by pass taré à 2 bar en général. ý L’accessibilité facile de ce type de filtre (cartouche) rend l’entretien facile.

Inconvénients :

ÿ L'utilisation de composants sensible demande l'implantation de filtre pression. ÿ Arrêt de la machine si on utilise un filtre simple pour remplacer les éléments.

Ce type de filtre peut être équipé d’un indicateur de colmatage optique ou (et) électrique.



Filtration sur le refoulement ou à la pression ou filtre Haute Pression.

La filtration sur le refoulement est généralement considérée comme valable surtout avec les pompes polluantes (palettes et engrenage). Les particules générées par l'émetteur sont immédiatement piégées par le filtre avant de circuler dans la boucle.

Le filtre est petit, toutefois, la carcasse du filtre doit tenir à la pression de refoulement et est donc le plus souvent en acier moulé de forte épaisseur.

Comme pour le filtre retour et pour les mêmes raisons, l'appareil sera muni d'un signal électrique de colmatage taré à l'efficacité maximum de filtration du media filtrant et d'un clapet by-pass éventuel pour démarrage par temps froid.

Son utilisation est préconisée dans les installations comportant une régulation des débits très faibles, des composants à commande proportionnelle, et exigée dans les installations comportant des servo valves.

L'efficacité de filtration préconisée en utilisation avec des composants à commande proportionnelle est généralement située à 25 microns nominal, et avec les servo valves entre 3 et 10 microns absolu en fonction des constructeurs. Ce type de filtre peut être équipé d’un indicateur de colmatage optique ou (et) électrique.

0M1 0P1

1A

1V1-B1V1-A 1V1

0V1

0F1

Avantages : ý Filtration de sécurité. ý Prévention usure pompe. ý Protection des composants vitaux. ý La classe de propreté est garantie.

Inconvénients : ÿ Corps et élément filtrant coûteux car soumis à la pression de fonctionnement. ÿ La pompe n'est pas protégée. ÿ Arrêt de la machine si on utilise un filtre simple pour remplacer les éléments.



Filtration et refroidissement en dérivation par groupe moto-pompe en continu (en « DYALYSE »).

La filtration en continu par groupe motopompe séparé est une solution efficace, surtout pour les machines à forte capacité d'huile.

Cette disposition présente l'avantage supplémentaire de permettre l'adjonction éventuelle d'un réfrigérant et d'assurer un remplissage et la vidange du circuit par le groupe de filtration continue.

Pour garantir une filtration valable, le débit du groupe doit être suffisant pour recycler toute l'huile du bac environ toutes les 5 minutes. L'huile à filtrer sera aspirée dans la zone de retour et refoulée vers les aspirations pompes.

Le débit de la pompe doit être de 10 fois inférieur au débit nominal de l’installation.

0M20P2

0F1

0F2

0M1 0P1

1A

1V1-B1V1-A 1V1

0V1

Avantages :

ý Filtration indépendante des cycles machines. ý Capacité de rétention importante grâce à un débit constant. ý Corps et élément filtrant peu coûteux. ý Pas d'arrêt de la centrale pour le remplacement de l'élément filtrant. ý Obtention et maintien de la classe de propreté. ý Utilisation possible pour le remplissage de centrale. Inconvénients : ÿ L'utilisation de composants sensible demande l'implantation de filtre pression. ÿ Coût pour l'investissement, consommation d'énergie supplémentaire.



Filtre sur drain de moteur hydraulique.

Le montage d'un filtre sur le drain d'un moteur hydraulique doit être considéré comme efficace du point de vue de l'endroit.

L'expérience montre que le tube de drainage, surtout avec moteurs lents à pistons radiaux, est toujours très pollué.

Le dimensionnement de ce filtre, de petit calibre, sera

dicté par le ∆P admissible dans le carter du moteur, généralement limitée à la tenue du joint d'étanchéité d'arbre, soit 1 à 2 bar maxi.

Le filtre sera muni d'un signal électrique de colmatage, taré à l'efficacité maximum de la cartouche, mais ne devra, de toute façon, jamais dépasser 1 à 2 bar.

Un clapet anti-retour de protection, en cas de démarrage par temps froid, est obligatoire pour éviter de dépasser la pression admissible sur le joint d'arbre du moteur hydraulique.

0F1

0M1 0P1

1A

1V1-B1V1-A 1V1

0V1

Reniflard (filtre à air).

Dans les circuits hydrauliques à haute pression, il est primordial de protéger l'huile de toute contamination. Le niveau du réservoir d'huile étant en fluctuation constante pendant le fonctionnement du système, les poussières de l'air sont facilement aspirées dans le réservoir. En plaçant un reniflard / filtre on élimine cette aspiration de poussières. Le même problème se présente pour tous les réservoirs de stockage dont les liquides doivent rester propres.

De plus, le reniflard / filtre empêche toute surpression ou dépression dues aux changements de température.

Son degré de filtration doit être le même que celui du filtre à huile principal.



FILTRATION EN CIRCUIT FERMÉ.

Toutes les remarques énoncées en ce qui concerne la filtration à l'aspiration en circuit ouvert restent valables dans le cas d'un filtre à l'aspiration du circuit de gavage.

Toutefois, certains constructeurs maintiennent cette disposition pour des raisons essentiellement pratiques.

Filtration en circuit fermé sur l'aspiration de la pompe de gavage.

Dans l'hypothèse où la servocommande de la pompe principale est pilotée par le refoulement de la pompe de gavage, l'utilisateur est contraint de changer obligatoirement sa cartouche de filtre lorsqu'elle est colmatée, sinon la servo n'est plus alimentée en pression et la pompe revient à débit nul. La machine est stoppée d'autorité.

0V1

1V4

0F1

1V1 1V2

0P1

0P2

0M1

1A

1V3



Filtration en circuit fermé sur le refoulement de la pompe de gavage.

La filtration sur le refoulement de la pompe de gavage est la plus répandue. L'endroit est mieux choisi que sur l'aspiration de la pompe principale.

La pollution issue de la pompe de gavage est piégée avant de pénétrer dans la boucle principale.

On protège de cette façon les organes nobles du circuit (pompes et moteurs principaux) dont le coût en cas de destruction peut être élevé.

0F1

0V1

1V4

1V1 1V2

0P1

0P2

0M1

1A

1V3

Cette disposition est d'autant plus justifiée que l'organe le plus polluant est sans aucun doute la pompe auxiliaire de gavage, généralement à engrenage, et non la pompe à cylindrée variable presque toujours à pistons axiaux, donc peu polluante par construction. Contrairement au montage à l'aspiration, le filtre est petit car il est dimensionné par le débit de gavage.

Pour des raisons déjà exposées précédemment, un signal électrique de colmatage sera prévu et taré pour la pression d'efficacité maximum de filtration de la cartouche.

Un clapet anti-retour pour démarrage par temps froid est obligatoire en cas de faible résistance du média filtrant (cartouche papier, par exemple).

Conclusions.

On constate donc que le choix de la position d'un filtre en fonction du type de circuit est déterminant pour l'efficacité de la filtration.

Par ailleurs, le nombre de filtres placés sur le circuit doit tenir compte des incidences financières provoquées par la destruction des composants et du coût d'immobilisation de la machine en cas de panne.

Deux tendances se dégagent :

• Pour les machines hydrauliques basse et moyenne pressions à faible coût d'immobilisation, on choisira un seul filtre à placer sur le refoulement de la pompe.

• Sur les machines hydrauliques basse, moyenne ou haute pressions à coût d'immobilisation élevé ou les installations hydrauliques de haute qualité avec servomécanismes, on choisira deux filtres à placer, dans le cas de vérins, sur le refoulement et le retour, et dans le cas de moteurs hydrauliques, sur le refoulement et le drain des récepteurs.



Critères de choix d’un filtre. Doc

Degré de filtration.

On définit le degré de filtration par la dimension des plus grosses impuretés trouvées à la sortie du filtre. L’unité de filtration est le micron mètre (µm).

Aperçu des particules

Exemple : 5 µm (microns) représente la finesse de filtration du filtre.

Le critère de finesse est un élément de choix dans la détermination d'un filtre.

Rapport de filtration : noté くX

Le rapport de filtration consiste à comparer le nombre

de particules n de dimension x (en microns) se

trouvant en amont du filtre par rapport à celui se

trouvant en aval.

Le rapport est défini par : Aval

Amontx

n

nく =

L’indice x représente la dimension minimale en microns des particules comptées.

• くX = 1 → le filtre n’est pas efficace

• くX = ∞ → le filtre est efficace

Efficacité d’un filtre : notée E

L’efficacité est défini par : Aval

Aval-Amont

n

nnE = , en pourcentage : 100*

l%E

x

1x

ββ

=−

Exemple : Si く10 = 5 s E% = (5 – 1) / 5 * 100 = 80 %

Cela signifie que 80 % des particules supérieures à 10 microns sont retenues par le filtre.



Contrôle des particules par comptage : Doc

Prélèvement.

On effectue des prélèvements d’échantillons dans un circuit hydraulique pour évaluer la pollution globale du fluide dans le réservoir ou la pollution parvenant aux organes d’utilisation ou la pollution générée par le système.

Il existe deux types de prélèvement :

• Prélèvement statique : fluide au repos. • Prélèvement dynamique : fluide en circulation.

La pollution particulaire s'exprime soit :

• en quantité de particules dénombrées: contrôle par comptage au microscope ou au compteur, exprimé pour un volume de 100 cm3 de fluide.

• en masse de particules toujours pour un volume de fluide hydraulique de 100 cm3 (mesure gravimétrique).

Analyse gravimétrique. Cette méthode, relativement fiable, ne nécessite pas de matériels très coûteux, néanmoins, si le principe de mesure est simple, sa mise en œuvre exige une certaine rigueur dans la manipulation et un environnement plus proche de celui d'un laboratoire que d'un atelier.

On filtre un échantillon d'huile sur un filtre très fin (0,8 à 1,2 µm par exemple) puis on compte les particules insolubles qui ont été arrêtées, suivant leur taille.

Il y a des équipements de laboratoire performants et des équipements de chantier moins précis mais transportables.



Analyse microscopique. Doc

Permet de définir la classe de pollution à 1 ou 2 classes près par comparaison avec des photos étalons.

Exemple : Analyse microscopique : NAS 9 - ISO 18/15

Membrane Microscopie Photo étalon

L'observation du filtre permet de compter les particules par tailles normalisées. Le nombre de particules dans chaque taille est ensuite ramené à un échantillon de 100 cm3.

On détermine ensuite une classe de pollution pour chaque taille. L'ensemble de ces classes forme le code de pollution de l'huile. Le nombre le plus grand de ce code est la classe de pollution de l'huile (plus le nombre de la classe est élevé et plus l'huile est polluée).

On vérifie alors si l'huile est conforme pour l'utilisation que l'on en fait. On peut également noter l'élévation de la pollution au cours du temps pour noter les dérives (maintenance préventive conditionnelle).

Détermination des classes de pollutions solides.

L’état de propreté d’une huile est défini par des normes, les constructeurs utilisent principalement la norme Américaine (NAS 1638) et/ou la norme européenne (ISO 4406).

Classe de pollution en fonction de la taille des particules définies par la norme AFNOR NF E 48-655 ou la norme Allemande NAS 1638 (compatible avec la norme AFNOR).



Norme NAS 1638 (National Aerospace Standard) : Nombre de particules pour 100 ml Classe

NAS 2 - 5 µm 5 - 15 µm 15 - 25 µm 25 - 50 µm 50 - 100 µm > 100 µm 00 625 125 22 4 1 0

0 1 250 250 44 8 2 0

1 2 500 500 88 16 3 1

2 5 000 1 000 178 32 6 1

3 10 000 2 000 356 63 11 2

4 20 000 4 000 712 126 22 4

5 40 000 8 000 1 425 253 45 8

6 80 000 16 000 2 850 506 90 16

7 160 000 32 000 5 700 1 012 180 32

8 320 000 64 000 11 400 2 025 360 64

9 640 000 128 000 22 800 4 050 720 128

10 1 280 000 256 000 45 600 8 100 1 440 256

11 2 560 000 512 000 91 200 16 200 2 880 512

12 5 120 000 1 024 000 182 400 32 400 5 760 1 024

13 ｠ 2 048 000 364 800 64 800 11 520 2 048

14 ｠ 4 096 000 729 000 129 600 23 040 4 096

0 : huile propre ; 14 : huile sale. Exemple : huile neuve pour voiture s classe 12

Norme ISO 4406 : Nombre de particules pour 100

ml Norme ISO

plus que inclus

0 0,5 1

1 1 2

2 2 4

3 4 8

4 8 16

5 16 32

6 32 64

7 64 130

8 130 250

9 250 500

10 500 1 000

11 1 000 2 000

12 2 000 4 000

13 4 000 8 000

14 8 000 16 000

15 16 000 32 000

16 32 000 64 000

17 64 000 130 000

18 130 000 250 000

19 250 000 500 000

20 500 000 1 000 000

21 1 000 000 2 000 000

22 2 000 000 4 000 000

23 4 000 000 8 000 000

24 8 000 000 16 000 000

25 16 000 000 32 000 000

26 32 000 000 640 000 000

27 64 000 000 130 000 000

28 130 000 000 250 000 000



Pertes de charge.

Les pertes de charge occasionnées par l’opposition des éléments filtrants au passage du fluide sont faibles (quelques dixièmes de bar à plusieurs bar).

Celles-ci évoluent en fonction du colmatage du filtre. Plus le filtre est encrassé, plus il y a de pertes de charge.

L’évolution des pertes de charge peut provoquer la destruction du filtre et perturber considérablement le fonctionnement du circuit d’où l’installation d’un clapet anti-retour taré placé en parallèle avec le filtre.

Pour évaluer l’encrassement, la plupart des filtres sont munis d’un indicateur de colmatage.

Au fur et à mesure de l’encrassement du filtre, la pression nécessaire pour le traverser augmente, on mesure alors le déplacement du clapet en le matérialisant par un index.

Lorsque la chute de pression est plus importante, le filtre se trouve court-circuité et le débit passe au travers du clapet anti-retour.

Le rôle du clapet anti retour est aussi primordial dans le cas ou le système hydraulique est soumis à de basse température. La viscosité est alors importante et l’huile ne peut plus passer au travers des organes filtrants. La pression devient importante et atteint la pression d’ouverture du limiteur de pression qui protège la pompe. Le système hydraulique n’est pas alimenté, le débit de la pompe va à la bâche.



Détermination d’un filtre.

La détermination des filtres par les constructions se fait essentiellement par rapport à :

1. La classe NAS/ISO. 2. La durée de vie. 3. Le prix.

Objectif recherché pour le choix d’un filtre :

• Pression d'écrasement.

• Compatibilité aux fluides.

• Bonne résistance à la fatigue.

• Stabilité du rapport ß.

• Sécurité pour la centrale.

• Prix des éléments.

Eléments essentiels pour la détermination d'un filtre :

1. Les paramètres du procédé (centrale hydraulique). Pression de service. Débit maximum. Température. Pertes de charge admissible. Nature de l'huile. Viscosité.

2. Les paramètres du filtre.

Type. Taille. Raccord. Indicateur de

colmatage. Finesse.



Recommandation de filtres : doc BOSCH.

Recommandation de filtres : doc HYDAC.

Classe de pollution

NAS 1638 ISO 4406 :1999 SAE AS4059 :D

Finés de filtration (x)

NAS-Code 5-15 µm

ISO-Code >4 µm/>6 µm/>14 µm/>

(x) µm

Type de système et domaine d’utilisation

4 15/13/10 5A/5B/4C

2-3 µm Technique servovalve et laboratoire.

6 17/15/12 7A/7B/6C

3-5 µm Industrie hydraulique de grande valeur, valve de pilotage électromagnétique,

système moyenne pression.

8 19/17/14 9A/9B/8C

5-10 µm Industrie hydraulique,

technique proportionnelle, système haute pression.

10 21/19/16 11A/11B/10C

10-20 µm Hydraulique générale moyenne

pression de taille moyenne, système basse pression.



Exemples de classes NAS et ISO recommandées par les constructeurs :

Classe de propreté

Composants hydrauliques NAS 1638 ISO 4406

Rendement absolu

recommandé en µm

Pompes 10 19/16 20

Moteurs 10 19/16 20

Valves directionnelles 9 18/15 10

Valves de sécurité 9 18/15 10

Valves de contrôle de vitesse 9 18/15 10

Pompe à piston 8 17/14 5

Pompe à palettes 8 17/14 5

Valves de pression 7 16/13 5

Valves proportionnelles 7 16/13 5

Servo valves 5 14/11 3

Servo moteurs 5 14/11 3



ÉCHANGEURS THERMIQUES.

Pour un fonctionnement optimal du circuit : Revue FLUIDE N°75 Avril 2005. On le sait, la majeure partie des dysfonctionnements observés sur un circuit oléohydrautique provient de la mauvaise qualité du fluide utilisé. D'où l'importance primordiale à accorder à allongement de la durée de vie de ce fluide et surtout au maintien dans le temps de ses caractéristiques initiales.

Ainsi, chacun est convaincu du caractère essentiel d’une bonne filtration pour œuvrer dans ce sens. Ce qui n’empêche pas les fabricants de filtres de devoir continuer à porter la bonne parole chez nombre d'utilisateurs encore réticents à accorder à cette fonction toute attention quelle mérite.

C’est malheureusement un peu le même phénomène que l’on observe à propos des échangeurs de chaleur. Tout le monde n'est pas encore persuadé de son utilité et ce composant est encore trop souvent perçu comme un coût supplémentaire dont les bénéfices ne sont pas flagrants.

Et pourtant, l’augmentation de la durée de vie de l’huile passe aussi par un bon contrôle de sa température ! C’est là qu'interviennent les échangeurs thermiques.

Refroidissement « actif ». De fait, les frottements et pertes volumétriques observés sur un circuit entraînent systématiquement une élévation de la température de l’huile. Une part très conséquente de la puissance installée, de l‘ordre de 20 à 30% montrent les études les plus récentes, se transforme alors en chaleur. Il est indispensable de combattre, dissiper et diminuer le plus possible cette chaleur si l'on veut préserver les caractéristiques initiales de son installation et donc en assurer un rendement constant dans le temps.

En effet, l’accroissement de la température se traduit inéluctablement par une diminution de la durée de vie des composants tels que flexibles, joints et surfaces de roulement. En outre, une huile dont la température s'élève voit sa viscosité diminuer en conséquence et se trouve donc moins apte à assurer ses fonctions de lubrification et de protection des matériels. D'où une durée de vie moins élevée des pompes, des risques de fuites internes non contrôlées et la survenance possible de détérioration ou rupture des composants entraînant la baisse de rendement de l’installation.

Indispensable sur le plan technique, la mise en place d'un bon échangeur thermique procède donc également d'un choix économique.

Dans ce contexte, le simple transfert de chaleur de l’installation (réservoir, tuyauteries, composants) vers l’air environnant se relève dans la plupart des cas fort insuffisant. Beaucoup trop longue, cette opération est particulièrement inefficace quand la température de l’air s’accroît.

Il est donc obligatoire d'opter pour un refroidissement actif du circuit en mettant en place un échangeur thermique approprié.

Détermination. Plusieurs technologies sont présentes sur le marché et permettent d'opérer le meilleur choix en fonction de son application et du contexte de fonctionnement du circuit. Ainsi. Le choix entre un refroidisseur eau/huile ou air/huile est important dans la mesure où il dépendra des critères et exigences propres à chaque installation.



De fait, l'échangeur eau/huile se distingue souvent par un prix de vente moins élevé que celui de son homologue air/ huile. Mais, cette constatation immédiate doit être relativisée. D'abord, son installation suppose la mise en oeuvre de tuyauteries dont le coût accroît d'autant le prix d'achat. Ensuite, une étude dans le temps montre que son fonctionnement peut se révèle plus onéreux à cause du prix de l'eau qui ne va pas en diminuant, bien au contraire.

Par contre, à puissance dissipée égale, l'échangeur eau/ huile est souvent moins encombrant et génère un moindre niveau sonore que l’échangeur air/huile. En revanche, la technologie air/huile permet de s'affranchir de tous risques de fuites et de mélanges de fluides entre eau et huile. De surcroît, les opérations de maintenance apparaissent plus aisée sur un échangeur air/huile.

On le voit, le choix dépendra alors en grande partie de l’installation sur laquelle l’échangeur de chaleur est amené à intervenir et des critères que l'utilisateur jugera essentiels. En tout état de cause, la réalisation d'une étude appropriée et de calculs, tant techniques qu'économiques, s'avère indispensable avant de procéder au choix. Pour l'aider dans sa décision, l'utilisateur dispose d'un certain nombre de logiciels de calculs et de détermination des échangeurs de chaleur, proposés par les principaux fournisseurs de ce type de matériels. Ceux-ci pourront l'assister efficacement en fonction de son besoin et des différents paramètres propres à son installation : nature de l'application (équipement industriel ou installation sur un engin mobile, environnement agressif, ...), type d'huile utilisée, débit d'huile, puissance installée, température d'entrée et de sortie d'huile, etc.

Diversité. Ce sera également l'application qui déterminera la structure de l'échangeur à installer. Là aussi, le marché offre une grande diversité. Une part importante de la technique de l'échange de chaleur est ainsi constituée par les échangeurs tubulaires. Composés d'un faisceau de tubes permettant la circulation de l'eau et sur la surface desquels est dirigée l'huile à refroidir, ils seront particulièrement appropriés pour les applications présentant de hautes pressions, de fortes températures ou fonctionnant avec des fluides de transfert de chaleur spéciaux, par exemple.

D'un autre côté, les échangeurs air/huile seront, eux, bien adaptés à certains secteurs industriels faisant appels à des centrales hydrauliques conventionnelle si particulièrement dans le domaine du mobile : travaux publics, machinisme agricole, engins de voirie... Enfin, les échangeurs à plaques sont arrivés, quant à eux, plus récemment sur le marché. Ils se caractérisent par une compacité notable (encombrement et poids réduits) et trouvent de belles applications dans les domaines de la chimie, de la pétrochimie, de l'agro-alimentaire, des papeteries, de la pharmacie, de l'énergie ou de la sidérurgie, entre autres.

Dans cette famille de produits, les échangeurs à plaques démontables sont, par définition, modulaires et s'adaptent donc aux évolutions des installations sur lesquels ils sont montés, notamment en cas de changement des conditions thermiques affectant ces dernières. Par contre, les échangeurs à plaques brasées sont extrêmement compact et offrent des possibilités intéressantes de fonctionnement à hautes pressions et hautes températures. Enfin, dans les cas l’alimentation du refroidisseur est difficile ou impossible du fait du fonctionnement épisodique de l'installation, les fabricants proposent des groupes autonomes de refroidissement. Couplés à une pompe, ces groupes permettent de rendre indépendant le groupe hydraulique primaire du système de refroidissement.

Ces équipements sont installes en parallèle et sont aussi recommandés en cas de coups de bélier fréquents sur le circuit. Le groupe autonome joue alors, un rôle essentiel dans la régulation du débit du fluide à refroidir.



Échangeur de chaleur. Si la quantité de chaleur dissipée par le réservoir est trop faible, la température de l'équilibre thermique se situe au-dessus de la température de fonctionnement désirée. Le fluide doit subir un refroidissement complémentaire. Cette fonction est assurée par l'adjonction d'un refroidisseur qui maintient la température du fluide à une valeur acceptable. Le refroidisseur ou l'échangeur de chaleur permet de retirer de la chaleur à un premier corps, le plus souvent un fluide, pour le transmettre à un second, généralement sans que les corps entrent en contact. La quantité de chaleur qu'il est possible de transférer dans un système donné par mètre carré et par heure dépend principalement: de la nature du fluide :

• viscosité,

• conductibilité thermique,

• masse spécifique,

• chaleur spécifique,

• de sa vitesse de circulation par rapport à la paroi,

• de la différence de température moyenne entre les deux fluides,

• de la nature, de l'épaisseur et de l'état de la surface de la paroi. On peut différencier :

• Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-air). Le fluide provenant du système s'écoule à travers un serpentin à ailettes qui est refroidi par l'air au moyen d'une roue de ventilation, puis retourne vers le réservoir. L'avantage essentiel des refroidisseurs huile-air est que l'air de refroidissement nécessaire est pratiquement disponible de partout. Toutefois la roue de ventilation doit être entraînée en rotation et on ne peut pas toujours négliger le bruit du ventilateur.

• Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-eau). Ces refroidisseurs conduisent, soit l'eau, soit le fluide, dans des serpentins de refroidissement, pendant que le fluide ou l'eau entoure ces serpentins. Les refroidisseurs huile-eau ont un plus grand pouvoir de refroidissement que les refroidisseurs huile-air, à cause de la plus grande différence de température moyenne existant normalement entre l'eau de refroidissement et le fluide à réfrigérer. Son utilisation dépend de l'implantation de l'installation sur le site, du fait de la nécessité d'une alimentation en eau pour le refroidissement.

• Réchauffeurs. Pour réchauffer le fluide à la température de fonctionnement, on utilise des réchauffeurs. Pour ce faire, le fluide est réchauffé au moyen de cannes chauffantes électriques immergées. Il faut veiller à ce que l'échauffement local du fluide ne devienne pas trop important. Il en résulterait une surchauffe et la carbonisation du fluide à la surface de la canne chauffante. La densité de chauffe max. ne devrait, en conséquence, pas être située au-dessus de:

• 2 W /cm² pour l'huile minérale,

• 0,6 à 0,7 W /cm² pour l'ester-phosphate et l'eau glycol.

• Refroidisseur et Réchauffeurs. Ce composant permet de combiner ces deux fonctions.



RAPPELS SUR LA TRANSMISSION DE LA CHALEUR. La chaleur est une énergie qui est transmise par :

• Rayonnement,

• Conduction (à travers une paroi solide),

• Conduction (à travers un fluide en mouvement).

Rayonnement. D’après la loi de STEFEN-BOOOLZMANN, nous avons :

4

100

Tk.a.5,20E ⎥⎦

⎤⎢⎣⎡= avec

E = émittance énergétique en kJ / m².h, a = facteur émissif <1, Tk = température absolue du corps rayonnant.

On remarque que E devient important que pour une température élevée. Ainsi dans le cas des foyers de chaudière, E représente 1/3 environ de l’énergie fournie par la flamme.

Conduction. D’après la loi de FOURIER, nous avons :

( )2T1T.e

S. −λ=Φ avec

Φ = flux de chaleur en kcal / h,

λ = coef. de conductivité thermique en kcal / h.m.°C, S = surface d’échange en m², E = épaisseur de la paroi en m, T1 – T2 = différence de température entre les 2 cotés de la paroi.

Valeurs de λ :

Argent λ = 360 kcal / h.m.°C.

Cuivre λ = 330 kcal / h.m.°C.

Aluminium λ = 180 kcal / h.m.°C.

Laiton λ = 85 kcal / h.m.°C.

Acier λ = 40 kcal / h.m.°C.

Inox λ = 13 kcal / h.m.°C.

Céramique λ = 1 kcal / h.m.°C.

Brique λ = 0,6 kcal / h.m.°C.

Mica λ = 0,3 kcal / h.m.°C.

Laine de roche λ = 0,05 kcal / h.m.°C.

Convection. D’après la loi de NEWTON, nous avons :

( )TfTp.S.h −=Θ avec Θ = convection en kcal / h, h = coef. de convection naturelle en W / m².h.°C, S = surface d’échange, Tp = température de la paroi, Tf = température du fluide.

Valeurs de h : Gaz-Métal h = 50 à 1500 kcal / h.m².°C. Eau-Métal h = 3000 à 18000 kcal / h.m².°C. Huile-Métal h = 300 à 600 kcal / h.m².°C.

RAPPEL.

1 cal = 4,18 J



Pourquoi refroidir ?

Le maintien en température de l’huile permet de :

• Préserver le rendement initial de l’installation.

• Préserver les qualités de l’huile.

• Diminuer la fréquence des vidanges.

• Augmenter la durée de vie des composants.

• Diminuer le taux de pollution.

• Diminuer les pannes et arrêts machine.

• Réduction des coûts d’exploitation.

D’où proviennent les calories ?

Les calories sont les conséquences de :

• Les frottements mécaniques, et les fuites de fonctionnement génèrent des pertes ; ces pertes se transforment en chaleur.

• Les frottements mécaniques sont les forces qui s’opposent au déplacement des pièces entre elles, ou les frottements visqueux des molécules d’huile entre elles.

• Les fuites d’huile sous pression correspondent à une perte de puissance qui se transformera en chaleur.

Les types d'échangeurs les plus répandus sont: • à air:

Une turbine radiale ou axiale crée un flux d’air sur une radiateur, afin d’augmenter l’échange thermique entre des le fluide à refroidir et l’air.

• à eau, tubulaires: Ils sont constitués par un faisceau de tubes métalliques reliés à leur extrémité à des chambres de collection communiquant avec l'entrée ou la sortie d'un des fluides alors que l'autre circule autour des tubes, généralement munis de chicanes servant à augmenter la turbulence.

• à eau, à plaques: Des plaques métalliques à profil ondulé sont empilées et séparées les unes des autres par des joints étanches, de telle sorte qu'un espace sur deux reçoit un des fluides, tandis que l'espace intermédiaire reçoit l'autre fluide.

• les groupes froids: Ces groupes permettent généralement une production d’eau glacée.



Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-air). Doc :

Dans ces dispositifs, l’huile passe au travers d’un radiateur à ventilation forcée. La régulation est faite par « marche-arrêt » du moteur d’entraînement du ventilateur.

Cette ventilation se fait à partir :

• Du moteur électrique ou thermique qui entraîne la pompe,

• D’un moteur électrique had oc,

• D’un moteur hydraulique had oc.

1. Châssis.

2. Moteur hydraulique.

3. Ventilateur axial.

4. Radiateur.

Air froid

Air chaud



Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-air).

Doc :

Refroidisseur intégré entre le moteur électrique et la pompe.



Échangeur de chaleur à refroidissement par eau (refroidisseur huile-eau).

Doc : Ce sont des échangeurs de chaleur souvent à plaques ou à faisceau tubulaire où l’eau circule à contre courant de l’huile. La régulation est faite par une vanne thermostatique dont le bulbe est logé dans le réservoir.

Échangeurs à plaques.

La surface d’échange est composée d’un certain nombre de plaques minces cannelées en métal assemblées l’une à l’autre. Les canaux ainsi formés entre les deux plaques et la périphérie sont disposés de telles sortes que les deux fluides circulent alternativement et à contre-courant.

L’étanchéité est assurée par une soudure sur le pourtour de chaque plaque ainsi qu’à chaque point de contact constitué par des cannelures alternatives.

Plaques brasées cuivre ou nickel. G 3/4, 1, 1 1/2, DN 80. P maxi 27 bar Débit eau: < 100 m3/h. Puissance de refroidissement jusqu’à 1000 kW.

Les échangeurs de chaleur à plaques brasées possèdent un certain nombre d’avantages, comparés aux échangeurs traditionnels dans les industries mécaniques:

• La grande efficacité thermique lui permet d’être extrêmement compact et donc de pouvoir être installé la où la place est réduite.

• L’appareil n’à pas de joint et par conséquent il fonctionne pour des applications où la température et/ou la pression sont élevées.



L’échangeur à plaques et joints se compose d’une série de plaques montées et comprimées dans un bâti.

Ces plaques métalliques en feuilles minces serrées les unes contre les autres ont un profil en forme de chevrons et comportent un logement périphérique destiné au joint d’étanchéité. Des ouvertures ménagées aux angles de chaque plaque permettent la circulation des fluides.

Échangeurs tubulaires. Doc :

Pour obtenir le rendement maximal de l’appareil, le liquide à refroidir (l’huile) circule à l’extérieur du faisceau, donc côté enveloppe, et le liquide de refroidissement (l’eau) circule l’intérieur du faisceau tubulaire et à contre courant.

1 : plateau porte faisceau.

2 : faisceau de tubes.

3 : enveloppe.

4 : joint d’étanchéité.

5 : couvercle entrée eau.



Les groupes froids. Les principaux composants d’un groupe froid :

• Le compresseur: Il aspire de la vapeur de l‘évaporateur (échangeur eau/réfrigérant) pour ensuite la monter en pression dans le condenseur.

• Le condenseur à air: Il dissipe les calories générées par l‘évaporateur et par compression.

• La soupape de détente thermostatique: Son rôle est d‘envoyer suffisamment de débit de fluide caloporteur à l‘évaporateur à partir d‘une variation de pression entre le condenseur et l‘évaporateur.

• L‘évaporateur: Il sert à refroidir la source chaude (eau), en faisant circuler le fluide caloporteur dans un serpentin par ex.

Unité de filtration et de refroidissement. L’unité de filtration et de refroidissement est un groupe autonome et compact, destiner à la filtration et au refroidissement d circuits en dérivation. Il suffit de mettre en place le raccordement au réservoir, ainsi que la tension d’alimentation.

L’unité de filtration et de refroidissement est composée :

• d’une pompe de circulation,

• d’un filtre,

• d’un échangeur à plaques eau-huile.



Choix d’un refroidisseur. Les fournisseurs de refroidisseurs utilisent des tableaux ou abaques permettant de déterminer le type et la taille d’un refroidisseur. La puissance de refroidissement dépend du débit d’huile, de la différence de température entre l’entrée de l’huile et l’entrée de l’air ou de la chute de température de l’eau. La taille du refroidisseur est aussi fonction de la perte de charge maximum admissible (pression

toléré maxi dans l’échangeur ≈ 5 10 bar).

Dans tout les cas, il faut calculer ou estimer la puissance à dissiper. • Cas 1 ; on mesure la puissance dissipée sur une centrale en mesurant l’augmentation de la température du fluide sur une période donnée.

• Cas 2 ; on estime que 30% de la puissance installée est perdue est doit donc être dissipée.

• Cas 3 : on calcule pour toute l’installation, les puissances dissipées. A partir de cette puissance et compte tenu d’un facteur de sécurité de 10%, on détermine la puissance spécifique de refroidissement.

Exemple de détermination de refroidisseur air/huile type OK-ELD



Réchauffage du fluide. Ce problème apparaît surtout sur des machines « passant une partie de leur vie dehors » à l’arrêt dans un milieu ambiant relativement froid (cas des engins de TP). Après un temps d’arrêt, le fluide contenu dans le réservoir se trouve à une température telle que sa viscosité ne permet pas le démarrage de la pompe.

Il est alors nécessaire d’y installer un système de réchauffage généralement constitué d’une canne chauffante et de deux thermostats. La canne chauffante permet d’élever la température du fluide au repos jusqu’à la valeur correspondant à la viscosité admissible au démarrage de la pompe. Arrivé à cette température, le premier thermostat autorise la mise en route due la centrale, qui doit absolument travailler sans pression au refoulement de la pompe durant cette période, pour assurer une circulation de fluide dans le réservoir. Le second thermostat permet l’arrêt du dispositif de réchauffage dès que l’on atteint la température de fonctionnement donc la viscosité de fonctionnement.

De plus, il est indispensable de ne pas dépasser, au niveau de la canne, une température limite

(≈ 80°C maxi) sous peine de « brûler » le fluide.

Les éléments chauffants (≈ 250 W par dm² de surface chauffante) sont placés près du fond du réservoir, loin de l’aspiration.

Les thermostats immergés dans le réservoir dans la partie haute du liquide (entre ½ et 2/3 de la hauteur de l’huile) doivent être placés le plus près possible de l’aspiration.

Détermination de l’élément de réchauffage. Les données nécessaires sont :

• θ0 = température du fluide avant réchauffage (°C).

• θ1 = température du fluide désiré pour le fonctionnement (°C).

• t = temps désiré pour passer de θ0 à θ1 (s).

• V = volume du fluide contenue dans le réservoir (l).

• ρ = masse volumique du fluide (kg / dm3)

• C = chaleur massique du fluide (kJ / kg.°C) ≈ 1,9 kJ / kg.°C.

• Courbe viscosité-température de l’huile.

• Courbe de dissipation de chaleur du réservoir.

La masse du fluide à réchauffer est : m = V . ρ.

La quantité de chaleur en kJ à apporter au fluide est : Q = m . C. (θ1 - θ0).

La puissance théorique en kW : t

QWthéo = .

La puissance réelle en kW à installer est : W = Wtheo + Wrés, avec

Wrés = puissance dissipée par le réservoir, valeur relevé sur la courbe fournie par le constructeur du réservoir en fonction de la différence de température entre le fluide et l’air ambiant.

Nous obtenons : ( )

rés01

Wt

..V.CW +

θ−θρ= en kW.

Pratiquement, avec : C = 1,9 kJ / kg.°C et ρ = 0,86 kg / dm3, ö ( )

rés01

Wt

.V.6,1W +

θ−θ≈ .

Le thermostat commandant l’arrêt de la canne est réglé à θ1, le réglage du thermostat permettant de démarrage de la pompe du groupe est fonction de la viscosité admissible.



LES ACCUMULATEURS. Les fluides hydrauliques sont pratiquement incompressibles et ne peuvent, de ce fait, accumuler d'énergie de pression.

Dans les accumulateurs mécaniques, on utilise l’action d’une masse ou l’action d’un ressort.

Dans les accumulateurs à gaz, on utilise les propriétés de compressibilité d'un gaz (azote), lequel communique son élasticité au fluide hydraulique.

Un accumulateur à gaz est composé d'une partie fluide et d'une partie pour le gaz avec ou sans élément séparateur (piston, vessie ou membrane). La partie fluide est en relation avec le circuit hydraulique afin que lors de la montée en pression, le gaz soit comprimé. Lors de la diminution de pression, le gaz comprimé se détend et repousse le fluide dans le circuit.

Les accumulateurs sont utilisables pour de nombreuses fonctions, en particulier :

• réserve d'énergie,

• commande de secours ;

• équilibrage des forces,

• compensation de fuites,

• compensation volumique,

• absorption de chocs,

• suspension de véhicules, • amortissement de pulsations. • …..

Présentation des accumulateurs. Un accumulateur est un appareil hydraulique capable de recevoir et de restituer de l’énergie, sous forme d’un certain volume de fluide sous pression.

Il est constitué d’un récipient hermétique résistant aux effets de pression du fluide relié au circuit par une canalisation et d’un dispositif de maintien en pression du fluide.

Représentation symbolique

Un accumulateur est défini par :

• P0 : Pression minimale de remplissage.

• V0 : Volume total du fluide emmagasiné dans l’accumulateur.

• P2 : Pression maximale.



Types d’accumulateurs. Il existe plusieurs types d’accumulateurs :

• Les accumulateurs à poids. Il utilise le principe d’équilibre des forces entre celle du fluide et celle de la masse. La pression à laquelle est soumis le fluide est constante pour une charge donnée. avec m = masse et S= section.

S

g.mP =

• encombrement important,

• masse importante en mouvement,

• obligation de le monter verticalement,

• section importante donc volume de fluide important. Utilisation : Il est utilisé lorsque le système demande une restitution de volume de fluide important par exemple : grosses presses.

• Les accumulateurs à ressort. La restitution du fluide emmagasiné ne s’effectue plus à pression constante, mais variable en fonction de la raideur du ressort.

S

x.rFoP

+=

avec Fo = précharge, r = raideur et x =déplacement.

• encombrement important,

• masse en mouvement,

• Inertie et vibrations importantes. • Les accumulateurs à charge de gaz (pneumatique).

La force pressante est due à un gaz sous pression. La pression de remplissage (pression de gonflage) est égale à celle du gaz occupant tout le volume du récipient. Le gaz utilisé est toujours un gaz inerte, le plus souvent de l’azote sec. L’oxygène, ainsi que l’air, est à proscrire formellement à cause des risques d’explosion dus à sa compression en présence d’huile.

• Les accumulateurs à contact direct. Le gaz est directement en contact avec le fluide liquide.

Ce type d’appareil est utilisé dans le cas ou aucun contact entre le fluide et un séparateur n’est possible ou dans le cas ou il faut une inertie très faible.

Ce type d’appareil nécessite l’obligation d’être implanté en position verticale fixe.

L’absorption d’une partie du gaz par le fluide (par « mimétisme »), d’autant plus importante que la pression est élevée, nécessite une réinjection fréquente de gaz et nuit à l’incompressibilité du fluide. De plus, une obligation de conserver, en fin de restitution, au moins 30% du volume de l’accumulateur afin d’éviter l’introduction de gaz dans le circuit.



• Les accumulateurs à piston flottant. Un piston libre sépare le gaz du fluide. Les frottements entre le piston et le cylindre ne sont pas négligeables et nécessite un usinage soigné du piston et du cylindre. L’inertie du piston peut aussi poser des problèmes. Par contre, l’étanchéité est excellente, et ce composant, de part la matières qui le constitue est très peu sensible à la température. Il est donc souvent utilisé comme organe de sécurité, par exemple dans les téléphérique en montagne pour alimenter le frein de secours.

• Rapport de pression P2/P0 illimité

• Sens de montage indifférent

• Contrôle de position du piston

• Volumes utiles importants (jusqu‘à 400 L)

• Solution économique en montage transfert pour des V0 importants avec un volume à restituer faible

• Débits de restitution extrêmes,

• Sécurité (pas de rupture brutale de l‘élément séparateur)

• Coût d‘entretien faible

• Les accumulateurs à membrane. Ils sont généralement constitués de deux hémisphères soit soudés, soit vissés. La membrane séparant le gaz du fluide est en élastomère, elle est constituée en son centre d’un renfort métallique qui vient obturer l’orifice lorsque l’accumulateur est vidé, ce qui permet d’éviter l’extrusion de la membrane. Cette membrane doit être :

• Inattaquable par le fluide et le gaz.

• Peu sensible aux phénomènes d’usure et de fatigue.

• Capable de résister aux efforts de déformation.

• Supporter les variations de températures. Différents types d’élastomère sont utilisé suivant les températures d’utilisation et la nature du fluide en contact. Par contre, cette membrane n’est pas totalement étanche, par porosité, une très légère fuite du gaz vers huile est admise. Avantages :

• Le sens de montage est indifférent.

• Le rapport de pression est élevé.

• Il n’y a pas de frottement (aucune pièce en mouvement).

• La gamme de volume est large.

• L’entretien est facile.

• La durée de vie est élevée et prix modéré. Inconvénient :

• Le volume est limité à 4l.

• Le débit est limité (38 à 150 l/min).

• On ne peut effectuer des réparations que sur des accumulateurs vissés.

Ne peut pas être utilisé à basse température (sauf cas spéciaux), car au dessous de -25°C, l’élastomère de la membrane se durcit et perd de son élasticité et devient cassant.



• Les accumulateurs à vessie. Les accumulateurs à vessie sont basés sur le même principe que les accumulateurs à membrane en ce sens que l’élément séparateur entre le gaz et l’huile est une membrane souple en élastomère, intimement solidarisée à la valve de gonflage. Un clapet obstrue l’orifice d’arriver d’huile pour éviter l’extrusion de la membrane Avantages.

• Bon temps de réponse.

• Débit restitué élevé.

• Entretien réduit (vérification de la pression de gonflage P0). Inconvénients.

• Le montage à l’horizontale est problématique, puisque seul la moitié du volume est restitué.

• Le rapport de pression est limité, puisque P2/P0 < 4.

Remarque sur les accumulateurs à membrane et à vessie.

Le rendement, caractérisé par le rapport entre l’énergie resituée et l’énergie emmagasinée, est généralement meilleur pour les accumulateurs à membrane et à vessie que pour les accumulateurs à piston séparateur, en raison de la faible inertie de la membrane ou de la vessie et de l’absence presque totale de frottement.

Pour les mêmes raisons, ils ont un temps de réponse plus faible et ils autorisent des mouvements alternatifs à fréquence plus élevée.

• Indice « 0 » correspond à l’état initial de l’accumulateur (à l’achat).

• Indice « 1 » correspond à l’état 1 de l’accumulateur : état vide ou déchargé.

• Indice « 2 » correspond à l’état 2 de l’accumulateur : état plein ou chargé.

Ce qui veut dire que entre l’état « 2 » et « 1 », l’accumulateur restitue un volume :

∆V = V1 – V2 pour une pression qui passe de P2 à P1.

(dans les pages suivantes « V » représente un volume)



ACCUMULATEURS. Document BOSCH.



UTILISATION DES ACCUMULATEURS.

En réserve d’énergie de secours. Il permet lors d’une panne de l’alimentation hydraulique de mettre en position de sécurité un récepteur et de finir une opération.

Le volume utile de l’accumulateur doit correspondre à la course maximale des éléments concernés.

• On prend P0 = 0,9 P1, avec P1 la pression minimale nécessaire pour générer les mouvements.

1V2-A

1Z1S1

OV1

0P10M1

1V1

1V2 1V3

1V4

1V3-A

Exemple : L’accumulateur une fois chargé, est isolé du circuit, son énergie n’est utilisée que pour une manœuvre de secours.

OV1

0P10M1

1A

1V1

1V21V3

1Z2

1Z1

1V4

Exemple : L’accumulateur est relié en permanence au circuit et effectue à chaque cycle le mouvement de rentrée de tige, même si la pompe est à l’arrêt.

En réserve d’énergie d’appoint. Il peut être utilisé en réserve d’énergie pour améliorer le rendement d’une installation lorsque le cycle du système demande de grande variations de débit au cours du temps si l’accumulateur complète le débit de la pompe par moment.

Sur les installations nécessitant des volumes d’huile variant dans d’importantes proportions ou présentant des fréquences de cycles élevées, la solution la plus rationnelle passe par l’utilisation d’accumulateur. Lorsque que le besoin d’huile est faible, la pompe charge l’accumulateur, et lorsque la demande en huile dépasse les capacités de la pompe, le volume manquant est restitué par l’accumulateur.

• On prend P0 = 0,9 P1. • On majore le débit de la pompe de

10% à 15%. L’accumulateur se charge lorsque le débit demandé est inférieur à celui de la pompe. Il se décharge dans le cas inverse



Systèmes de charge d’accumulateurs. Pour la plupart des applications, la pompe est mise hors circuit lorsque l’accumulateur est plein, afin d’éviter des pertes de chaleur dues à la conversion d’une puissance hydraulique excédentaire. Diverses solutions sont possibles:

| Utilisation d’une pompe à débit variable avec régulateur de pression. La pompe effectue un

réglage automatique lorsque l’accumulateur est plein.

~ Mise hors circuit d’une pompe à débit constant via un électro distributeur piloté par 2

pressostats pour Pmin et Pmax.

¡ Mise hors circuit d’une pompe à débit constant via une valve de charge d’accumulateur avec

2 réglages de pression pour Pmin et Pmax (hystérésis de commutation).

Exemple de montage d’un accumulateur. Au repos la pompe charge l’accumulateur 2Z.

Quand la pression dans l’accumulateur atteint la pression de pilotage de 0V2, le limiteur de pression 0V2 s’ouvre et la pompe débite à la bâche à une pression quasiment nulle.

Le clapet 0V1 est fermé, 2Z est isolé à la pression maxi du circuit.

Si la pression diminue à cause des fuites du distributeur 1V2, alors 0V2 se ferme et la pompe recharge 2Z.

La sortie et la rentrée de la tige de 1A s’effectuent donc avec le débit de la pompe plus de débit de l’accumulateur.

Le limiteur de débit 1V1 permet de délimiter le débit de l’accumulateur.

0P10M1

0V1

1V2-B1V2-A

1V2

1A

0V2

2Z

1V1

0Z1



En réserve d’énergie de fuites. La plupart des composants hydrauliques présentent des fuites. Ainsi le maintient en position et en pression des récepteurs peut se faire par l’intermédiaire d’un accumulateur.

• Il faut dans ce cas déterminer le volume de l’accumulateur dont la pression P2 permettra la restitution d’un volume de fluide ∆V, avec une pression après restitution égale ou supérieure à P1.

• On prend dans ce cas là : P0 = 0,9 P1 et P0 > 0,2 P2.

1A

0P1 0M1

??1V1

1Z1

0V1

1V1-A 1V1-B0V2

Exemple : Maintient en pression de courte durée (quelques min). Le distributeur est en position centrale. La pompe n’est pas arrêtée.

1S1 1S2 1Z1

0V1

0P10M1

1A

0V2

??1V1

1V1-A 1V1-B

Exemple : Maintient en pression de longue durée (quelques dizaines de min). Le distributeur est en position centrale. La pompe est arrêtée, les manostats permettent la remise en marche la pompe si la pression chute trop, et coupe la pompe quand on atteint la pression maxi.

Dilatation thermique. Les variations thermiques sur un procédé hydraulique fermé et sous pression créent des variations de volumes. L’accumulateur va donc permettre de les absorber. Avant de pouvoir déterminer le volume de l’accumulateur, il faut préalablement déterminer le volume dilaté (∆V).

∆V = V.(T2 – T1).α avec α = 0,62.10-3°K (coef. de dilatation cubique)

T1 = température mini, T2 = température maxi.

Le volume de l’accumulateur sera :

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

∆=

2

1

21.0

0

T

T.

P

1

P

1P

VV avec P0 = 0,9 P1.



Amortissement de choc. On qualifie habituellement de « coup de bélier » le phénomène d’élévation rapide de pression qui se produit dans une canalisation lors d’une fermeture brusque d’une vanne. De façon plus générale cette variation brusque de pression apparaît dans une installation par suite de l’accélération ou de la décélération d’une colonne de fluide et de la charge qui lui est liée cinématiquement. Les propriétés d’amortissement d’un accumulateur permet de diminuer les variations brutales de pression (coup de bélier, chariots de manutention, engin de T.P.).

• Ceux sont des accumulateurs de faible volume (0,5 à 1 litre).

• On prendra P0 = 0,9 Ptravail.

Applications typiques :

• Fermeture / ouverture rapide de vannes

• Démarrage et arrêt de pompe

Silencieux. Réduction du niveau de bruit Réduction de pulsations de pression lorsque les pression de services nominales varient fortement

• Pmax 330 bar

• Pas de réception DRIRE (absence de gaz)

• Montage en ligne (BSP, SAE, ...)

• Efficacité dans des plages de fréquences élevées


• Toutes les pompes de refoulement.

• Diviseurs de débit à engrenage.

• L‘automobile, l’aviation, les machines-outils, les presses à injecter.



Amortisseur de pulsation.

Le débit provenant d’une pompe à pistons peut être plus ou moins régulier. Cela est vrai pour un nombre de pistons faibles (1, 2, 3), par contre, pour un nombre plus important (7, 9, ..), la pulsation du débit est très faible. Le plus souvent, des pulsations de débit et de pression apparaissent et sont nuisibles au bon fonctionnement de l’installation. Pour amortir ces pulsations, allonger le temps de vie des composants, améliorer la précision des mesures et diminuer le niveau sonore de l’installation, on installera un accumulateur à vessie pour leur faible inertie. On essayera aussi dans la mesure du possible de monter l’accumulateur dans l’axe de sortie de la pompe.


• Presses à injecter.

• Systèmes de dosage.

• Systèmes de mesure et de régulation dans l‘industrie chimique, alimentaire,...

• Echangeurs thermiques air/huile.

• Centrales hydrauliques en général.

• Machines de TP.



Modélisation de l'accumulateur.

(dans les pages suivantes « V » représente un volume) Pour l'étude d’un accumulateur, on retient le schéma classique d'un accumulateur oléopneumatique donné par la figure.

Le stockage de l'énergie par compression du gaz est appelé «charge», la restitution d'énergie due à la détente du gaz est nommée «décharge ».

Les notations proposées sont Vi, Pi et T, pour le volume, la pression et la température de l'air à

l'état initial et Vf , Pf , et Tf pour les mêmes grandeurs à l'état final. La masse d’air contenue dans l'accumulateur est notée Ma.

La transformation thermodynamique subie par le gaz dépend de la durée des phases de charge / décharge.

• Si cette durée est inférieure à 1 minute : L'énergie thermique échangée par la masse de gaz avec le milieu extérieur est faible. On peut alors retenir une transformation adiabatique comme modèle de transformation thermodynamique.

• Si cette durée est supérieure à 3 minutes : L'énergie thermique échangée par la masse de gaz avec le milieu extérieur est suffisante pour que la variation de température soit limitée. On peut alors retenir une transformation isotherme comme modèle de transformation thermodynamique.

• Pour les cas intermédiaires, on utilise la notion de transformation polytropique.

L'air contenu dans l'accumulateur est assimilé à un gaz parfait, dont la chaleur massique à pression constante est Cp = 1 000 J.kg-1.°K-1 et la chaleur massique à volume constant est Cv = 715 J.kg-1.°K-1 .

A température voisine de l'ambiante, ces coefficients peuvent être considérés comme constants.

Il est rappelé que pour un gaz parfait :

• une transformation isotherme est caractérisée par la relation

P.V = m . r.T = Cte P est la pression du gaz, V son volume massique et r = Cp – Cv une constante caractérisant le gaz, r = 297 J / kg.°K pour l’azote.

• une transformation adiabatique est caractérisée par la relation :

P.Vγ = Cte avec γ = Cp / Cv

• une transformation polytropique est caractérisée par la relation :

P.Vn = Cte avec n coefficient polytropique < γ coefficient adiabatique.



Détermination des accumulateurs. Les accumulateurs se déterminent de plusieurs manières différentes ; pour les accumulateurs mécaniques il n’y a pas de difficultés particulières, les calculs sont semblables à ceux des vérins.

Pour les accumulateurs à charge de gaz c’est plus délicat.

• On peut envoyer aux fournisseurs un certain nombre d’informations nécessaires au choix de l’accumulateur et c’est le fournisseur qui effectue une étude et propose le ou les accumulateurs répondant au cahier des charges imposé par le client.

• On peut aussi utiliser des logiciels de calcul d’accumulateur permettant de rentrer les paramètres du cahier des charges et le logiciel propose un accumulateur situé dans la base de données du logiciel et répondant au cahier des charges. Ces logiciels sont à disposition sur Internet mais ne sont pas toujours simples d’utilisation.

• Enfin on peut déterminer les accumulateurs soi-même en utilisant les formules théoriques de détermination puis en utilisant les abaques ou les catalogues constructeurs.

Ces trois méthodes de détermination permettent de choisir un accumulateur qui répond à nos exigences mais il se peut que nous obtenions des résultats différents car dans chacune des méthodes nous ne tenons pas compte des mêmes paramètres.

Détermination par calcul.

Définition de la notation : La norme AFNOR E 48-151 définit, en concordance avec ISO 5595 et 5596, les grandeurs caractéristiques des accumulateurs hydropneumatiques.

P0 : Pression de précharge d’azote ; c'est-à-dire pression du gaz lorsque le circuit hydraulique n’est pas sous pression.

NOTE : La pression P0 s’entend à une température de 20°C (± 5°C).

P1 :

Pression minimale en service ; c’est la valeur mini de pression du circuit hydraulique permettant d’effectuer le travail voulu aux récepteurs.

P2 : Pression maximale en service ; cette valeur n’est pas obligatoirement égale à la pression de tarage du limiteur de pression qui protège la pompe.

V0 : Volume initial ; c’est le volume réel de l’accumulateur. Il correspond donc au volume d’azote à la pression P0.

V1 : Volume d’azote à la pression P1.

V2 : Volume d’azote à la pression P2.

∆V : = V1 – V2 : Variation du volume de gaz entre les pressions P1 et P2, correspondant au volume de fluide dans l’accumulateur restituable dans l’installation.

Changements d’état du gaz.

Chaque fois que l’accumulateur est utilisé, il y a changement d’état du gaz qu’il contient. Suivant la rapidité de la transformation, la loi régissant est différente.

La transformation peut être :

• ISOTHERME : du grec « isos » = égal » et « thermos » = chaud.

• ADIABATIQUE : du grec « adiabatos » = qu’on ne peut traverser.



Transformation isotherme : Elle se produit si la variation de volume est suffisamment lente pour qu’il y ait échange de chaleur entre la charge de gaz et le milieu ambiant et que l’on puisse donc considérer que l’azote ne change pas de température.

D’après la loi de Mariotte : P . V = cte à température constante.

On peut écrire : P0 . V0 = P1 . V1 = P2 . V2, d’ou l’on tire :

1

001

P

V.PV =

et 2

002

P

V.PV =

on retient la formule suivante :

( )21

1200

P.P

PP.V.PV

−=∆

Transformation adiabatique : Dans le cas contraire, si les variations de volume de fluide dans l’accumulateur sont très rapides, l’échange de chaleur n’a pas lieu, faute de temps et la transformation est adiabatique.

cte V P =× γ

On peut écrire : P0 . V0 = P1 . V1 et P1 . V1γ = P2 . V2

γ.

On retient la formule suivante : ⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡γ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛−=∆

1

2

1

1

00

P

P1.

P

V.PV

avec γ ≈ 1,4 mini.

Remarque : le coefficient γ varie en fonction de la pression et de la température.

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

0 100 200 300 400 500 600

Pression (bar)

Exp

osa

nt

Ad

iab

atiq

ue

(0°C)

(50°C)

(100°C)

Transformation polytropique : C’est généralement le cas réel : les variations de volume sont trop lentes pour que l’on puisse considérer la transformation adiabatique et cependant trop rapides pour admettre un calcul en isotherme. La loi en transformation est :

cte V P n =× avec 1 ≤ n ≤ 1.4

On retient la formule suivante

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×

×=∆

n

1

2

1

1

00

P

P - 1

P

V P V

.

n = 1,35 pour environ : 20…30 sec n = 1,25 pour environ : 1…1,5 min n = 1,20 pour environ : 2… 3 min n = 1,10 pour environ : 4… 8 min



Calculs pratiques. Lors de la détermination d’un accumulateur, on connaît généralement les conditions d’utilisation de l’appareil, qui permettent d’apprécier le type de transformation et les valeurs :

P1 :

Pression minimale en service ; c’est la valeur mini de pression du circuit hydraulique permettant d’effectuer le travail voulu aux récepteurs.

∆V : = V1 – V2 : Volume de fluide à restituer entre les pressions P1 et P2

La valeur de P2 peut aussi être imposée, sinon elle est choisie de façon à permettre le travail avec l’accumulateur sans exiger une trop grande fatigue des autres composants du circuit.

A partir de ces valeurs, on doit évaluer P0 et V0.

P0 : Pression de gonflage (précharge) d’azote à une valeur inférieure à P1 de façon à, d’une part, toujours conserver une légère réserve dans l’appareil et, d’autre part, d’éviter que la séparation (membrane ou piston) entre gaz et fluide hydraulique vienne frapper la parois de l’accumulateur à chaque décharge.

Pour les applications en réserve d’énergie, les constructeurs préconisent :

P0 = 0,9 P1.

Le passage de l’état P0.V0 étant à l’état P1 étant.V1 étant isotherme dans pratiquement tous les cas, ceci revient à conserver un volume de fluide égal au dixième du volume V0 de l’accumulateur en fin de restitution.

Paramètres Accu. à vessie Accu à membrane Accu à piston

Pression de gonflage du gaz :

P0

≤ 0,9.P1

= 0,6 à 0,9.Pm (absorption de chocs)

= 0,6 Pm (amortissement pulsations)

≤ 0,9.P1

≤ P1 – 5 bar

≥ 2 bar (piston à faibles frottements)

≥ 10 bar (piston conventionnel)

Rapport maximal des pressions :

0

2

P

P admissible

≤ 4 :1

≤ 6 :1 à 8 :1 (modèle soudé)

≤ 10 :1 (modèle vissé)

Pas de limitation.

Débit maximal de fluide

Jusqu’à 900 l/min selon la capacité de

l’accumulateur. Jusqu’à 840 l/min pour des modèle « High-Flow ».

Jusqu’à 360 l/min

Vitesse de déplacement maximale du piston :

= 3,5 m/s (piston à faibles frottements)

= 2 m/s (piston conventionnel)

Utilisation d’un accumulateur pour :

• amortir les pulsations de débit générées par la pompe,

• abaisser le volume sonore,

• diminuer la fatigue des composants.

Prendre comme valeur de V0 ≈ 5 à 10% du volume total des vérins du circuit.



Connaissant P0, on peut calculer V0 dans les différents cas :

• Isotherme : ( )120

21

PP.P

P.P.V0V

−∆

=

• Adiabatique :

γ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−

∆=

1

2

10

10

P

P1

1.

P

P.VV

• Polytropique :

nP

P1

1.

P

P.VV

1

2

10

10

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−

∆=

La valeur de « n » n’étant pas toujours facile à déterminer, il n’est pas possible d’effectuer un calcul rigoureux et, dans la pratique, on applique la formule correspondant à une transformation adiabatique ; ce qui a pour effet de légèrement surdimensionné l’accu-mulateur.

• Dans le cas les mouvement de sécurité :

La charge de l’appareil est isotherme, mais le détente est adiabatique.

On calcule V0 à partir de : P0 . V0 = P1 . V1 == P2 . V2 et P2 . V2n= P1 . V1’

n.

Dans laquelle ∆V = V’1 – V2 représente le volume effectif qu’on désire restituer.

1P

P

1.

P

P.VV

1

1

20

20

−γ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

∆=

Influence de la température. Toutes les formules précédentes sont applicables si la température du milieu ambiant reste constante pendant toute la durée de fonctionnement du système.

Par contre, si la température varie dans des proportions importantes pendant les passages de l’état P1 V1 à l’état P2 V2 , il y a lieu d’effectuer la correction suivante :

T

T. V reelV

1

200 =

V0reel : volume V0 à utiliser réellement pour l’application. V0 : volume V0 calculé précédemment. T2 : température absolue (°K) à l’état P2 V2 . T1 : température absolue (°K) à l’état P1 V1 .

De même, la pression de gonflage P0 calculée ci-dessus doit être mesurée à la température de fonctionnement.

La pression de gonflage à une température de référence donnée est obtenue en multipliant P0 calculé par le rapport température de référence en °K sur température de fonctionnement en °K.

T

193.)reel(P C)(20P

200 =°



MONTAGE TRANSFERT DU RESERVOIR D'AZOTE.

Lorsque l'écart entre la pression min. et la pression max. d'une installation hydraulique est très faible, et que le système demande une restitution importante de fluide provenant de l’accumulateur (V0 > 100 litres ou V0 > 4 fois le volume déplacé), on choisira ce type de montage. Une partie du volume total de gaz peut être rajoutée à l'aide de bouteilles d'azote.

Il faut tenir compte des pertes de charges du raccordement azote car elles s’ajoutent pour les pertes de charge côté fluide. Prendre en compte les variations de températures car les capacités des gaz en sont sensibles.

Le volume minimum du ou des accumulateurs transferts « v0 » est donné :

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−=

2

1

2

100

T

T.

P

P.9,01

9,0

Vv avec P0 ≈ 0,95 à 0,97 P1.

Le volume de la capacité additionnelle est V0 –v0.

Gaz en haute pression

Gaz en basse pression

Fluide en haute pression

Fluide en basse pression

Piston en position haute

Piston en position basse

Répartition en volume standard

Réserve env 3%



ORGANE DE VERIFICATION DE PRESSION ET GONFLEUR.

Les pertes des accumulateurs hydropneumatiques sont en générale très faibles. Pour éviter, lors d’une éventuelle chute de pression de gonflage P0, le piston ne vienne en contact avec le couvercle ou que la membrane ou la vessie ne soit trop déformée.

Il est indispensable de vérifier régulièrement la pression du fluide contenu dans la poche de gaz (environ tout les 6 mois). Pour ceci on utilisera un vérificateur gonfleur, cette organe est composé d’un manomètre et d’une prise pour y reliée une alimentation de pression. Il peut se relier a l’accumulateur puisque celui-ci est équipé d’un clapet permettant la mise en relation avec la poche de gaz.

En cas de sous gonflage de la poche de gaz, si P0 <50% de sa valeur nominale, il se peut que l’accumulateur présente des problèmes de rupture de vessie ou que l’élastomère devienne perméable.

ATTENTION : Cette opération doit être réaliser par un personnel habilité.



PRÉCAUTION D’EMPLOIS DES ACCUMULATEURS.

L'accumulateur, renfermant une certaine quantité de fluide sous pression, peut présenter un certain danger pour le circuit ou les équipes de maintenance si certaines précautions ne sont pas prises.

1 - Protection des autres organes du circuit.

Un clapet anti-retour est toujours prévu entre le groupe de pompage et l'appareil pour éviter une éventuelle décharge de l'accumulateur dans la pompe au moment de l'arrêt de celle-ci.

Un limiteur ou régulateur de débit muni d'un clapet anti-retour permet d'obtenir la charge de l'accumulateur dans les meilleures conditions et de contrôler sa décharge.

Un limiteur de pression peut être prévue près de l'accumulateur pour le protéger d'une éventuelle suppression accidentelle ; il est recommandé de munir aussi cette portion de circuit d'une prise de manomètre.

Si certains appareils ne peuvent pas supporter les différences de pression inévitables en cas

d'utilisation d'accumulateur, il est possible d'installer entre ce dernier et ces appareils une soupape de réduction de pression. Dans ce cas, il y a lieu, lors du calcul de l'accumulateur, de tenir compte de la fuite de fonctionnement de la soupape.

2 - Protection du personnel.

Il est indispensable de purger tous les accumulateurs avant d'effectuer une intervention, quelle qu'elle soit sur le circuit. A cet effet, le projeteur prévoit toujours un dispositif de purge qui peut être manuel ou électrique.

a) Purge manuelle : il s'agit d'un robinet et d'une tuyauterie reliant accumulateur et réservoir il est indispensable d'ouvrir le robinet avant d'intervenir sur le circuit.

b) Purge automatique : On prévoit un distributeur à deux positions, à rappel par ressort et généralement à clapet (appareil sans fuite) pour remplacer le robinet ou en parallèle avec celui-ci. Ce distributeur est ouvert lorsque la bobine n'est pas excitée ; donc, si elle est alimentée par l'intermédiaire du même relais que le groupe, le volume de fluide contenu dans l'accumulateur est obligatoirement déchargé au réservoir lorsqu'on coupe l'alimentation de la machine ou en cas de panne de courant. Il est évident que cette solution, préférable généralement à la précédente, n'est pas applicable si l'appareil est utilisé comme dispositif de sécurité en cas de panne.

Les fournisseurs d'accumulateurs proposent des blocs de sécurité à installer directement sous l'appareil et regroupant l'un ou plusieurs des dispositifs cités ci-dessus.

3 – Réglementation.

Les accumulateurs hydropneumatiques sont, comme tous les appareils à pression de gaz, soumis à une réglementation stricte.

En France, les différents décrets et arrêtés ministériels concernant ces appareils sont :

• Décret du 18/l/1943 complété par ceux du 5/9/1946, 26/10/1948, 21/9/1961, 8/9/1967.

• Arrêté ministériel du 23/7/1943 modifié les 2/2/1944, 1/3/1945, 14/5/1949,22/8/1949,18/11/1969, 3/8/1960, 16/10/1967 et 15/11/1971.



La réception « DRIVE » précisait que : Sont soumis à la réglementation les appareils dont la pression de gaz est supérieure à 4 bar et le produit pression maxi (en bar) par volume (en litres) est supérieur ou égal à 80.

Une épreuve des appareils doit être effectuée, à la demande du propriétaire, en présence d'un Ingénieur des Mines, tous les 10 ans pour les appareils se trouvant sur les équipements à postes fixes et tous les 5 ans pour les autres.

Cette épreuve consiste à soumettre le corps de l'appareil à une pression hydraulique égale à une fois et demie la pression maximum de service.

En plus de cette épreuve, les appareils doivent être vérifiés, intérieurement et extérieurement, au minimum tous les 3 ans par une personne habilitée. (Dans certains cas, des dispenses ou des sursis peuvent être accordés).

Maintenant : Obligatoire depuis 29/05/2002, c’est la réception « CE » oblige entre autre que tout les accumulateurs neuf doit être marqué avec « marquage CE » et détermine 4 cas de contrôles.



BLOC DE SÉCURITÉ. Document Avant toute intervention sur un accumulateur, il faut d’abord purger ce dernier. On prévoira donc un dispositif de type manuel ou électrique. Etant donné également que l’accumulateur est un organe sous pression et qu’il présente des risques d’explosion représentant un danger pour les personnes étant à proximité, il faut donc mettre un dispositif d’évacuation des surpressions (aussi dans le cas d’augmentation de température) si elles apparaissent

| : limiteur de pression. ~ : manomètre. ¡ : dispositif d’isolement. ¢ : vanne de décharge. £ : raccordements pour une prise de pression

(pilotage). ⁄ : électro-vanne de décharge. ƒ : limiteur de débit. § ; dispositif de remplissage du gaz.



Exemples : doc

Accumulateur de 0,75 l pour amortissement de charge sur un engin de

manutention.



Question : Au cours de la compression du gaz (azote) de l’accumulateur,

y a t il risque de liquidation du gaz ?

Le réseau de Andrews est l'ensemble des courbes isothermes d'un fluide, dans le système de coordonnées de Clapeyron (Pression / Volume). Il est à la base de l'étude de l'équilibre liquide-gaz

Un intérêt technique de cet équilibre réside en grande partie dans la commodité qu'offre l'utilisation d'un fluide, lequel passe, de façon continue ou discontinue d'une phase à l'autre.

(1) Une partie AG est relative à la phase gazeuse seule (vapeur sèche) en G apparaît la première goutte de liquide. (2) Un palier isobare GL, appelé palier de liquéfaction, correspond à l'équilibre liquide-gaz du fluide. (3) Une partie LB représente la courbe de compressibilité isotherme du liquide: en L disparaît la dernière bulle de gaz lors d'une compression isotherme du fluide. Lorsque T augmente, l'ordonnée PLG du palier de liquéfaction croît et la longueur LG diminue jusqu'à s'annuler pour T = Tc. L'isotherme critique, de température Tc, ne présente plus alors de palier mais un point d'inflexion à tangente horizontale, au point critique C.

L'ensemble des extrémités GL des paliers forme la courbe de saturation: plus précisément, l'ensemble des points G d'apparition d'une goutte de liquide (partie droite) est appelé la courbe de rosée, alors que l'ensemble des points L de disparition de la dernière bulle de gaz, lors de la compression isotherme du fluide (partie gauche), est la courbe d'ébullition.

Au-dessus de la température critique Tc, les isothermes ne présentent plus de palier mais un point d'inflexion à tangente oblique qui finit par disparaître pour T suffisamment grand. Les courbes prennent alors une allure hyperbolique.

Sur le diagramme, on distingue quatre domaines :

(1) Au-dessous de l'isotherme critique, la partie du plan située à droite de la courbe de rosée définit le domaine du gaz ou de la vapeur sèche. (2) La partie du plan contenue à l'intérieur de la courbe de saturation définit le domaine d'équilibre liquide-gaz du fluide. (3) On trouve le domaine du liquide dans la partie du plan située à gauche de la courbe d'ébullition, au-dessous de l'isotherme critique. (4) Enfin, toute la partie du plan située au-dessus de l'isotherme critique représente le domaine du fluide. Sur le tableau, on a rassemblé les coordonnées du point critique de quelques corps purs.

He H2 N2 O2 CO2 H2O NH3

Tc (°K) 5,2 33,2 126,2 155 304,2 647 405,4

Pc (bar) 2,3 13 34 51 74 221 113

Remarque:

Pour que l’azote de l’accumulateur soit en phase liquide, il faudrait que l’on soit à une température inférieure à –147°C



DÉTERMINATION D’ACCUMULATEUR À VESSIE

Voir abaque page 24

DÉTERMINATION D’ACCUMULATEUR À MEMBRANE

Voir abaque page 25



DÉTERMINATION D’ACCUMULATEUR À VESSIE



DÉTERMINATION D’ACCUMULATEUR À MEMBRANE



Coefficients correcteurs Ki et Ka. Document Les équations ne sont valables que pour des gaz idéaux. Le comportement des gaz réels travaillant à des pressions de service supérieures à 200 bars fait cependant l’objet de divergences notables qui doivent être prises en compte grâce à des coefficients correcteurs. Ces derniers se trouvent dans les abaques ci-dessous.

Les coefficients correcteurs, par lesquels le volume de restitution ∆V est à multiplier se situent dans la plage 0,6 … 1.

ISOTHERME : ∆Vreel = Ki.∆V idéal ADIABATIQUE: ∆Vreel = Ka.∆V idéal

Abaques. Pour permettre un calcul graphique, les formules sont transformées en abaques. Selon la position des différents paramètres, il est possible de déterminer le volume d’huile disponible, la taille de l’accumulateur ou les pressions.



POMPE À CYLINDRÉE FIXE.

Le but de ce chapitre, n’est pas l’étude technologique et mécanique des pompes, mais plutôt un inventaire des différents types de pompes existant et utilisées principalement dans des installations hydrauliques industrielles.

En dehors des différents types de construction, on fait la différence entre:

• des pompes à cylindrée constante. La cylindrée ne peut pas être modifiée.

• des pompes à cylindrée variable. La cylindrée peut être modifiée. Dans l'hydraulique, les pompes ont pour tâche de produire un débit de fluide (de refouler un volume de fluide) et de lui fournir en même temps les forces nécessaires suivant besoin. La pompe aspire un fluide, le plus souvent à partir d'un réservoir et le refoule jusqu'à la sortie de la pompe. La caractéristique principale d’une pompe est sa cylindrée en cm3 / tr.

A partir de là, le fluide arrive dans le système à travers les différents éléments de commande jusqu'à l’actionneur. L’actionneur présente une résistance au fluide; par exemple, le piston d'un vérin de levage soumis à une charge. En fonction de cette résistance, il se crée dans le fluide une pression qui augmente autant que nécessaire pour vaincre cette force de résistance. La pompe doit être capable de supporter la pression générée par un ou plusieurs actionneurs. C’est le couple mécanique du moteur d’entraînement de la pompe qui fournit le couple nécessaire à générer la pression. Schématisation :

à un sens de flux à double flux à un sens de flux à double flux à cylindrée constante à cylindrée variable

Rappel : • Débit d’une pompe.

Pour calculer le débit Q au refoulement de la pompe.

Q = (N * q *10-3) * ηvol




• ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,90 à 0, 95)

• Couple mécanique absorbé par une pompe. Pour déterminer le couple mécanique C nécessaire pour le fonctionnement d’une pompe avec une pression différentielle entre le refoulement et l’aspiration.

C = (q * ∆P / 200 π) / ηhm



• ∆P = pression en bar = Prefoulement si Paspiration ≈ 0.

• ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0, 90)

• Puissance hydraulique absorbée par une pompe. Pour déterminer la puissance mécanique W nécessaire par une pompe sous une pression différentielle entre le refoulement et l’aspiration.

W = (∆P * Q / 600) / ηtot







Différents types de pompes.



Pompes à engrenage externe. (C’est la plus couramment utilisé).

Ici, deux pignons à dentures externes s'engrènent. Le pignon 2 est entraîné dans le sens de la flèche et entraîne le pignon 3 dans le sens inverse. Le fluide est repoussé dans les espaces des dents 4 vers l'extérieur et il est refoulé du côté pression (en rouge) hors de ces espaces. Dans le schéma en coupe, on voit très clairement que les dents ferment ces espaces avant que ceux-ci soient complètement vidés. Un autre point qu'il faut souligner est le jeu latéral entre le pignon 5 et les blocs paliers 6. Pour un jeu d'ajustement trop important ö friction minime ö fuite importante. Pour un jeu d'ajustement trop faible ö risque de friction importante ö fuite minime. La perte volumétrique augmente également avec une pression de fonctionnement croissante.

Pompes à engrenage interne.

Elles se composent essentiellement d'un corps 1 dans lequel un couple de pignons tourne avec un jeu axial et radial minime que l'on obtient une très bonne une étanchéité à l'huile. Le côté aspiration (en bleu) est en liaison avec le réservoir de fluide. Le côté pression (en rouge) est relié avec le système hydraulique. Le pignon 2 interne est entraîné dans le sens de la flèche et entraîne le pignon 3 extérieur dans la même direction. Lors du mouvement de rotation, les dents des pignons, s'écartent, libérant ainsi les entre dents.

Remarque :

Quand la cylindrée d’une pompe est trop importante, on peut doubler ces pompes à engrenage en les bridant mécaniquement et ainsi avoir deux ou plus de pompes de même cylindrée ou de cylindrée différentes.



Pompes à palettes.

La pompe à palettes se compose d’un carter 1, d’un stator 2 et de plusieurs palettes 3. La forme du stator peut être un simple ou à double excentricité, le rotor est la pièce entraînée. Sur son pourtour, des palettes 3 (palettes doubles), glissant l'une sur l'autre, sont guidées dans des fentes disposées radialement. Lors de la rotation du rotor, les palettes sont poussées vers l'extérieur par la force centrifuge et la pression du système. Elles s'appuient avec leur rebord extérieur sur la courbe interne du stator. L'alimentation du fluide (côté aspiration, en bleu) et refoulement (côté pression, en rouge) se fait par les glaces de distribution déjà mentionnées (non représentées dans le schéma).

Pour une compréhension plus aisée, l'alimentation et le refoulement ont été représentés vers l'extérieur dans le schéma. Pour produire du débit, nous mettons en mouvement le rotor dans le sens de la flèche. Au voisinage de la canalisation d'aspiration (en haut et en bas), les cellules 4 sont encore petites. En raison de la rotation, les cellules s'agrandissent et se remplissent de fluide. Lorsque les cellules ont obtenu leur volume max. (distance la plus grande de la courbe interne par rapport au point central du rotor), elles sont isolées du côté aspiration par la glace de distribution. Ensuite elles sont mises en liaison avec le côté pression. Par suite de la courbure du stator, les palettes sont repoussées dans les fentes. Le volume des cellules diminue à nouveau. Le fluide est poussé vers l'orifice de pression. Comme la courbe du stator est à double excentricité, chaque cellule participe deux fois par rotation au processus du débit.

Pompe à palettes à cylindrée variable.



Pompe à pistons axiaux à axe incliné à cylindrée constante.

Dans un carter fixe est logé l'arbre d'entraînement 4, le plateau de bielles 2, le barillet 1 avec les pistons 5 et les bielles de piston 6, ainsi que la glace de distribution 7. Le plateau de bielles est disposé perpendiculairement à l'arbre d'entraînement. Le barillet avec 7 pistons et bielles de pistons est incliné à un angle par rapport à l'axe de l'arbre. Le plateau de bielles est en liaison articulée par l'intermédiaire des bielles de pistons avec le barillet. Le barillet est logé sur le pivot central 3. En fonctionnement pompe, lors de la rotation de l'arbre de commande 4, le barillet 1 est entraîné par les bielles de piston 6 et les pistons 5. Comme les pistons sont maintenus contre le plateau de bielles par l'intermédiaire des bielles de pistons, il en résulte une course des pistons dans le barillet lors de la rotation de l'arbre de commande. La glace de distribution a deux fentes pour l'alimentation (en bleu) et le refoulement (en rouge) du fluide. Le déplacement des pistons sur la glace se fait par l'intermédiaire des bielles de pistons qui transmettent principalement le couple d'entraînement (frottement, inertie); les pistons n'exercent pas de couple sur le barillet.

Pompe à pistons axiaux avec disque incliné.



Pompes à pistons radiaux en étoile.

Sur une pompe à pistons radiaux, les pistons sont en forme d'étoile, placés radialement par rapport à un arbre d'entraînement. Le mouvement des pistons de travail se fait dans le sens radial. Il existe des pompes alimentées par des distributeurs à tiroirs, à clapets, ou à lumières, à cylindrée de refoulement constante ou variable. De plus, il faut également faire la différence entre came interne (les pistons sont alimentés par l'extérieur) came externe (les pistons sont alimentés par l'intérieur). La pompe représentée est pilotée par valve, alimentée par un distributeur à clapets; elle est auto aspirante et à cylindrée de refoulement constante. Elle se compose essentiellement d'un corps 1, d'un arbre excentrique 2 et des éléments de pompe 3 avec piston 4, valve d'aspiration 5 et valve de pression 6.

Pompes à pistons radiaux en ligne.

La figure représente une version de base à 3 pistons en ligne. Le mouvement des pistons est réalisé à l’aide de trois excentrique déphasés entre eux de 120°. L’admission est définie par une lumière usinée sur chacun des excentriques et découverte par le patin oscillant durant la phase de descente du piston. Le pompe aspire dans son propre carter

Principe de distribution de la pompe

« POCLAIN »

Pompe « POCLAIN » à cylindre en ligne



CHOIX DU GROUPE DE POMPAGE ET POMPES À CYLINDRÉE FIXE.

Aspect numérique. II est évidemment très important. Les premières données, à considérer sont celles se rapportant au cycle de fonctionnement de la machine. De l'examen de ce cycle il ressort que l'on doit fournir pour chacune des phases un ou plusieurs débits ceci à des pressions déterminées par des efforts à fournir. Examinons brièvement les principaux types de groupes de pompage que l'on est susceptible de rencontrer.

1 - Un seul débit à fournir, une seule pression d'utilisation. C'est bien sûr le cas le plus simple. Une pompe à débit constant et une soupape de sûreté tarée convenablement protégeant la pompe seront seulement nécessaires. La mise en décharge de la pompe pourra se faire soit par le centre ouvert d'un distributeur du circuit (Fig : 1) soit par mise à la bâche de la soupape de sûreté (Fig : 2).

0P1

Z1

0V1

1YVB1YVA

1V1

0P1

Z1

1YVB1YVA

1V1

0YVA0V2

0V1

Fig : 1 Fig : 2

2 - Un gros débit à basse pression et un petit débit à haute pression. C'est le cas type des vérins poussant les têtes d'usinage d'une machine-outil. L'avance rapide est obtenue grâce au gros débit et ne nécessite pas beaucoup de pression puisque il y a seulement les frottements à vaincre. Dès que le travail commence, un petit débit est nécessaire, l'avance étant lente, mais par contre la pression doit être élevée pour permettre au vérin de fournir les efforts dus à la coupe. Enfin il faut disposer à nouveau d'un gros débit en basse pression lors du retour rapide de la tête d'usinage. Le circuit est le suivant (Fig : 3).

Tant que la pression dans le circuit est inférieure au tarage de la soupape (0V2), les débits des pompes (HP) et (BP) se combinent pour se diriger vers l'utilisation. A l'attaque du travail la pression monte dans le circuit, atteint le tarage de la soupape (0V2). Cette dernière s'ouvre sous l'influence de la pression régnant en sortie de (HP).

Elle permet donc au débit de (BP) de retourner librement au réservoir ; la ligne de refoulement de (BP) qui est donc sans pression est isolée de celle de (HP) par le clapet (0V3). La petite pompe (HP) munie d'une soupape tarée en haute pression reste donc seule en service pour effectuer l'avance travail.

Fig. 3

HP BP

Z1 Z2

0V30V1 0V2



Au moment du retour rapide il n'y a plus d'effort à fournir, la pression chute à nouveau dans le circuit, la soupape (0V2) se referme et l'on dispose des débits combinés de (HP) et (BP) pour faire revenir le vérin. Ce circuit est très utilisé, on peut toutefois lui faire le reproche de ne pas disposer d'une vitesse «travail» réglable. Il faut dans ce genre de circuit prendre une précaution : toujours laisser le libre accès à la soupape de sûreté pour le débit venant de la grosse pompe.

Supposons en effet le circuit suivant (Fig : 4) : le clapet (0V4) est un clapet taré servant à maintenir une 'pression pilote dans la ligne (Pp) lorsque l'utilisation ne nécessite pas de pression. Si par hasard le tarage de la soupape (0V1) se trouve ramené en dessous de celui de la soupape (0V2) quand le circuit d’utilisation est bouché (vérin en bout de course par exemple) il n'y a plus assez de pression en sortie de (HP) pour piloter l’ouverture de la soupape (0V2). Le débit de (BP) ne pouvant s'évacuer ni vers l'utilisation ni vers la soupape de sûreté (0V1) l'accident est inévitable.

Fig : 4

3 - Très peu de débit à installer, mais de longs maintiens en pression. C'est le cas des mandrins expansibles servant à maintenir les bobines de tôle pendant leur déroulage. Le vérin commandant le système expanseur se déplace (phase expansion) puis doit ensuite rester en pression (phase déroulage).

Le manocontact (S12) présente un contact basse pression (S1) et un contact haute pression (S2). La pompe gonfle l'accumulateur jusqu'à ce que la pression déclenche le contact (S2) de (S12). Celui-ci agit alors sur l'électrovalve (0V2) de façon à permettre la mise à la bâche de (0V1). La pompe (0P1) se trouve donc déchargée. L'accumulateur va se décharger lentement si le système présente des fuites. Lorsque la pression dans le circuit atteindra la valeur du tarage du contact basse pression de (S12), celui-ci provoquera l'inversion de l'électrovalve (0V2) et par la suite la fermeture de la soupape (0V1). La

pompe va donc débiter à nouveau vers le circuit et regonfler l'accumulateur (Z4). La variation de pression admissible dans le circuit sera celle constatée dans l'accumulateur. Compte tenu du régime de fuite du circuit on pourra donc déterminer le volume de l'accumulateur si l’on connaît le temps désiré entre deux ré enclenchements de la pompe (0P1). Le débit de la pompe (0P1) sera calculé en fonction du temps de regonflage admissible pour l'accumulateur. Le système représenté présente l'avantage suivant : la différence de pression admise dans l'accumulateur entre deux ré enclenchements de la pompe est réglable puisqu'elle est donnée par un pressostat à deux contacts.

HP BP

Z1 Z2

0V3

0V1 0V2

0V4

Pp

0P1

Z1

0V1

0YVB0YVA

0V2

0V3

Z2

Z3

1V1

Z4

S1 S2

S12

dr

0YVA 0YVB

K1 K2

K1 K2

S1

S1

S2



Il existe un autre système que l'on désigne sous le nom de soupape conjoncteur disjoncteur. Cet appareil réalise la même fonction que les organes (0V1) - (0V2) - (0V3) et (S12) de la Fig : 5. Il présente l'inconvénient suivant : la pression de ré enclenchement est un pourcentage fixe de la pression maxi. Par contre il offre l'avantage de ne pas demander l'introduction de composants électriques dans le circuit hydraulique.

4 - De nombreux débits différents sont nécessaires. C'est le cas le plus courant et s'il peut être réalisé au niveau de l'appareillage de distribution par des robinets ou régulateurs de débit, il peut l'être également à celui du groupe de pompage par les pompes à débit variable. La variation de débit dans ce type de pompes qui sont presque toujours à pistons s'obtient par variation de l'angle d'inclinaison du plateau de pompe. Ces changements de position peuvent être commandés par un levier agissant sur le plateau de pompe, ou bien par une vis ou même par un dispositif électro-hydraulique. Tous ces systèmes sont extérieurs au circuit hydraulique proprement dit et nécessitent donc une programmation pour obtenir les divers débits dans l'ordre désiré. Il existe par contre un dispositif qui prend sa source d'informations a l'intérieur même du circuit : c'est le système de commande par « compensateurs ». Le compensateur est une sorte de soupape qui tient lieu tout d'abord de soupape de sûreté et ensuite d'organe de réglage. Il se tare comme une soupape à l'aide d'un ressort. Lorsque la pression dans le circuit de refoulement de la pompe atteint son tarage, il provoque le basculement du plateau inclinable de la pompe de façon à réduire le débit de cette dernière. Si le débit demandé est nul, il réduira le débit jusqu'à zéro (aux fuites près nécessaires au graissage) ce qui justifie son emploi en soupape de sûreté. Si le débit demandé n'est pas nul, mais réglé par différents dispositifs (orifices calibrés, régulateurs de débit) il ajustera automatiquement le débit de la pompe à la demande du circuit. Il n’y a donc jamais de surplus de débit laminé comme c'est le cas dans un système composé d'une pompe a débit constant d'un robinet et d'une soupape de sûreté. Le schéma d'un tel circuit est représenté Fig : 6.

Cette façon d'obtenir plusieurs débits est fort intéressante mais elle appelle toutefois quelques remarques en particulier en ce qui concerne le moteur d'entraînement de la pompe. La courbe débit pression de cette pompe est celle de la Fig : 7. De A à B le débit est constant aux fuites internes près. De B à C il varie beaucoup pour une faible augmentation de

pression ∆P. Si l'on impose à la pompe un débit Q1 grâce à un étranglement placé sur son refoulement on se rend compte que la pression P1 en sortie de pompe sera très proche de la pression maximale admissible.

Fig : 6

De plus pour atteindre le point D il aura fallu d'abord passer par le point B qui correspond à plein débit et pratiquement pleine pression. La puissance nécessaire à la pompe étant au rendement près directement proportionnelle au produit : débit * pression, on se rend compte que si l’on désire travailler dans des conditions de sécurité satisfaisantes il faut installer un moteur électrique correspondant à la pression maximale et au débit maximal. Ceci est représenté par la surface grisée (Fig : 7).

Z1

0P1

1V1 1V2 1V3 1V4

dr



Ce système s'il est utilisé pour remplacer un ensemble gros débit basse pression, petit débit haute pression peut donc parfois être désavantageux au point de vue « bilan puissance ». En effet le système classique se représente de la façon suivante (Fig : 8). Les puissances nécessaires en basse puis en haute pression correspondent aux surfaces grisées. Ces zones sont beaucoup plus petites que celles de la Fig : 8. La puissance consommée est donc moindre. Le « désavantage puissance » de la pompe à compensateur (dans ce cas particulier) peut être atténué par la remarque suivante : Si le passage au point B de la courbe de la Fig : 7, n'est pas trop fréquent, comme ce passage est de très courte durée le moteur pourra être sous dimensionné en puissance sans craindre qu'il s'échauffe trop. C'est bien entendu le constructeur du moteur électrique qui au vu du « cycle de puissance » pourra préciser cela.

Dans d'autres cas, il existe une autre méthode pour résoudre ce genre de problème. Elle consiste à raisonner sur les volumes mis en jeu à chaque phase du cycle. Supposons le cycle suivant (Fig :9) :

Fig. 9

Pendant chaque phase la surface grisée représente le produit du débit par la durée de phase c'est-à-dire le volume à fournir.

Cycle machine

Phases 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Q

t

∆p Q

P

A

CP

B

D

Fig. -7 0 PP1 P2

Q

Q1

Q2

Fig : 7 Fig : 8



Si la pompe est capable de fournir pendant la totalité du temps de cycle la somme de ces volumes, il y aura eu assez d'huile fournie dans le circuit. La pompe nécessaire est donc celle dont le débit correspond à la valeur moyenne de la courbe de la Fig : 9. Ce débit « idéal » est représenté par la ligne en trait mixte. On peut voir ainsi que le débit de la pompe à installer est très inférieur à certains débits instantanés utiles. Ceci est fort intéressant en ce qui concerne la puissance nécessaire. Il suffira pour rendre cette « pompe moyenne » utilisable de lui adjoindre un dispositif permettant d'emmagasiner les excédents de débit pour les restituer au bon moment. L'accumulateur oléopneumatique est évidemment tout indiqué pour remplir ce rôle. Il faudra le dimensionner de façon à ce qu'il puisse sous une variation de pression acceptable emmagasiner la somme des volumes excédentaires à fournir. Ce calcul donnera toujours un accumulateur surdimensionné, ce qui reviendra en fait à travailler sous une différence de pression plus faible que prévu, ce qui est favorable.

Le groupe de pompage correspondant à cette application est le suivant (Fig : 10) : Il suffit d'une pompe à cylindrée constante si le cycle est parfaitement connu. La pompe ne fournissant pendant le temps de cycle que les volumes nécessaires aux vérins, il n'y a jamais d'huile excédentaire laminée. On peut toutefois ne pas connaître toujours exactement la durée du cycle. Cette durée peut aussi être variable (cas par exemple d'une machine ayant deux cycles au choix : un complet et un autre simplifié). La difficulté peut aisément être tournée en définissant le débit moyen correspondant à la plus forte consommation. La pompe à installer sera alors une pompe à cylindrée variable à commande par compensateur. Lorsque le cycle réalisé sera plus long que celui ayant servi de base au calcul, la pompe, après avoir rempli l'accumulateur, se calera à débit nul, évitant ainsi tout risque d'échauffement. Un point de calcul est toutefois à mettre en lumière : En se reportant à la Fig : 7, on voit que la pompe ne donne pas son plein débit entre les points B et C, c'est-à-dire entre la pression P1 et la pression maximale. Cette zone correspond à un début de vidange de l'accumulateur ou à une fin de remplissage.

Fig. 10

Nous connaissons le ratio de pression P1 / Pmaxi (caractéristiques de la pompe). Cette différence de pression correspond pour un accumulateur donné à une différence de volume. Compte tenu du débit de la pompe nous pouvons donc évaluer le temps nécessaire pour passer de P1 à Pmax ou inversement. Le temps de cycle à considérer pour calculer le débit moyen de la pompe devra donc être le temps de cycle réel diminué de ces temps.

0P1

Z1

0V10V2

Z2

Z3

1V1

Z4



Aspect pannes et secours. Ceci n'est nullement à négliger. Les pannes pouvant se produire sont de deux sortes : Bris de pompe ou manque d'alimentation électrique. La façon d'y remédier conditionne la détermination du groupe.

1 - Bris de pompe.

S'il y a par exemple deux pompes dans le circuit pour assurer le débit, on peut prendre la précaution de ne pas les entraîner par un même moteur électrique à deux bouts d'arbre. Il est parfois possible ainsi de continuer à travailler avec une pompe pendant que l'on répare l'autre. Cette façon de faire présente en général l'inconvénient d'obliger à installer plus de puissance que nécessaire si les pompes sont en travail alternativement.

2 - Manque d'alimentation électrique.

Le groupe de pompage étant stoppé il est parfois impératif d'exécuter un mouvement. C'est le cas en particulier des enfourneuses défourneuses de billettes qui peuvent se trouver à l'intérieur du four lorsque survient la coupure de courant. Il est absolument nécessaire de faire sortir la pince. Si le dispositif de secours est hydraulique, ce peut être une pompe à main, une batterie d'accumulateur ou un groupe motopompe à entraînement par moteur thermique. La pompe à main n'est valable que si le volume et le débit à fournir sont très faibles. Elle n'est pratiquement jamais utilisée. La batterie d'accumulateur constituant une réserve d'huile sous pression ne se justifie que si le volume à fournir est petit, mais cette fois-ci quel que soit le débit. En effet, pour avoir des volumes utiles non négligeables en réserve, il faut de gros accumulateurs et la solution devient très onéreuse. Le groupe motopompe à entraînement par moteur thermique est très souvent la solution la plus convenable. Il n’est pas limité en ce qui concerne le volume à fournir et son débit peut être de 10 à 20 l/min. Le groupe reste alors très peu onéreux, peu encombrant et offre la possibilité de se monter sur un châssis portatif. Son aspiration et son refoulement étant munis de deux flexibles avec « raccords rapides ». Il permettra alors de dépanner plusieurs centrales pour peu que ces dernières aient été également munies de deux prises équipées des mêmes raccords.

3- Aspect montage.

La détermination du matériel peut aussi être fait en fonction d'impératifs de montage. Supposons le cas de plusieurs groupes de récepteurs éloignés les uns des autres. On pourrait alimenter tous ces récepteurs depuis une grosse centrale unique. Mais il y aura alors de grandes longueurs de tuyauteries et si certains récepteurs sont mobiles des nappes de flexibles. Le coût d'une telle installation est parfois supérieur à celui de petits groupes de pompage placés près des récepteurs. La sélection du matériel devra donc se faire dans cette optique au moment de l'établissement du circuit.



POMPE À CYLINDRÉE VARIABLE. La pompe hydraulique constitue un des organes essentiels d’un circuit de transmission de puissance hydrostatique. Elle est destinée à transformer une puissance mécanique en puissance hydraulique (il faut bien sur tenir compte des différents rendements). La puissance mécanique est le plus souvent délivrée par un moteur tournant à une vitesse angulaire constante (un moteur électrique par exemple), et délivrant ainsi un couple supposé constant sauf pour les engins mobiles ou c’est un moteur thermique qui est utilisé. Les pompes hydrauliques sont des machines volumétriques. Il existe plusieurs solutions technologiques permettant de réaliser cette fonction : palettes, pistons axiaux ou radiaux, … Une pompe volumétrique est déterminée par sa cylindrée. La cylindrée est le volume généré par la pompe pour un tour. Si cette cylindrée est constante, la valeur du débit qu’elle génère est fonction de la vitesse de rotation du moteur qui entraîne cette pompe, ce débit est constant (aux fluctuations prés). On parle de pompe à cylindrée fixe Pour une vitesse donnée du moteur d’entraînement, il n’est pas toujours évident d’ajuster le débit fourni par la pompe au débit souhaité. On utilise alors plusieurs solutions technologiques permettant de faire varier le débit généré par la pompe. Cette variation du débit est obtenue par une variation de la cylindrée. La pompe à cylindrée variable permet d’ajuster le débit en fonction de la demande du circuit. La pompe doit être capable de supporter la pression générée par un ou plusieurs actionneurs. C’est le couple mécanique du moteur d’entraînement de la pompe qui fournit le couple nécessaire à générer la pression. Rappel :

• Débit d’une pompe. Pour calculer le débit Q au refoulement de la pompe.

Q = (N * q *10-3) * ηvol





• Couple mécanique absorbé par une pompe. Pour déterminer le couple mécanique C nécessaire pour le fonctionnement d’une pompe avec une pression différentielle entre le refoulement et l’aspiration.

C = (q * ∆P / 200 π) / ηhm





• Puissance hydraulique absorbée par une pompe. Pour déterminer la puissance mécanique W nécessaire par une pompe sous une pression différentielle entre le refoulement et l’aspiration.

W = (∆P * Q / 600) / ηtot







Principe de fonctionnement d’une pompe à pistons axiaux :

Les pistons sont maintenus sur la plaque d’appui et se translatent dans le barillet.

Lorsque l’arbre d’entraînement est entraîné en rotation par le moteur, il entraîne le barillet et les pistons. Les pistons exécutent une course qui est

fonction de l’inclinaison α de la plaque d’appui et du rayon du barillet. Cette course augmente avec l’accroissement de l’angle d’inclinaison de la plaque

d’appui est détermine la cylindrée. Si l’angle α est constant, la course a une valeur constante, ce qui définie alors une pompe à cylindrée fixe.

L’alimentation et le refoulement du fluide sont assurés par la glace de distribution, qui est fixe par rapport au carter.

Par contre si par un moyen technologique on fait

varier l’angle α, alors la course varie ce qui entraîne une variation de la cylindrée. On dit alors que la pompe est une pompe à cylindrée variable. Principe de la variation de la course des pistons axiaux :

La course du piston est fonction de la position angulaire α (varie de la position 0°≤ α ≤ α max). La cylindrée de refoulement est nulle lorsque la plaque d’appui est perpendiculaire à l’arbre

d’entraînement (α = 0) car la course des pistons est nulle. La cylindrée maximale est obtenue

pour l’angle d’inclinaison α max. L’inclinaison du plateau est obtenue par une commande externe manuelle ou pilotée hydrauliquement.

α

Rayon du barillet

Axe de l’arbre d’entraînement

Axe d’un piston

Plaque

d’appui

Lumière d’aspiration

Lumière de refoulement

α α=0 α max.



Principe de fonctionnement d’une pompe à cylindrée variable à compensateur ou régulateur de pression à action directe, à annulation de débit :

Document VICKERS

1. Etrier. 2. Plaque d’appui. 3. Rondelle sphérique. 4. Ressort du compensateur. 5. Tiroir du compensateur. 6. Passage “A”. 7. Drain. 8. Cylindre. 9. Piston de commande de l’étrier. 10. Embout de l’étrier. 11. Ressort de l’étrier. 12. Carter droit et glace de distribution. 13. Barillet. 14. Pistons et semelle. 15. Arbre d’entraînement.

1V1

1V1-B1V1-A

1A

0Z1

1Z21Z1

0Z2

1V2

0P1

La valeur de tarage du limiteur de débit est inférieure à la valeur du débit maxi de la pompe.

Avant le démarrage, le ressort (11) maintien l’étrier dans sa position cylindrée maximum.

Après le démarrage de la pompe, le débit au refoulement passe au travers du passage “A” (6) à la pression du circuit. Le fluide est bloqué par le tiroir (5) sous l’action du ressort (4). De ce fait, la pression va augmenter jusqu’à ce qu’elle puisse vaincre l’effort du ressort (4) et donc soulever le tiroir (5). Le fluide sous pression passe alors dans le cylindre (8) et fait sortir le piston (9) qui repousse l’étrier (1) vers la gauche. L’angle formé par l’étrier (1) et l’axe de rotation de la pompe diminue, la cylindrée diminue jusqu’a l’annulation de débit mais à la pression de tarage du ressort du compensateur.

Quand on excite 1V1-A, la pompe peut débiter coté fond du vérin en passant par l’étranglement du limiteur de débit. Ce passage crée instantanément une chute de pression d’un court instant. Pendant ce laps de temps, le ressort (4) repousse le tiroir (5) vers le bas. Le fluide contenu dans le piston (9) est relié à la bâche par l’intermédiaire du drain (7). Le ressort (11) agissant sur l’étrier (1) dans le sens inverse du fluide contenu dans le piston (9), va repousser l’étrier (1) vers la droite. La cylindrée augmente et le débit aussi. Ce débit est ajusté au besoin du circuit.

Si le débit devient trop grand par rapport au besoin du circuit, la pression va aussi augmenter ce qui entraîne une diminution de la cylindrée donc du débit.



Lorsque le débit devient trop faible par rapport au besoin du circuit, la pression va aussi diminuer ce qui entraîne alors une augmentation de la cylindrée donc du débit.

L’angle formé entre l’étier (1) et l’axe de la pompe ne sera jamais fixe mais va osciller entre deux valeurs très proches l’une de l’autre. Celles-ci vont encadrer la valeur de débit désiré dans le circuit hydraulique (donnée par le tarage du limiteur de débit).

Dans tous les cas, la pression au refoulement de la pompe est égale à la pression de tarage du ressort du compensateur sauf si le débit permis par le circuit est supérieur au débit maxi fourni par la pompe.

On peut remarquer aussi que si l’on désire faire travailler la pompe à son débit maximum, il faut que la pression du circuit soit inférieure à celle donnée par le réglage du ressort du compensateur (4).

Pompe REXROTH type A10VS0

Document REXROTH



Étude énergétique des pompes à cylindrée fixe et variable.

Imaginons une installation hydraulique dont l’actionneur est un vérin dont la vitesse de sortie de tige nécessite un débit Q2 = 3 l/min avec un effort de sortie de tige qui génère une pression coté fond de P2 = 80 bar.

La régulation de débit est réalisée par un régulateur de débit.

La centrale hydraulique est composée d’une pompe qui débite Q1 = 10 l/min et d’un limiteur de pression taré à P1 = 120 bar qui protège la pompe.

On négligera les pertes de charge dans le circuit.

Etude comparative du point de vue énergétique* :

*rapport de la puissance hydraulique utile (vérin) / puissance hydraulique consommée (pompe)

• Circuit 1 : pompe à cylindrée fixe et régulateur de débit à 2 voies.

• Circuit 2 : pompe à cylindrée fixe et régulateur de débit à 3 voies.

• Circuit 3 : pompe à cylindrée variable à compensateur de pression et régulateur de débit à 2 voies.

• Circuit 4 : pompe à cylindrée variable LOAD SENSING (« LS ») et régulateur de débit à 2 voies.

Pour les circuits 3 et 4, c’est le compensateur de pression taré à 120 bar qui protège la pompe, il n’y a pas de limiteur de pression.

Circuit 1 : pompe à cylindrée fixe et régulateur de débit à 2 voies.

0P1

1V1

1V1-B1V1-A

1A

0Z1

0Z2

0V1

1V2

0

2

4

6

8

10

12

0 20 40 60 75 90 100

110

120 P2 (bar)

Q (l/min) Qpompe (l/min)

Qutil (l/min)

Dans le cas du circuit n°1, la pompe fournit un débit Q1 de 10 l/min et l’excédent de débit est évacué par le limiteur de pression 0RP à la pression de tarage P1 de 120 bar. Cette différence de débit (Q1 – Q2) à la pression P1 de 120 bar est une perte de puissance.



Circuit 2 : pompe à cylindrée fixe et régulateur de débit à 3 voies.

0P1

1V1

1V1-B1V1-A

1A

0Z1

0Z2

0V1

1V2

0

2

4

6

8

10

12

0 20 40 60 75 90 100

110

120P2 (bar)

Q (l/min) Qpompe (l/min)

Qutil (l/min)

Dans le circuit n°2, l'excédent de débit n'est plus évacué par le limiteur de pression 0RP mais par la troisième voie reliée au réservoir du régulateur de débit 1QA. Ceci permet d’avoir une pression dans le circuit égale à la pression due à la charge P2

augmentée de la perte de charge ∆P due au régulateur de débit.

Circuit 3 : pompe à cylindrée variable à compensateur de pression et régulateur de débit à 2 voies.

1V1

1V1-B1V1-A

1A

0Z1

0Z2

1V2

0

2

4

6

8

10

12

0 20 40 60 75 90 100

110

120 P2 (bar)

Q (l/min)Qutil (l/min)

Qpompe (l/min)

Dans le cas du circuit n°3, le débit va s’ajuster automatiquement au besoin du circuit (ici Q2 = 3 l/min). La pression délivrée par la pompe est la pression P1 de tarage du compensateur de pression. Le pilotage de la pompe à cylindrée variable est placé à la sortie de la pompe. La pompe ne détecte pas le changement de pression crée par la charge car le pilotage est placé avant le régulateur de débit.

La pression délivrée par la pompe sera donc maximale. Le régulateur de débit crée alors une perte de charge égale à P1-P2. Le débit s’ajuste à la demande du système en maintenant la valeur de consigne préréglé du compensateur. La perte de puissance est due à la différence de pression P1-P2 au débit Q2.

∆P



Circuit 4 : pompe à cylindrée variable LOAD SENSING (« LS ») et régulateur de débit à 2 voies.

1V1

1V1-B1V1-A

1A

0Z1

0Z2

1V2

0

2

4

6

8

10

12

0 20 40 60 75 90 100

110

120 P2 (bar)

Q (l/min) Qutil (l/min)

Qpompe (l/min)

Dans le circuit n°4, le débit va s’ajuster automatiquement en fonction des besoins du circuit (ici Q1 = Q2 = 3l/min). L’information de pression (ici P2) utilisée par la charge est "sentie" par la pompe car le pilotage est branché entre le régulateur de débit et l’actionneur. Le débit s'ajuste donc à la demande. La perte de puissance se résume juste aux

pertes de charges du régulateur de débit (∆P) pour un débit Q2.

∆P



A10VS O 10 DFR1 / 52 R – P P A 14 N00 de chez

Etude du pilotage de la variation de cylindrée d’une pompe à compensateur ou régulateur de pression à action directe, à annulation de débit :

(le régulateur de débit à la sortie P de la pompe représente une des possibilités de réglage du débit de la pompe)

Courbes caractéristiques Schéma détaillé

Le compensateur de pression à pression constante ajuste automatiquement le débit de la pompe à la valeur demandée par un organe extérieur à la pompe (ici un régulateur de débit), à la pression de réglage du compensateur de la pompe. La régulation du débit en sortie de pompe provoque une augmentation de la pression à la sortie de la pompe égale au tarage du compensateur (tarage du ressort R1). Le compensateur à pression constante ajuste automatiquement le débit de la pompe

La pression de refoulement Pp est présente sur l'orifice (A1) de la valve (1D). Si la force résultante de cette pression dépasse la valeur du ressort (R1), le tiroir de la valve (1D) se déplace vers la droite et permet le passage de la pression de l’orifice (A1) vers (C1).

Cette pression agit sur le piston (4) de commande de l'inclinaison du plateau qui se déplace vers la gauche contre le ressort de rappel (3), ce qui provoque la diminution de la cylindrée de la pompe (1) par l’intermédiaire du levier (2) et donc la diminution du débit.

M

actionneur

TL

X

Actionneur

1D

1

2 3 4

Pc

R1

Pp

Pp C1

A1 B1

Pa



Si la pression de refoulement Pp devient inférieure au réglage du ressort (R1), le tiroir de la valve (1D) sera repoussé par le ressort (R1), mettant ainsi en communication l'orifice (C1) et (B1) avec le réservoir, ce qui provoque une chute de la pression Pc au fond du vérin de commande et le déplacement du piston (4) de commande sous l’action du ressort (3) vers la droite ce qui provoque une augmentation de la cylindrée de la pompe, donc une augmentation du débit.

On remarque que la valve (2D) est en position statique, en effet l’information de pression de refoulement Pp de la pompe pilote les deux cotés du tiroir de cette valve avec en plus l’action du ressort (R2). Nous avons Pp < Pp + R2.

En régime établi, la pression Pp oscille entre deux valeurs Pp ± ∆Pp. Cette oscillation assurera un débit sensiblement égale au débit permis par le régulateur de débit de l’installation (cela va générer un bruit caractéristique des pompes à cylindrée variable).

La pression à la sortie de la pompe sera donc toujours constante car le pilotage est placé avant le régulateur de débit. C'est ce dernier qui créera une perte de charge équivalente à la pression Pp délivrée par la pompe moins celle Pa utilisée dans le circuit. La pression délivrée par la pompe Pp est donc toujours égale à la pression maximale que celle-ci peut atteindre.



Etude du pilotage de la variation de cylindrée d’une pompe à régulateur débit-pression "Load-Sensing" :

(le régulateur de débit à la sortie P de la pompe représente une des possibilités de réglage du débit de la pompe)

Courbes caractéristiques Schéma détaillé

Le "Load-Sensing" : (« LS ») est un montage qui perçoit la pression Pa nécessaire au niveau de la charge. Les informations ainsi captées sont transmises à la commande de la pompe à cylindrée variable dont le débit et la pression s'ajustent aux besoins de la charge (récepteur). La régulation permet d'adapter à tout moment la pression et le débit à la demande.

Le pilotage est branché le plus près possible de la charge, après le régulateur de débit, pour limiter les pertes de puissance.

Le compensateur de pression « LS » ajuste automatiquement le débit de la pompe à la valeur demandée par un organe extérieur à la pompe (ici un régulateur de débit),

La pression Pa demandée par le système est inférieure à la pression maxi du tarage du ressort (R1).

Au départ la cylindrée est maxi, la chambre du vérin de commande (4) est reliée au réservoir.

La pression Pp de refoulement de la pompe augmente est agit sur le tiroir de la valve (2D) et (1D).

M

actionneur

T L

X

Actionneur

1D

2D

1

2 3 4

Pc

R1

R2

Pa

Pp C1

A1 B1

A2

C2

B2



La valve (1D) assure la même fonction que la valve du compensateur de pression constante. Le ressort (R1) est utilisé pour régler la pression maximale du système. Le tiroir de la valve (1D) est en équilibre, Pp < R1 et R1 > R2.

Le tiroir de la valve (2D) est en équilibre sous l’action à gauche de la pression Pp et à droite de la pression Pa et du tarage du ressort (R2).

Si Pp > Pa + R2, alors le tiroir de la valve (2D) se déplace vers la droite permettant ainsi le passage de A2 vers C2 et de B1 vers C1. La pression Pp agit alors sur le piston (4) du vérin de commande de l'inclinaison du plateau qui se déplace vers la gauche contre le ressort de rappel (3), ce qui provoque la diminution de la cylindrée de la pompe (1) par l’intermédiaire du levier (2), donc une diminution du débit.

Le débit diminuant, la pression Pp diminue et Pp < Pa + R2 ce qui entraîne le déplacement du tiroir de la valve (2D) vers la droite, mettant ainsi en communication l'orifice (B2) et (C2) avec le réservoir, ce qui provoque une chute de la pression Pc et le déplacement vers la droite du piston (4) du vérin de commande sous l’action du ressort de rappel (3) et donc une augmentation de la cylindrée de la pompe. Le débit de la pompe augmente.

En régime établi, la pression Pp oscille entre deux valeurs Pp ± ∆Pp. Cette oscillation assurera un débit sensiblement égale au débit permis par le régulateur de débit de l’installation (cela va générer un bruit caractéristique des pompes à cylindrée variable).

En conclusion, on peut dire que la valve (2D) se comporte comme la balance de pression d'un régulateur de débit.



Pompe à cylindrée variable A10VSO

Document REXROTH



POMPE PV7 Description et fonctionnement.

Les pompes hydrauliques du type V7 sont des pompes à débit variable en construction à palettes rotatives, avec des palettes simples.

Les pompes à palettes du type V7 se composent essentiellement du carter (1), du rotor (3) avec des palettes simples (4), du stator (5), du régulateur de pression (7), de la vis de réglage de la cylindrée (9).

Elles ont pour tâche de produire un débit de fluide et de lui transmettre l'énergie nécessaire.

Processus d'aspiration et de refoulement.

Les cellules (10) nécessaires au transport du fluide sont formées chacune de 2 palettes (4), du rotor (3), du stator (5) et des glaces de distribution (8).

Les cellules (10) augmentent de volume à partir de la canalisation d'aspiration par rotation du rotor (3), en se remplissant de fluide.

Lorsque le plus gros volume est atteint, les cellules (10) sont obturées du côté aspiration. Le rotor (3) continuant à tourner, les cellules entrent en liaison avec le côté pression, elles se rétrécissent et refoulent le fluide dans le système par la canalisation de pression P.

La pompe est équipée d'une vis de réglage de la cylindrée (9) pour la limitation de débit maximum.

Régulation de la pression.

La bague du stator (5) cylindrique est tenue au démarrage excentrée par le ressort (6). La pression de service maxi. possible dans le système est réglée sur le ressort (6).

La pression, qui s'élève dans le circuit aval en fonction de l'évolution des efforts résistants, agit sur le côté pression de la portée intérieure du stator, contre la force du ressort (6).

Lorsque l'effort, engendré par la pression sur le stator, équilibre l'effort développé par le ressort taré, la bague du stator (5) tend à se recentrer sur le rotor. Le débit produit se règle alors à la valeur prélevée. Lorsque la pression maxi. tarée par le ressort (6) est atteinte, la pompe se règle alors pour produire un débit pratiquement nul. La pression de service est maintenue et seule l'huile de fuite est compensée.

Du fait de ce comportement, les pertes de puissance et l'échauffement du fluide restent minimes.



« Les organes de manœuvres et d'asservissements des pompes hydrauliques à cylindrée variable»,

Extrait du texte d'introduction d'un article écrit par M. B. Reminiac, de l'Institut de formation continue (I.F.C.) de Bois-le-Roi (France), et publié dans la revue Énergie fluide d'avril 1985.

Les servocommandes et régulations automatiques représentent un facteur de développement très important en hydraulique industrielle de puissance. Ces systèmes participent grandement au succès sur le marché des pompes à cylindrée variable à palettes, à pistons axiaux ou radiaux. Les possibilités offertes sont souvent à l'origine d'un choix en faveur d'une solution hydraulique, en regard des procédés traditionnels tels que les systèmes mécaniques ou électriques. Cette remarque est d'autant plus justifiée que les interfaces électroniques, que l'on associe de plus en plus aux composants hydrauliques, leur permettent d'accroître leurs possibilités. On notera aussi qu'un effort considérable des constructeurs en matière de compacité autorise l'emploi des systèmes asservis hydrauliques sur des engins dont le rapport poids/puissance est déterminant (mobile, aéro, etc.). Après le premier choc pétrolier, la nécessité de prendre en compte le facteur « énergie » a permis de faire apparaître une génération nouvelle de régulations automatiques, dont l'unique finalité est l'amélioration du bilan énergétique. La diminution de la consommation à performances égales, la réduction des échauffements et l'augmentation de la durée de vie des composants sont là pour l'attester!... Par ailleurs, il est impératif d'éduquer les concepteurs de systèmes et les utilisateurs. Il est en effet inquiétant de constater combien les ingénieurs mécaniciens frais émoulus de bien des écoles de génie manquent de formation en matière de technologies hydrauliques; dans certains cas même, ils ignorent totalement ces technologies, car ils n'ont jamais abordé (cours, lectures, travaux) le domaine. Pourtant, ces ingénieurs sont les plus sujets à être confrontés, tôt ou tard, en tant que concepteurs, utilisateurs ou décideurs, à des problèmes de transmission d'énergie. De plus, il est important de militer en faveur d'un changement d'attitude en ce qui concerne la spécification et l'achat d'un système hydraulique. Il est ainsi urgent d'inciter les utilisateurs à prendre en considération le coût à long terme et non plus le seul coût d'achat des composantes. Par exemple, même si une pompe dotée d'un régulateur de pression ou d'un réglage électro-hydraulique (avec son interface électronique destinée à la commande automatique) est de toute évidence plus chère qu'une pompe à cylindrée fixe, le coût réel d'une pompe de nouvelle génération peut être moindre que celui d'une pompe classique; en effet, la pompe de nouvelle génération peut entraîner une diminution du nombre de composantes du système, elle fonctionne à un bien meilleur rendement, ce qui fait que la puissance requise de la source motrice peut être plus faible, et que les échangeurs de chaleur peuvent être plus petits. De plus, le coût d'utilisation du système est indubitablement inférieur en raison du meilleur rendement de celui-ci, la qualité du produit est souvent améliorée, le fonctionnement est moins bruyant et l'entretien, moins fréquent. Ces avantages génèrent souvent des économies directes et indirectes, qui équilibrent largement le coût additionnel de la pompe et des équipements périphériques. Pour terminer, rappelons qu'il existe des stratégies bien rôdées qui permettent d'améliorer le bilan énergétique des systèmes pourvus d'une pompe à cylindrée fixe. Soulignons toutefois que ces stratégies entraînent souvent des performances moindres que celles qu'on obtient avec des stratégies axées sur les techniques nouvelles; de ce fait, on doit les réserver à des installations de faible puissance.


P.GUIBERT 05/06/2008 CHAP : 9-1-1 page 1

VÉRINS HYDRAULIQUES.

Le vérin hydraulique est certainement le composant le plus connu des non initiés à l'hydraulique. Il visualise la puissance de l'hydraulique et anime les opérations de travail d'une machine. Le vérin est également pour le professionnel, la pièce maîtresse d'un circuit; il est (comme le moteur hydraulique) le point de départ dans la détermination d'un circuit hydraulique.

Le vérin hydraulique est un actionneur qui transforme l'énergie hydraulique en énergie mécanique à mouvement alternatif :

• de translation : vérin linéaire, • de rotation : vérin rotatif.

Le vérin effectue ce déplacement linéaire avec un minimum d'investissement technologique et surtout avec une grande puissance massique. Les forces développées, de même que les vitesses, peuvent être maintenues constantes sur toute la course, ou bien être variées et adaptées aux exigences du récepteur. C'est par cette faculté d'adaptation que le vérin se distingue de l'entraînement purement mécanique. La liberté d'implantation du générateur (pompe), par rapport au récepteur (vérin), permet une réalisation optimale des machines. La grande diversité dans les pièces de fixation, en combinaison avec des bras de leviers, articulations et renvois, augmente encore la grande flexibilité d'utilisation des vérins.

Principe de fonctionnement.

Le débit de fluide fourni au vérin provoque le déplacement relatif d’un piston par rapport à un cylindre.

| = cylindre.

~ = piston.

¡ = tige.

¢ = fond.

£ = tête.

⁄ = joint d’étanchéité en chevron.

ƒ = joint d’étanchéité torique.

§ = joint d’étanchéité torique.

¤ = guide de tige.

“ = joint d’étanchéité racleur.

La pression de fonctionnement s’établit en fonction de la force résistante à vaincre rapportée à la section du piston sur lequel elle agit.

Un vérin peut travailler en poussée ou en traction, la poussée correspond à la sortie de la tige, la traction à sa rentrée.

Un vérin hydraulique est caractérisé par les paramètres suivants : exemple : H*100*70*800 • H pour vérin hydraulique ou P pour pneumatique,

• 100 : diamètre du piston en mm,

• 70 : diamètre de la tige en mm,

• 800 : course, c’est l’amplitude maximale de la partie mécanique en mouvement en mm,

La cylindrée est le volume de fluide nécessaire pour réaliser la course.

La pression maximale de service est la pression limite que l’on ne peut dépasser sans risque de détérioration du vérin.



CONDITIONS D'UTILISATION DES VÉRINS.

Un vérin hydraulique fournit une force axiale généralement très élevée. C'est un appareil moteur simple et robuste qui peut donner toutes satisfactions si quelques précautions sont prises.

Travailler toujours dans l'axe.

Un vérin doit travailler en poussant de préférence ou en tirant mais toujours dans l'axe. Il ne supporte pas les contraintes radiales. Si la course est importante vérifier la tige au flambage.

Assurer une très bonne reprise des efforts.

Il ne faut pas perdre de vue que l'on manipule des forces importantes. Celles-ci seront bien supportées par le vérin qui est correctement dimensionné pour les fournir. Mais le support du vérin, les appareils entraînés par la tige, toute la mécanique doivent être généreusement dimensionnés pour reprendre ces efforts élevés sans risque de déformation élastique, ce qui pourrait amener un mauvais alignement momentané.

Pour ce faire, on essaiera :

• De placer les fixations dans l'axe du vérin à chaque fois que ce sera possible. Cela amène donc à préférer les fixations par brides ou par chapes. Dans ce dernier cas les deux chapes de pied et de tige seront dans le même plan.

• De largement dimensionner les fixations (brides, plaques, châssis, chapes, axes et rotules) qui reçoivent les deux extrémités du vérin.

• Dans le cas d'une fixation sur pattes du vérin, de reprendre si nécessaire les efforts par une seule clavette ou par une butée positionnée de manière à permettre la dilatation du vérin.

Protéger efficacement la tige de piston.

D'abord, lors de la conception, en prévoyant un chromage dur sur nickelage et pièce traitée s'il y a risque de chocs ou de fatigue élevée. Ensuite, en utilisation, en respectant scrupuleusement l'état de surface de la tige (pas de pinces, toile émeri ou autres). Les tiges portent des plats ou des trous pour le démontage des pièces qui leur sont fixées. Enfin, en protégeant les tiges contre les projections (émeri, copeaux, terre) lorsque ce sera possible. Il faudra aussi périodiquement contrôler l'état du joint racleur.



Différents modèles et représentations.

De même que les autres composants hydrauliques, le vérin se représente dans les schémas hydrauliques par un symbole normalisé. A l'inverse de certains symboles de composants hydrauliques, celui du vérin respecte de près le modèle réel.

On distingue les modèles de vérins suivants:

• Vérin simple effet, type plongeur.

Se caractérise par le fait que le piston et la tige ne forment qu'une pièce. Le piston et la tige ont le même diamètre. La poussée n'est développée que dans le sens de l'extension. La rentrée de tige est effectué par une force extérieure.

• Vérin simple effet, avec piston.

La rentrée de tige est assuré par un ressort intégré ou une force extérieure. Le côté tige est mis à l'air libre.

• Vérin double effet à sections actives différentes ; appelé aussi : vérin différentiel.

Développent des forces dans les deux sens. Les sections actives sont différentes par le fait de la simple tige de vérin.

• Vérin double effet à double tige.

Les sections actives sont identiques.

• Vérin télescopique.

Permet d'effectuer de grandes courses sous un faible encombrement. Ils peuvent être à simple effet ou à double effet.

• Vérins spéciaux.

Multiples superficies de fonctionnement pour marche rapide et marche de travail. Comme par exemple vérins de presse pour réaliser 2 vitesses sous 2 pression différentes.



Relations.

Cas de Sortie de tige.

Les grandeurs qui définissent un vérin hydraulique sont : - diamètre de piston (D1) - diamètre de tige (D2) – course : Exemple de définition: H*100*60*250.

En général, on prendra comme : indice 1, les notations coté fond du vérin indice 2, les notations coté tige du vérin.

Le fonctionnement se déroule selon le principe de Pascal et l'équation de continuité qui régissent les relations entre:

• pression P (bar), force F (daN) et surface de la section active S (cm²).

• débit Q (l/min), vitesse V (m/s) et surface de la section active S (cm²).

La détermination de la section active du piston s'établit comme suit:

• Section coté fond : S1 avec S1 = π . D1² /4 cm².

• Section coté tige = section annulaire : S2 avec S2 = π . (D1² - D2²) /4 en cm².

On appelle k, le rapport des sections différentielles d’un vérin. k = S2 / S1 ,

Les principaux rapports recommandés (AFNOR E 48-052) sont ≈ 0,3, 0,5, 0,7 et 1 pour les vérins double tiges

Vitesse de déplacement de la tige : système parfait, rendement volumétrique = 1. • En Sortie : VS = Q1 / 6.S1 avec VS en m/s, Q1 en l/min et S1 en cm².

• En Rentrée : VR = Q2 / 6.S2 avec VR en m/s, Q2 en l/min et S2 en cm².

Lors du mouvement de rétraction du vérin, la section active est plus petite, elle se limite à la section différentielle entre section de piston S1 et la section de la tige, soit une section annulaire S2; ceci a pour conséquence une vitesse plus élevée sous une force développée plus faible.

Effort généré par un vérin : système parfait, rendement hydro mécanique = 1. • En Sortie : FS = PP / S1 avec FS en daN, PP en bar et S1 en cm².

• En Rentrée : FR = PP / S2 avec FS en daN, PP en bar et S1 en cm².

Dans certains schémas de branchement (en différentiel), de même que pour déterminer le rapport multiplicateur de pression, il faut prendre en considération le rapport entre la section active du piston et la section annulaire active du côté tige de vérin.

Comme autre caractéristique, il faut également tenir compte des différents rendements.



Les Rendements. Comme tous les organes mécaniques, les vérins ont des pertes et leurs rendements ne dont pas unitaire. Ces pertes sont :

• des pertes d’origine volumiques,

• des pertes d’origine visqueuses,

• des pertes d’origine mécaniques.

Les pertes d’origine volumiques, sont des fuites internes aux niveaux des chambres coté fond et coté tige ainsi que des fuites au niveau coté tige et extérieur. Ces pertes ont une influence sur le débit, donc sur la vitesse de déplacement de la tige.

La vitesse, en toute rigueur devrait être égale à :

V1 = (Q / S1) . さv avec さv = rendement volumétrique.

Les progrès des joints d’étanchéité rendent ces fuites négligeables, en général, さv = 1. Dès l'apparition de fuites internes ou externes, le vérin est à considérer comme défectueux.

Les pertes d’origine visqueuses, introduisent une perte de charge fonction du débit, donc de la vitesse de déplacement de la tige. Ces pertes ont une influence sur la pression.

Les pertes d’origine mécaniques sont dues aux frottement mécaniques : piston-cylindre et tige-fond avant. Même s’il ne subit aucune réaction latérale, le vérin doit vaincre une force de frottement interne due principalement à l’action des joints d’étanchéité. Ces pertes ont une influence sur la pression.

Le coefficient de frottement mécanique des joints sur le cylindre et sur la tige est de l’ordre de 0,03 à 0,06 lorsque la vitesse est supérieure à 0,02 m/s et de l’ordre de 0,2 à l’arrêt lorsque la pression locale résiduelle est supérieure à 40 bar (pression initiale du joint + pression dans le vérin). En pratique :

• les rendements dynamiques sont de 0,95 à 0,97 en sortie de tige et 0,90 à 0,94 en rentrée.

• les rendements statiques, si les joints sont serrés (ce qui est le cas pour réaliser une bonne étanchéité) sont nettement inférieurs.

Force de déplacement d’un joint en U.

P : force de déplacement par longueur développé de joint. V : vitesse de déplacement.

L’équilibre de la tige du vérin en sortie de tige nous donne, en négligeant les effets dus à l’inertie :

P1.S1 – P2.S2 - F = 0 soit en faisant intervenir avec さm = rendement mécanique et visqueux :

P1 = (P2.S2 + F) / S1.さm

V1

F

S1 S2

P0



Tableaux des sections de vérins hydrauliques. Ø piston

mm

Section piston

cm²

Ø tige mm

Section annulaire

cm²

Ø piston mm

Section piston

cm²

Ø tige mm

Section annulaire

cm²

12 3,78 90 190,85

16 2,90 100 175,93 25 4,91

18 2,36 110 159,44

14 6,50

180 254,47

125 131,75

16 6,03 90 250,54

18 5,50 110 219,13 32 8,04

22 4,24 125 191,44

18 10,02

200 314,16

140 160,22

20 9,42 110 285,10

22 8,77 125 257,41 40 12,57

28 6,41 140 226,19

22 15,83

220 380,13

160 179,07

28 13,48 140 336,94 50 19,63

36 9,46 160 289,81

28 25,01

250 490,87

180 236,40

36 20,99 140 461,81 63 31,17

45 15,27 160 414,69

36 40,09 180 361,28

45 34,36

280 615,75

200 301,59 80 50,27

56 25,64 180 452,39

45 62,64

300 706,86 220 326,73

56 53,91 180 549,78 100 78,54

70 40,06 200 490,09

56 70,40

320 804,25

220 424,11

63 63,86 180 763,41

75 50,85 200 703,72 110 95,03

80 44,77 220 637,74

56 98,09

360 1017,88

250 527,00

70 84,23 220 876,50

80 72,45 250 765,76 125 122,72

90 59,10

400 1256,64

280 640,88

70 115,45 220 1210,30

80 103,67 250 1099,56

90 90,32 280 974,68 140 153,94

100 75,40

450 1590,43

320 786,18

70 162,58 280 1347,74

90 137,44 320 1159,25

100 122,52

500 1963,49

360 945,62 160 201,06

110 106,03



Détermination dynamique d’un vérin.

Dans la plupart des systèmes hydrauliques, la force nécessaire pour communiquer à l’ensemble de la masse (tige + charge) son accélération est négligable devant l’effort à fournir. Cependant, dans le cas de charges élevées, ou lorsque les durées de commutation du distributeur sont faibles et par conséquent, les distances sont parcourues en peu de temps, il faut en tenir compte.

Etudions la mise en vitesse d’un vérin en sortie de tige : On négligera la compressibilité de l’huile ainsi que le temps de réponse du distributeur et du limiteur de pression. On négligera les différentes pertes de charge ainsi que les débits de fuite.

• Phase initiale (repos) : Au temps t0, le distributeur est en position centrale, la pompe débite à la bâche, il n’y a pas de déplacement et la vitesse est nulle.

• Phase d’accélération : Au temps t1, le distributeur est commandé en position flèches croisées, et à cet instant, P1 = P0. En effet, le limiteur de pression est ouvert puisque tout le débit de la pompe ne va pas coté fond du vérin tant que la tige n’a pas atteint la vitesse V1 correspondant à la phase à vitesse constante. (Qp = = 6.V1.S1) donnée par le débit de la pompe et la section correspondante. Le dédit différentiel passe donc par le limiteur de débit.

On peut écrire : P1.S1 – P2.S2 - F = M.け avec け = accélération de la masse en mouvement

Soit P1 = (P2.S2 + F + M.け) / S1 = P0

Avec け positif

Remarque : Le tarage P0 du limiteur de pression va donc définir la valeur de l’accélération.

• Phase à vitesse constante : Au temps t2, tout le débit de la pompe est admis coté fond du vérin, la vitesse devient constante et l’accélération nulle.

Soit P1 = (P2.S2 + F ) / S1

• Phase de décélération : Au temps t3, le distributeur n’est plus commandé et passe en position centrale. Le limiteur de pression s’ouvre puisque tout le débit de la pompe ne va pas coté fond du vérin car la vitesse V1 diminue pour s’annuler au temps t4. La pression coté fond diminue car la charge par inertie devient en partie motrice.

Soit P1 = (P2.S2 + F + M.け) / S1 Avec け négatif

Le limiteur de pression s’ouvre à P0, mais dans ce cas, il y a une chute de pression entre ce limiteur de pression et le fond du vérin. Si le terme :

| M.け / S1 | > P2.S2 + F , il y a risque de CAVITATION.

Qp

S2 S1 V1

F

P0

M

P1 P2

t0 t1 t2 t3 t4

V1

P1

Qp / 6.S1

(P2.S2 +F) / S1

P0



Montages disponibles.

Par leur extrême diversité, les nombreux types de montage normalisés ISO facilitent le choix du montage le mieux adapté à l’application.

• montages rigides (y compris par patte latérale, par bride et tirants prolongés),

• montages pivotants (y compris par chape et par rotule).



Vérification de la tige au flambage.

Une pièce longue, chargée en bout en compression, aura tendance à fléchir même si la charge est bien dans l'axe. C’est la flexion latérale ou flambage. Les tiges de vérin sont des pièces soumises au flambage.

La charge critique, c'est-à-dire la charge maximale peut supporter la pièce tout en restant encore en déformation élastique, est donnée par la formule d'EULER :

²L

I.E.².KFcπ

=

ce qui donne pour le diamètre minimum de la tige :

43

2

E.

64.L.Fcd

π=

• Fc = charge critique en daN.

• K = facteur de course

• E = module d'élasticité longitudinal (pour l'acier, E = 20.105 daN / cm²).

• I = moment d'inertie de la section en cm4.

• L= longueur libre de flambage en cm.

Rappel : Moment d’inertie d’une section circulaire :

44

d05,064

d.I =

π=αβ avec d = diamètre tige en cm.

Il reste à ajouter à ceci un coefficient de sécurité, de 1,5 à 2 et qui tient compte du mode de construction. En général le calcul à effectuer est un calcul de pour vérifier s'il y a ou non risque de flambage.

Les diamètres de tige étant normalisés il sera pratique et plus rapide d'utiliser l'abaque qui permet de déterminer direct longueur libre de flambage.

Utilisation de l'abaque : 1. Déterminer le facteur de course K, d'après le tableau suivant sur lequel on trouve le mode

de fixation du vérin et le type de guidage de l'extrémité. 2. Calculer la longueur libre de flambage : longueur libre Lf = course . K 3. Déterminer la charge du vérin : F (daN) = S (cm²) . P (bar)

Exemple :

Un vérin H*160*90*1000 est fixé par bride à l’arrière et chape de tige à l’avant. Il doit développer un effort de 21 000 daN. Vérifier le vérin au flambage.

Nous trouvons sur le tableau page suivante que le facteur de course K = 1,5.

La longueur libre de flambage est : Lf = 1000 . 1,5 = 1500 mm = 1,5 m.

Sur l’abaque nous trouvons pour 21 000 daN et une tige de 90 mm, la course maxi est de 3 500 mm soit 3,5 m, il n’y a donc pas flambage.



Coefficients K : facteur de course en fonction du mode de fixation : Doc :



Abaque pour la détermination des tiges au flambage. Doc :



Entretoises.

Dans le cas de courses importantes, il y a lieu de prévoir des entretoises, montées sur la tige du vérin, entre la tête et le piston, de façon à limiter les contraintes radiales sur les paliers de guidage et sur l’alésage.

Ces entretoises de longueur « E » permettent de rigidifier l’ensemble tige-piston par rapport au cylindre en rallongeant la longueur de guidage et ainsi limiter le risque de flambage.

La détermination de ces entretoises fait appel à des calculs de résistance des matériaux ; cependant les fournisseurs de vérins donnent des tableaux permettant une détermination rapide à partir : du type de vérin et de se fixation, du diamètre du piston et de la course de calcul « Cc ».

Cette course de calcul est obtenue en multipliant la course réelle « C » par un coefficient « a » caractéristique de la fixation du vérin, comme pour la détermination du diamètre de tige au flambage. Cette entretoise augmente la longueur de la tige, il est donc indispensable d’ajouter la cote « E » à la course « C » avant de multiplier par le coefficient « a ».

Remarque :

La longueur totale du corps du vérin est à augmenter, par rapport à la valeur du catalogue, de la longueur « E » de l’entretoise.



Système d’amortissement de la tige d’un vérin en fin de course.

Pour éviter le choc en fin de course, on est obliger de ralentir la tige du vérin avant son contact coté fond ou coté tige. Cela est d’autant plus nécessaire que la vitesse de déplacement de la tige est importante (> 0,1 m/s) et que sa masse est importante.

On équipe fréquemment les vérins d’un dispositif d’amortissement en fin de course. Le principe consiste à faire passer en fin de course, sur une certaine longueur, le débit d’huile par un orifice calibré. Cela crée une perte de charge qui génère une contre pression. Les constructeurs de vérins donne la longueur d’amortissement en fonction de l’énergie à amortir.

A cet effet, la douille d’amortisseur 4 s’engage dans la tête du vérin 1, ce qui permet une étanchéité efficace et qui oblige le fluide de la cavité 5 de passer par l’alésage 6 et par un étranglement réglable 7 qui génère une perte de charge importante et crée une contre pression qui amortie le déplacement du piston.

Un clapet anti-retour 8 permet, lorsque l’écoulement du fluide s’inverse, un débit pratiquement maximal, ce qui permet une accélération élevée, et un effort maxi, car la section utile est la section du piston. L’effet de clapet anti retour de la bague fait que le piston accélère très vite dès qu’il quitte l’amortisseur.

Le fonctionnement est identique pour un amortissement coté tige.

Grâce aux amortisseurs, la vitesse des vérins peut être augmentée, la durée du cycle de fonctionnement raccourcie et le facteur de service amélioré.

L’emploi d’amortisseurs est conseillé lorsque la vitesse du piston est supérieure à 0,1 m/s.

L’inertie d’objets lourds reliés à la tige doit être absorbée par des dispositifs externes (amortisseurs de chocs ou ressorts).

Exemple de courbes d’amortissement données par « Vickers ».

À cet effet, les fournisseurs indiquent dans leurs documentations, les caractéristiques de l’amortisseur (longueur d’amortissement) ainsi que l’énergie que peut dissiper ce dispositif.



Montage différentiel (ou montage par régénération de débit) d’un vérin différentiel de rapport des sections k.

QP : Débit de la pompe (l/min) PP : pression de tarage du limiteur de pression (bar)

S1 : section du piston du vérin (cm²) S2 : section annulaire du vérin (cm²)

k : rapport des sections S2/S1 avec 0 < k ≤ 1

Q1 : débit coté fond du vérin (l/min) Q2 : débit coté tige du vérin (l/min)

FS : effort de sortie de tige (daN) FR : effort d’entrée de tige (daN)

VS : vitesse de sortie de tige (m/s) VR : vitesse de rentrée de tige (m/s)

On négligera les pertes de charges et les débits de fuite.

Distributeur à droite

Tige sortante

Les deux chambres sont simultanément soumises à la même pression PP.

En plus du débit de la pompe QP, la chambre coté fond reçois le débit sortant de la chambre coté tige.

FS = PP . (S1 – S2)

FS = (1-k).PP.S1

Q1 = QP + Q2 Q2 = 6.VS.S2 VS = Q2 / 6.S2 Q1 = 6.VS.S1 VS = Q1 / 6.S1

VS = (QP + Q2) / 6.S1 VS = QP / S1 + Q2 / 6.S1

VS = QP / 6.S1+ VS.S2 / 6.S1 = QP / 6.S1 + k.VS

VS = QP / (1-k).6.S1

Distributeur à gauche

Tige rentrante

Seule, la chambre coté tige est soumise à une pression PP.

Seule, la chambre coté tige reçois le débit de la pompe QP.

FR = PP.S2

FR = (k).PP.S1

Q2 = QP QR = 6.VR.S2 VR = Q2 / 6.S2 = QP / 6.S2

VR = QP / (k).6.S1

On remarque que si k = 0.5, alors FS=FR et VS = VR



Variation de l’effort et de la vitesse en sortie et en rentrée de tige en fonction de k

0,00

1,00

2,00

3,00

4,00

5,00

6,00

7,00

8,00

9,00

10,00

11,00

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00

Rapport k = S2 / S1

Fs

Fr

Vs

Vr

Vitesses: fonction de QP / 6.S1Efforts: fonction de PP.S1

On remarque que si k = 0.5, alors : FS=FR et VS = VR



Systèmes hydrauliques pour le synchronisme de plusieurs vérins.

De part la spécificité de la propagation de la pression, dans le cas de plusieurs vérins montés en parallèle, la sortie des tiges ne peut pas être synchronisée.

Il faut donc prévoir des artifices permettant de réaliser ce synchronisme.

Par contre sous certaines conditions, le montage en série de vérins permet de réaliser le synchronisme.

La synchronisation de deux ou plusieurs vérins montés en parallèle peut être réalisé :

• Mécaniquement.

Lorsque la construction ou le mécanisme le permet, ce peut être une solution efficace.

Les tiges sont reliées entre elles par un système mécanique.

Mais il faut un montage rigide qui limite les déformations.

• Hydrauliquement.

Le montage se trouve souvent simplifié. Par contre, il faut ajuster les débits de façon qu’en fonction des diamètres, les vitesses de sortie de tige soient identiques.

Régulateurs de débit en parallèle. Permet le synchronisme que pendant la sortie de tige.

Diviseur de débit. Permet le synchronisme que pendant la sortie de tige.



Régulateurs de débit : permet le synchronisme en sortie et en rentrée de tige, un distributeur médian permet de corriger les dérives suite aux fuites internes.

Diviseurs de débit par moteurs doseurs: permet le synchronisme en sortie et en rentrée de tige, un distributeur médian permet de corriger les dérives suite aux fuites internes

On peut aussi utiliser deux ou plusieurs pompes entraînées par un même moteur. Chaque pompe est reliée à un vérin, et la commande de chaque vérin est réalisée par un distributeur, une liaison mécanique assure un déplacement identique des commandes de ces distributeurs. Par contre, le synchronisme n’est pas parfait, les fuites n’étant pas identiques pour les différents composants.

• Électro hydrauliquement par capteur et servovalves.

C’est la solution la plus élaborée. Lors du déplacement, il y a contrôle et correction continue de la position des tiges. Ce mode de synchronisation peut être très précise, mais il est aussi plus complexe à mettre en œuvre.



• Montage de vérin en série : transfert de volume.

Les vérins sont montés en série et le volume de la chambre avant du premier vérin est transféré à la chambre arrière du vérin suivant.

Dans ce type de montage en série, les pressions s’ajoutent et il faudra vérifier que les derniers actionneurs sont capables de supporter les pressions engendrées.

De plus, l’égalité rigoureuse des sections peut amener quelques difficultés à déterminer les dimensions exactes des vérins.

Enfin, un tel système comporte des fuites qu’il faudra compenser lors d’une remise à zéro.

De plus, la compressibilité de l’huile peut amener des désalignements. Amélioration par une transmission hydraulique dite de « BOWDEN » (voir page suivante).



Système hydraulique pour le synchronisme hydraulique de plusieurs vérins par la transmission hydraulique dite de BOWDEN. Doc REXROTH Cette transmission hydraulique de Bowden est une méthode très utile, bien que liée à une certaine dépense, du synchronisme hydraulique.

Deux vérins de mêmes dimensions avec des tiges de piston de part en part, sont branchés en série. De ce fait, le 2ième vérin exécute le même mouvement que le premier qui est alimenté par le débit de pompe. Mais comme les deux chambres de vérins commutées en série n'entraînent qu'un décalage de la colonne de fluide, sans un remplissage supplémentaire, ils subiraient peu à peu un retard de course à la suite de fuites internes et éventuellement externes.

Afin de s'opposer à ce fait indésirable, mais inévitable, cette transmission hydraulique Bovvden est mise en liaison brièvement avec le débit de la pompe et le réservoir après chaque fin de course, en actionnant le distributeur ~ à 4 voies 3 positions disposé à droite.

Il y a deux possibilités de non-synchronisme :

a) le vérin gauche est en avance dans la position de sortie supérieure et actionne le commutateur fin de course ¡.

Cause: il y a trop peu de fluide entre les vérins.

Correction: sur le distributeur ~, le solénoïde 'a' est actionné par le commutateur fin de course de gauche ¡. A travers la canalisation de pilotage, le fluide s'écoule jusqu'à ce que le vérin de droite actionne également le commutateur fin de course.

b) le vérin de droite arrive le premier dans la position de sortie supérieure et actionne le commutateur fin de course ¢.

Cause: il y a trop de fluide entre les vérins.

Correction: sur le distributeur ~, le solénoïde 'b' est actionné par le commutateur fin de course de droite ¢. Le clapet anti-retour £ s'ouvre et le fluide peut s'écouler jusqu'à ce que le vérin de gauche soit également dans la position de sortie. Au moyen du commutateur fin de course de gauche ¡, on obtient ensuite la désexcitation du solénoïde b.

L'égalité de la course des pistons dépend, dans ce cas, non seulement des réserves déjà mentionnées, mais également de l’uniformité de la production.

Comme le distributeur ~ prévu pour le remplissage est habituellement un distributeur à tiroir, il faut là aussi compter avec certaines pertes par fuite. C'est pourquoi le montage d'un clapet anti-retour £ piloté est nécessaire.



ÉTANCHÉITE DES SYSTÈMES HYDRAULIQUES : Doc UNITOP

LE ROLE DE L’ÉTANCHÉITE. Le jeu nécessaire au fonctionnement des pièces mécaniques génère un passage par lequel peut s'échapper le fluide de puissance ou de lubrification.

Le joint assure un rôle d'étanchéité:

• statique,

• dynamique pour mouvement:

• linéaire alternatif,

• de rotation,

• oscillant.

Il empêche le fluide de fuir et/ou évite l'entrée de contaminants.

Un joint donné est dédié à une fonction. Lorsqu'il y a plusieurs fonctions à réaliser (guidage, anti-extrusion, etc.) l'ensemble constitue un dispositif d'étanchéité. L'étanchéité doit être efficace dans le temps et adaptée à l'environnement. La durée de vie d'une étanchéité est fonction d'un grand nombre de paramètres. Elle ne sera conforme aux espérances que si ces paramètres sont pris en compte à la conception, au montage et à l'utilisation.

GÉNÉRALITÉS.

Historiquement les premiers joints utilisés furent des joints à lèvres symétriques en cuir, puis en élastomère. Malheureusement, ces définitions ne répondent plus aux exigences d'étanchéité des cahiers des charges modernes.

Pour cela on a mis au point des joints asymétriques spécifiques tiges ou pistons dont l'inconvénient est la nécessité d'un double stock. Ces joints asymétriques ont permis de diviser par 10 les suintements. La matière polyuréthane est à la base de ce résultat et a permis d'augmenter les durées de vie qui sont passées de 1000 à 2000 Km à 5000 Km aujourd'hui.

On notera en passant que le marché est plus exigeant pour les étanchéités de tige que pour les étanchéités de pistons (la fuite à la tige est plus apparente).

FORMES ET FONCTIONS DES JOINTS.

Joints statiques :

Ce sont des joints "toriques" pour l'essentiel. Ils répondent à l'ISO 3601-1.(DIN 3771-1).

Le marché consomme essentiellement des élastomères du type NBR ou FKM.

Ils sont quelquefois utilisés dans des applications dynamiques peu exigeantes, malgré leur sensibilité à la friction.

Il existe aussi pour les raccords d'alimentation des rondelles type "BS" (vulcanisation de l'élastomère sur un support métallique).

LES JOINTS DYNAMIQUES EN HYDRAULIQUE.

Joints en U (doubles lèvres) :

L'étanchéité est réalisée entre un piston et un tube ou une tige et un nez de vérin avec une forme en U, qui est un joint simple effet (SE). Ces joints ont deux lèvres précontraintes au montage afin de fonctionner même à très basse pression.

On distingue les joints symétriques de conception ancienne et les joints à lèvres asymétriques spécialisés par fonction (tige ou piston).

Joints chevrons :

C'est un assemblage de joints en forme 'V' qui permet un "resserrage" au cours de la vie d'un système. Le joint élastomère toilé est encore employé pour des applications très polluées ou la puissance disponible permet d'accepter un important frottement.

Les joints de tige comportent 5 ou 7 éléments alors que ceux de pistons en comportent 3. Les chevrons sont utilisés en sidérurgie, dans les mines et sur des grosses presses.



Joints compacts :

a) Il s'agit d'un profil U à lèvres tronquées pour

diminuer le frottement (SE). Ils sont généralement

en caoutchouc thermoplastique (polyuréthane). Ils

offrent ainsi un encombrement réduit.

b) C'est un joint de piston multifonctions - étanchéité

- guidage – anti-extrusion.

Il est économique (place, temps, coût). Il est souvent en nitrile avec ou sans renfort tollé.

Joints composites :

Ils sont de dimensions réduites (ISO 7425) pour remplacer éventuellement des joints toriques. Leur partie dynamique en PTFE chargée de bronze ou de carbone ou d'autres matériaux, leur confère un frottement très faible qui permet de fonctionner à grande vitesse (> 0,5 m/s ).

L'étanchéité statique sous la bague dynamique d'étanchéité est réalisée avec une pièce généralement en élastomère (torique ou carrée, etc ...) pour compenser par son élasticité les variations dimensionnelles.

Les joints se montent en gorges fermées avec des outils de montage.

Le pré serrage pour les joints de tige est plus important que pour les joints de pistons. Ils peuvent être équipés d'un élastomère fluoré pour le fonctionnement à haute température ou conditions spécifiques.

Joints Racleurs :

Le racleur en élastomère ou en caoutchouc thermoplastique (polyuréthane) voire en métal sert à éviter l'entrée des impuretés pouvant se déposer sur la tige en position sortie.

Il existe 3 types principaux:

- à cage métallique extérieure (emmanchement en gorge ouverte), - sans cage métallique extérieure (montage par déformation en gorge fermée), - un modèle à double fonction : raclage extérieur et raclage intérieur. Il existe des variantes en PTFE pour les systèmes à frottement réduit (précautions au montage).

Joint de guidage :

Les éléments de guidage diminuent les efforts entre les parties dynamiques (glissement sans rayure, absence de guidage, diminution de la friction ...). Le choix des matières dépend des efforts à récupérer et des frottements souhaités.

Ils existent sous forme circulaire fendue prêts à l'emploi (bague) ou au mètre sécable à la demande (bande de guidage).

Différentes matières sont disponibles sur le marché :

- résines thermoplastiques. - résines thermodurcissables. - PTFE (chargé bronze - graphite - carbone)

On calcule leur largeur en fonction des charges radiales à absorber.



Systèmes d’étanchéité pour les vérins dans les presses.

Comparaison de systèmes – 1. Comparaison de systèmes – 2.

COMPATIBILITES CHIMIQUES (voir ISO 60 72 et catalogues des fabricants.

Une majorité de joints est en:

• Nitrile (NBR); -40 +100"C pour huiles minérales etc.....;

• Fluorocarbone (FKM ) ; -25 + 180°C;

• Ethylène Propylène (EPDM) ; -50 + 150°C, pour huiles de freins SAE 1703J et eau chaude;

• Polyuréthanes; -50 + 100°C, attention ne convient pas pour les HFA/B/C/D. Il existe cependant des

mélanges spéciaux pour hydrolyse et les huiles ménageant l'environnement;

• Polytétrafluoréthylène (PTFE); -130 + 250°C, perméable aux gaz ;

• Résines thermoplastiques; -40 + 100°C ;

• Résines thermodurcissables; -40 +100°C. Les données en température sont indicatives.



Complément sur les joints d'étanchéité.

Matériaux des joints d'étanchéité.

La plupart des élastomères utilisés dans la fabrication des joints pour circuits hydrauliques sont de synthèse. Parmi ceux les plus répandus, citons l'acrylonitrile (Perbinan): cet élastomère résiste particulièrement bien à l'action des huiles minérales - le fluorélastomère (Viton) qui présente les meilleures caractéristiques de résistance chimique et de tenue à la chaleur: cet élastomère est particulièrement bien adapté à tous les fluides hydrauliques mais surtout aux fluides de synthèse non aqueux.

Les formes de joints d'étanchéité.

Il faut alors faire la différence entre les deux grandes catégories d'emploi des joints: en statique ou en dynamique.

• En statique.

Les joints statiques sont communs à tous les organes hydrauliques. Le joint torique (ou "0"-Ring, ou bague R) est le plus utilisé. La mise en place d'une (ou deux) bague anti-extrusion. (ou rondelle d'appui) en PTFE (polytétrafluoréthylène) permet d'augmenter les limites de jeu admissible. A titre d'exemple, indiquons que la pression peut atteindre 400 bar avec un jeu de 0,3 mm pour un joint de dureté de 70 Shore. Signalons que le Quad-Ring (ou bague JF 4) est un élément comparable au "0"-Ring, mais avec une section à quatre lèvres. Là ou le "0"-Ring n'offre pas toutes les garanties de bon fonctionnement, il est judicieux de le remplacer par un Quad-Ring. Il est également possible d'ajouter des bagues anti-extrusion. Pour des valeurs plus grandes de jeux, il est possible d'utiliser d'autres types de joints tels que les joints à lèvres et les joints à chevrons (ou en V empilés).

• En dynamique.

En plus des considérations prises en compte dans le domaine des étanchéités statiques, la notion de mouvement vient s’ajouter à sa principale conséquence, le frottement et ses corollaires : échauffement, usure et pertes de rendement. Les joints toriques et Quad-Ring, sans ou avec bagues anti-extrusion, peuvent également être utilisés, sous certaines conditions, pour des étanchéités dynamiques. Les joints à chevrons (ou en V empilés) sont souvent utilisés comme joints de tiges de vérins. Pour finir, signalons les joints composites qui sont constitués d'une bague plastique mince (en, téflon, nylon ou rilsan) plaquée sur la paroi frottante et par un anneau de section carrée. Ce joint est destiné à servir de relais au joint torique pour des pressions élevées (de l'ordre de 700 bar).



Remarque :

• Effet « Lohrentz ».

Un volume donné d'huile hydraulique diminue de façon notable quand la pression dépasse 500 bar, et ceci proportionnellement à la quantité concernée du fluide.

La compressibilité de l'huile provient essentiellement de la présence d'air, lequel peut se trouver mélangé au fluide de deux façons :

• au niveau moléculaire : en général, une huile contient 10 % de son volume en air de cette façon, sans pour cela que sa compressibilité en soit affectée, mais une partie de cet air peut être libérée lors d'une baisse de pression (détente) brutale, ce qui présente l'inconvénient d'une présence d'air à un niveau macromoléculaire ,

• au niveau macromoléculaire : dans ce cas, la présence de l'air dans l'huile crée une mousse gênante. Cet air peut aussi provenir d'un niveau d'huile trop bas dans le réservoir ou d'une prise d'air sur le circuit hydraulique.

Le mélange air/huile peut, dans certains cas, provoquer des dégâts importants sur des joints d'étanchéité, par un phénomène d'auto-allumage du mélange (analogue à celui du moteur Diesel avec le mélange air/gazole).

En effet, un coup de bélier ou une décharge d'accumulateur par exemple, peut, en élevant brusquement la pression du circuit, comprimer une bulle d'air au point de l'amener à une température correspondant à la valeur d'allumage spontané du mélange huile/eau. La pression locale peut alors atteindre 5 à 6 fois la pression habituelle du circuit, ce qui a pour effet de réduire la bulle d'air à une taille microscopique, portée à haute température. Cette bulle peut pénétrer à l'intérieur d'un joint en élastomère. Quand la pression reprend sa valeur courante, la bulle, en retrouvant son volume initial, fait éclater le joint.

La détérioration du joint est, en quelque sorte, d'origine mécanique.

Elle peut aussi être d'origine purement thermique.

Indiquons ainsi qu'à l'intérieur d'une bulle d'air d'environ 2,5 mm de diamètre, comprimée de 0 à 100 bar pendant 0,125 s, il s'établit une température supérieure à 7000°C. La chaleur ainsi engendrée pourra carboniser le joint.

• Phénomène de Stick slip.».

La tige en mouvement à un déplacement saccadé appelé Stick slip ou « broutage ». Le Stick slip est consécutif à une mauvaise lubrification de la zone d’étanchéité.

Il se développe davantage lorsque les vitesses de déplacement de la tige sont très faibles, car l’aumentation relative du coefficient de frottement y est plus nette.

Il est favorisé par l’élasticité de l’ensemble du montage dont les comosantes principales sont la raideur du fluide, l’élasticité et la longeur d’étanchéité des joints. Il semble peu sensible à une amélioration de la qualité de la surface pourvu qu’elle soit au moins convenable.

Par contre le Stick slip n’existe pas si le coefficient de frottement est invariable ou au mieux s’abaise quand la vitesse diminue (ex : teflon ou fluide avec comme additif un anti-friction type Dexron).



VERINS HYDRAULIQUES ROTATIFS.

Ces vérins sont des organes mécaniques privilégiés dès qu'il s'agit de commander la rotation alternative d'éléments divers, et quand l'amplitude du mouvement reste inférieure à 360° ou plus avec un mécanisme de transformation de mouvement adéquat.

Quel que soit le type de vérins rotatifs, la symbolisation hydraulique est la même.

Leur principal avantage, pour ce type d’application, par rapport au système : vérin linéaire + bielle est de permettre un couple constant sur toute la course, de plus, on obtient un dispositif beaucoup plus compact.

Parmi leurs nombreuses applications, on peut citer, par exemple :

On peut classer les vérins rotatifs en deux familles :

• Le piston a un mouvement de rotation avec une l'amplitude du mouvement restant inférieure à 360° (type palette, type torique).

• Le piston a un mouvement de translation et transforme ce mouvement en rotation (système pignon-crémaillère, vis-écrou…)

:

??

Exemple de montage hydraulique



Vérin hydraulique rotatif à palettes.

Les deus principaux types rencontrés sont des vérins rotatifs à une seule palette, dont le débattement angulaire est inférieur à 360° (de l’ordre de 280 à 300°).

Il existe des vérins rotatifs à deux palettes pour lequel le couple disponible est le double, mais qui, en contre partie, ont un débattement beaucoup plus faible (de l’ordre de 100°).

La (les) cloison(s) C et la (les) palette(s) mobile(s) sont garnies de joints spéciaux qui ne réalisent pas une étanchéité parfaite. Pour ces raisons ces appareils ne peuvent pas être utilisés dans des installations à haute pression.

Pour une pression P, le couple cste2

²1r

2

²2rl.Pdr.r.l.PC

2r

1r+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −== ∫

pour r1 = r2, s C = 0 s cste =0 s ( )1r2r.2

1r2r.l.PC −⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +

=

en posant rm.2

1r2r.l =⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +

et r2 – r1 = h

Pour une palette s C = P.l.rm.h.さm avec さm = rendement hydrau-mécanique de 0,4 à 0,5

Pour deux palettes s C = 2.P.l.rm.h.さm avec さm = rendement hydrau-mécanique de 0,7 à 0,8

Formule pratique :

360

d.

628

m.P.qC

η=

• C : couple disponible en m.daN

• さm : rendement hydrau-mécanique

• P : pression en bar

• d : débattement angulaire en degré.



VERIN ROTATIF. Doc

Permet de réaliser une portion de tour tout en supportant un effort axial important. Utiliser par exemple pour orienter une charge à l’extrémité d’un bras manipulateur.

Données techniques pour le type ROTATOR 3000 :

• Capacité axiale 3000 Kg

• Couple 150 mdaN

• Angle de rotation 296°

• Cylindrée 300 cm3/tr

• Pression maxi 130 bar

• Diamètre maxi 170 mm

• Diamètre tige de sortie 64 mm

Montage hydraulique :



Vérin hydraulique rotatif à crémaillère.

L’axe denté est logé dans un carter central. Deux pistons situés de part et d’autre sont réunis par une tige de gros diamètre présentant une crémaillère.

Ce type d’appareil, d’encombrement réduit permet une amplitude du mouvement supérieur à 360° avec un couple constant.

Exemple doc : DOEDIJNS



Vérin hydraulique rotatif vis-écrou.

Mouvements de rotation. Le piston A ainsi que l’arbre W sont pourvus de filet à pas important G1 et G2. Ces deux pas sont opposés (pas à gauche et pas à droite). Lors du déplacement axial du piston K par arriver de la pression de l’huile, celui-ci est automatiquement entraîné dans un mouvement de rotation par réaction des deux filetages à G1. Une seconde rotation de l’arbre, se produit également par réaction des filetages à G2. Ainsi s’additionnent les deux mouvements qui donnent l’angle de rotation de l’arbre de sortie.

Mouvements de rotation et de translation. Même principe de fonctionnement pour les mouvements de rotation, mais en plus une translation de la tige est possible par l’alimentation du vérin additionnel.



Conseils d"installation.

Les exigences les plus diverses sont posées aux vérins rotatifs et combinés de rotation et de translation concernant le déroulement des mouvements, le couple, la précision du positionnement, le maintien en position, les dimensions et les modes de fixation. Etant donné la diversité des conditions d'installation et d'utilisation nous vous indiquons ci-après les principes nécessaires pour la définition du type de vérin en fonction du couple à transmettre en Nm.

Pour faire pivoter une masse donnée à partir d'une position de repos, d'un angle l dans un laps de temps t, il faut vaincre les résistances extérieures (forces de frottement), accélérer, puis freiner les masses en jeu. La somme des couples qui en résulte correspond au couple nécessaire pour le vérin rotatif.

Ainsi pour chaque position de rotation, l'équation suivante doit être respectée:

Ct > Cch + Cac

Ct =couple total, Cch = couple de charge, Cac = couple d’accélération

Il faut calculer les couples de charge et d'accélération nécessaires pour le mouvement de rotation dans le plan horizontal ou vertical de transmission des efforts selon les conditions d'installation.

Pour accélérer les mouvements et raccourcir la durée des cycles, on peut augmenter les sections de raccordement.


P. GUIBERT 07/02/2009 CHAP : 9-1-2 page 1

DÉTERMINATION DE L’ÉNERGIE MINIMALE NÉCESSAIRE.

Considérons un asservissement en position du type à pression constante. Pour un système donné, on peut tracer les caractéristiques force - vitesse à ouverture constante du distributeur et

en particulier la caractéristique à ouverture maximale dans le cas de sortie de tige et d’un effort s’opposant au mouvement. En effet, avec en S.I.: On néglige les différentes pertes de charges autres que dans le distributeur et les différents frottements.

• F force antagoniste opposée au déplacement,

• V vitesse de sortie de tige du vérin,

• S1 surface utile du piston du vérin,

• P1 pression d'alimentation,

• FM = P1.S1 force maximale que peut fournir le vérin,

• VN vitesse nominale, c'est-à-dire vitesse du vérin pour F = 0,

• PC = F / S1, part de P1 utilisée à vaincre la charge,

• PD part de P1 utilisée pour assurer le débit, avec

PD = λ.V², utilisée à vaincre les ∆P.

• λ coefficient de débit de l'ensemble distributeur + canalisations.

CARACTÉRISTIQUE : F – V (force – vitesse).

on écrit : P1 = FM / S1 = PC + PD = F / S1 + λ.V², |

et, pour F = 0, P1 = FM / S1 = + PDN = λ.V²N, ~

soit | ö FM – F = λ.S1.V²

~ ö FM = λ.S1.V²N

Après élimination de λ.S1 : . ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

MN F

F1

V

V la caractéristique est une parabole.

S'il s'agit maintenant de déterminer un asservissement capable d'assurer un cas de fonctionnement A défini par le couple de valeurs

• F = FA,

• V = VA, on constate qu'il existe dans le plan F-V une infinité de paraboles passant par le point A, donc qu'il existe une infinité de systèmes assurant tout juste la performance demandée. Supposons, comme c'est très souvent le cas, que le travail demandé au vérin corresponde à un trajet total donné L pendant un certain temps t. Il est alors évident que le système consommera d'autant moins de puissance que la force FM (*) sera plus faible, puisque la quantité d'huile totale consommée pendant le temps t, sera L.S1 et l'énergie totale consommée L.S1.P1 = L.FM.

On est donc tenté de choisir une parabole aussi raide que possible (la parabole 1 plutôt que les

paraboles 2 ou 3 sur la figure).

* : à ce stade de la détermination, rien ne permet encore de choisir la pression de travail. Le paramètre que l’on

recherche est le produit P1.S1 = FM



Mais aller trop loin dans cette voie n'est pas sans inconvénients :

• grosses variations de V pour de petites variations de F,

• grandes valeurs de VN,

• à partir d'un certain moment, du fait de l'augmentation de VN et malgré la diminution de FM, augmentation de la consommation à vide, donc augmentation de la taille du distributeur et des canalisations.

Minimiser la taille du distributeur et des canalisations, la valeur de P1 étant fixée, peut être jugé important, soit pour des raisons d'encombrement, soit pour des raisons de précision de l’asservissement, soit pour permettre l'utilisation de distributeurs existants d'un certain type de débit nominal maximal limité (surtout si le distributeur est une servovalve). C'est pourquoi on retient parfois comme critère la minimisation du distributeur ou, en d'autres termes, la minimisation de la consommation à vide (F = 0).

En S.I., la consommation QN = S1.VN = FM.VN / P1.

A étant sur la caractéristique, on peut écrire ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

M

A

N

A

F

F1

V

V

L'élimination de VN, entre ces deux relations nous donne : ( )2/1AM

2/3M

1

AN

)FF

F.

P

VQ

−= fonction

de la seule variable FM; se qui montre que QN est minimal pour FM = 1.5 FA.

1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40 1,45 1,50 1,55 1,60 1,65 1,70 1,75 1,80 1,85 1,90 1,95 2,00 Allure de la variation de QN en fonction de FM / FA .

D’ou l’expression du critère de consommation à vide minimal qui peut être appelé :

« Critère de taille minimale du distributeur ».

FM = 1,5 FA ⇒ VN = √3 VA

Correspondant, au point A, à PCA = 2/3 P1 et PDA = 1/3 P1

2/3 DE LA PRESSION DISPONIBLE SONT UTILISÉS POUR VAINCRE LA CHARGE,

UN TIER POUR ASSURER LE DÉBIT AU DROIT DU DISTRIBUTEUR.

Pour plus d’information voir à la fin de ce chapitre « Taux de charge d’un vérin ».



REMARQUE.

Ce critère est beaucoup trop utilisé, sans doute parce qu'il est simple et parlant. Mais la courbe «taille du distributeur » fonction du rapport PC / PD est très plate au voisinage de son minimum. S'écarter, même notablement, de ce minimum ne pose en général aucun problème.

• Si on veut avant tout une vitesse précise et peu sensible aux variations de la charge, on augmentera FM, c'est-à-dire la taille du vérin et la consommation : FM > 1,5 FA.

• Si on désire économiser l'énergie, on choisira FM < 1,5 FA, quitte à « casser » la partie supérieure de la parabole par un limiteur de débit pour limiter les vitesses à vide ou à charge négative.

En passant du plan F-V au plan F- V², on remplace les paraboles par des droites. En particulier la parabole de consommation à vide minimale devient la droite passant par les points :

• FM = 1,5 FA

• V²N = 3 V²A

Il est très commode de travailler dans ce plan, surtout lorsque l'asservissement à déterminer doit assurer plusieurs cas de fonctionnement différents. Pour assurer les fonctionnements A, B et C, la caractéristique qui s’impose ici est la droite BC. En effet, la droite de plus grande pente BA, ne contient pas C. Cette droite, sera la caractéristique de la distribution optimale permettant 3 cas de fonctionnement A, B et C, et nous donnera la valeur de l’effort maxi FM et de la vitesse maxi VN. Ces valeurs après le choix de la pression maxi d’utilisation, nous permettrons de déterminer la section du vérin et le débit de la pompe.



Courbes F-V caractéristiques de l’ensemble « vérin + distributeur » en posant Qp = 1, S1 = 1, FM = 1 pour k = 0,5. Courbes F-V² caractéristiques de l’ensemble « vérin + distributeur » en posant Qp = 1, S1 = 1, FM = 1 pour k = 0,5.

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,95 1

F

V ²

0,00

0,50

1,00

1,50

2,00

2,50

3,00

3,50

0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 1,00

F

V

Rentrée de tige – effort moteur

Rentrée de tige – effort moteur

Rentrée de tige – effort résistant

Sortie de tige – effort moteur

Sortie de tige – effort résistant

Rentrée de tige – effort résistant

Sortie de tige – effort moteur

Sortie de tige – effort résistant



Choix de la génération hydraulique.

Supposons donc avoir dimensionné le vérin; la connaissance de FM = P1.S1 et de la vitesse maximale requise, donne la valeur maximale P1.Q, donc la puissance maximale instantanée nécessaire. Reste à assurer cette puissance maximale instantanée :

• Prévoir une pompe à débit fixe capable de cette puissance est l'idée la plus simple, mais la plus mauvaise, car elle correspond au plus grand gaspillage d'énergie.

• Une pompe autorégulatrice, capable de cette puissance lorsqu'elle affiche son débit maximal, est une meilleure solution, mais la puissance absorbée par une pompe autorégulatrice ne descend guère, même au voisinage du débit nul, en dessous de 10 à 20 % de la puissance absorbée à plein débit. Reste aussi à protéger l'installation contre les variations brusques de consommation que la pompe ne peut pas «suivre» instantanément.

• Une solution rustique appliquée sur les premiers avions équipés d'accessoires hydrauliques, consistait en l'emploi d'une électropompe refoulant dans un accumulateur

(d’un volume de ≈ 10% du volume absorbé par tout les actionneurs) muni de contacteurs permettant la mise en route et l'arrêt du moteur électrique d'entraînement de la pompe, respectivement pour une pression minimale et une pression maximale dans l'accumulateur. Mais cette solution était grevée par la fiabilité médiocre des contacteurs.

• Une solution de principe voisin consiste à commuter le refoulement de la pompe vers la canalisation basse pression lorsque la pression de refoulement atteint une valeur maximale, pour le diriger à nouveau vers le circuit haute pression lorsque la pression du circuit est descendue à une valeur minimale fixée. Un accumulateur est, bien entendu, nécessaire. Un écart trop grand entre les pressions de commutation conduirait à un surdimensionnement du système, et un écart faible ferait travailler à une trop haute fréquence l'organe de commutation. Un écart de quelques dizaines de bar pour une valeur moyenne de l'ordre de 200 bar constitue un bon compromis.

• Aujourd'hui la tendance est nettement en faveur de la pompe autorégulatrice suivie d'un accumulateur. La pompe est dimensionnée pour assurer la fourniture de la puissance moyenne ; l'accumulateur est dimensionné pour assurer les pointes de consommation. Il est donc généralement plus volumineux que l'accumulateur qui serait suffisant pour couvrir les variations rapides de demande (c'est-à-dire pour laisser à la pompe le temps d'afficher une variation brutale du débit consommé).

• Enfin sur les installations industrielles, pour faire succéder à des phases d'avance à grande vitesse et faible charge, des phases de travail à forte charge et faible vitesse, on utilise souvent plusieurs pompes dont certaines sont isolées du circuit et mises à la bâche pendant les phases lentes.



RAIDEUR HYDRAULIQUE (rh) ET FRÉQUENCE PROPRE (f0) D’UN VERIN.

La connaissance de la fréquence propre d'un entraînement hydraulique, est une donnée très importante pour ses performances en dynamique et sert de point de départ pour la détermination de la boucle de régulation.

La fréquence propre d'un entraînement hydraulique dépend en grande partie de la taille du vérin et de la masse entraînée. Cette valeur se situe dans la plage de 1 à 100 Hz.

Un entraînement hydromécanique formé par exemple d'un vérin hydraulique et d'une charge, constitue un système Ressort/Masse. L'effet ressort est dû à l'élasticité du volume d'huile comprimée. Lorsqu'on excite un tel système, par exemple par un coup de marteau, il se met à vibrer à sa fréquence propre fo [Hz].

Par exemple :

• f0 ≈ 3 …10 Hz : machines lourdes, robots, machines à injecter (fermeture moule),

• f0 ≈ 5… 80 Hz : entraînements de positionnement, machines outils,

• f0 ≈ 80…120 Hz : bancs d’essais, machines à injecter (partie injection presse).

De part la compressibilité du fluide contenu dans les deux chambres du vérin, on modélise ces volumes de fluide par des ressorts. Ces ressorts ont une raideur r (N/m) appelée aussi « rigidité ou raideur hydraulique » en grande partie déterminée par les caractéristiques du volume d’huile enfermé.

V

²S.Br =

avec :

• B : module de compressibilité de l’huile hydraulique avec B ≈ 1 à 1,5.109 Pa,

• S : section du piston en m²,

• V : volume d’huile enfermée en m3.

Les autres composants du circuit tels que le servo-distributeur, ont également leur propre fréquence. Ce sont les composants ayant la dynamique la plus basse qui déterminent celle de tout le circuit. De ce fait, il faut également tenir compte de la fréquence limite du servo-distributeur. Les valeurs de fréquences se situent dans une plage de 50 à 150 Hz.

Selon la technologie du circuit, les formules qui permettent de déterminer la fréquence propre, changent.

Remarque : La démarche pour déterminer la raideur hydraulique et la fréquence propre d’un moteur hydraulique est du même ordre.



Définition de masses réduites et moments d’inertie.

Les formules de base pour la détermination de la fréquence propre, imposent à ce que la masse pour un vérin ou le moment d’inertie pour un moteur hydraulique soient ramenés par le calcul, directement au niveau de la tige du vérin ou sur l’arbre du moteur.

En fonction des détails de construction de la machine, il faut tenir compte des bras de levier et réducteurs de vitesses (à engrenages par exemple) et réduire en masse réelles directement au niveau du vérin ou du moteur.

On ne tient pas compte dans ces formules, de la rigidité des éléments mécaniques qui permettent de transmettre les mouvements (fixations). En fonction des applications, il faut introduire des correcteurs.



Raideur hydraulique : rh. Par définition, la raideur est le rapport d’une variation d’effort à une variation de déplacement.

m/Nendx

dFrh −=

Fréquence propre : f0. On sait qu’un système physique constitué par une masse liée par un support élastique à un point considéré comme infiniment rigide possède une fréquence propre de vibration.

M

r.

2

1f

h0

π=

f0 = fréquence en Hertz rh = raideur du support élastique (huile) en N/m M = masse en mouvement en Kg

La fréquence propre est celle qui animerait le système considéré si on le libérerait après l’avoir éloigné de sa position d’équilibre. La vibration ne s’arrêterait pas d’elle-même si aucun frottement sec ou visqueux, ne venait la gêner.

• Les frottements secs, le plus souvent d’origine mécanique, sont pratiquement constants et indépendant de la vitesse.

• Les frottements visqueux, d’origine hydraulique (ou aérodynamique) varient avec le carré de la vitesse.

Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevé que possible.

Le problème du calcul de la fréquence propre d’un vérin (ou d’un moteur) se pose lors de l’étude des systèmes asservis hydraulique ou électrohydraulique, mais aussi et principalement, lors de la détermination des distributeurs à commande proportionnelle ou des servovalves adaptés au système considéré.

Fréquence minimale de travail : ft. Ainsi, le calcul de la fréquence propre f0 d’un vérin nous permettra alors de déterminer la fréquence minimale de travail ft (la fréquence réelle de travail doit être supérieure à ft).

• de manière empirique, on prend 0t f.3

1f =

De plus on défini le temps minimal d’accélération (tγmini) de la tige d’un vérin :

• critère de ROUTE-HURWITZ, tel que 0M

minif

6,535t =

ω=γ

tγmini > 2 * temps de réponse du distributeur.

Pulsation propre non amortie d’un vérin : ωM.

0M f.2π=ω en négligeant la viscosité de l’huile.

La pulsation ωM caractérise la rapidité de réponse d’un vérin.



Raideur hydraulique d’un vérin : rh EFFORT EN POUSSANT

Soit un vérin double effet, maintenu dans une position quelconque : x = a.c. Hyp :

• On néglige les fuites dans le distributeur et dans le vérin, ainsi que les frottements.

• On néglige l’épaisseur du piston par rapport à la course.

Données : en S.I.

• Volumes résiduels V1r et V2r (volume dans les canalisations et dans chaque chambre pour les positions extrêmes de la tige du vérin :

• x = 0 pour la tige rentrée,

• x = c pour la tige sortie.

• Le fluide a pour caractéristique :

• coefficient de compressibilité B.

• Effort: F.

• Rapport des sections : k = S2 / S1.

• Volumes en 1 et 2 : V1 et V2.

• Pressions en 1 et 2 : P1 et P2.

• Course : c = a.c + b.c avec .a + b = 1

et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1.

En position d’équilibre, les deux chambres du vérin sont remplies d’huile à une pression P. On applique alors une action F, dans la direction indiquée sur la figure. (direction -x) La tige rentre d’une quantité dx, correspondant à une augmentation de l’effort dF. Le volume V1 a diminué de dV1, le volume V2 a augmenté de dV2.

• V1 = V1r + S1.a.c ⇒ dV1 = -S1.dx

• V2 = V2r + S2.b.c ⇒ V2 = V2r + S2.c(1-a) dV2 = +S2.dx La diminution de volume dV1 se traduit par une compression donc par une augmentation de pression dP1, par contre l’augmentation de volume dV2 se traduit par une diminution de pression de dP2.

• dx.V

S.B

V

dV.BdP

1

1

1

11 +=−= • dx.

V

S.B

V

dV.BdP

2

2

2

22 −=−=

Le théorème fondamental de la dynamique nous donne : S1.dP1 - S2.dP2 – dF = 0 (on néglige l’accélération de ce petit déplacement)

dxV

S.B

V

S.Bdx.

V

S.Bdx.

V

S.BdP.SdP.SdF

2

22

1

21

2

22

1

21

2211

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡+=+=−=

2

22

1

21

hV

S.B

V

S.B

dx

dFr +=−= (car dx est négatif) ⇒

2r2

22

1r1

21

h

S.c.bV

S.B

S.c.aV

S.Br

+++=

2r2

22

1r1

21

h

S).a1(cV

S.B

S.c.aV

S.Br

−+=

++ avec

1

2

S

Sk =

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−++

+=

2S).a1(cV

2k

S.c.aV

1S.Br

r21r11h

2

Pour obtenir une raideur rh élevée, il faut choisir si possible une grande surface de piston, une petite course et un rapport des sections important. Cette raideur est fonction de la course, en pratique, la construction du système définit les courses de travail (course utile), qui ne sont pas forcement la course totale permise par la tige du vérin. La longueur des tuyauteries entre les chambres du vérin et le distributeur doit être la plus petite possible. Les fabricants de vérins préconisent des « vérins compacts » dont le distributeur est intégré au vérin.

F+dF

ca.c b.c

1 2

V1 V2

V2r V1r

x



Raideur hydraulique d’un vérin : rh EFFORT EN TIRANT Soit un vérin double effet, maintenu dans une position quelconque : x = a.c Hyp :



Données : en S.I.


• x = 0 pour la tige rentrée,

• x = c pour la tige sortie.



• Effort: F.




• Course : c = a.c + b.c avec .a + b = 1

et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1.

En position d’équilibre, les deux chambres du vérin sont remplies d’huile à une pression P. On applique alors une action F, dans la direction indiquée sur la figure (direction +x). La tige sort d’une quantité dx, correspondant à une augmentation de l’effort dF. Le volume V2 a diminué de dV2, le volume V1 a augmenté de dV1.

• V1 = V1r + S1.a.c ⇒ dV1 = +S1.dx

• V2 = V2r + S2.b.c ⇒ V2 = V2r + S2.c(1-a) dV2 = -S2.dx La diminution de volume dV2 se traduit par une compression donc par une augmentation de pression dP2, par contre l’augmentation de volume dV1 se traduit par une diminution de pression de dP1.

• dx.V

S.B

V

dV.BdP

1

1

1

11 −=−= • dx.

V

S.B

V

dV.BdP

2

2

2

22 +=−=

Le théorème fondamental de la dynamique nous donne : S1.dP1 - S2.dP2 + dF = 0 (on néglige l’accélération de ce petit déplacement)

dxVS.B

VS.Bdx.

VS.Bdx.

VS.BdP.SdP.SdF

2

22

1

21

2

22

1

21

2211 ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+=+=−= +

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+−=−=

2

22

1

21

hVS.B

VS.B

dxdFr ⇒ en mesure algébrique

2r2

22

1r1

21

h

S.c.bV

S.B

S.c.aV

S.Br

+++=

2r2

22

1r1

21

hS蔔.a1蔕cV

S.BS.c.aV

S.Br−

+=++

avec 1

2

S

Sk =

( ) ⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−++

+=

2S).a1(cV

1

S.c.aV.k

1S.Br

r21r12

2h2

Pour obtenir une raideur rh élevée, il faut choisir si possible une grande surface de piston, une petite course et un rapport des sections important. Cette raideur est fonction de la course, en pratique, la construction du système définit les courses de travail (course utile), qui ne sont pas forcement la course totale permise par la tige du vérin. La longueur des tuyauteries entre les chambres du vérin et le distributeur doit être la plus petite possible. Les fabricants de vérins préconisent des « vérins compacts » dont le distributeur est intégré au vérin.

F+dF

ca.c b.c

1 2

V1 V2

V2r V1r

x



Raideur mini.

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−++

+=

2S).a1(cV

2k

S.c.aV

1S.Br

r21r11h

2

0 0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 0,95 1

Rai

deu

r

k = 0,3

k = 0,5

k = 0,7

k = 1

Allure des courbes de la Raideur en fonction de k et de la valeur x = a de la course

La raideur hydraulique rh est fonction de la position de la tige du vérin.

Si V1r ≈ 0 et V2r ≈ 0, alors rh → ∞ pour x = 0 et x = c, c'est-à-dire pour les deux positions extrêmes de la tige du vérin.

Il existe une position xm pour laquelle la raideur hydraulique rh est mini, on démontre à partir de

0dx

drh=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

que la valeur xm est pour une valeur de : 1k

1a

+= .

Avec a = 0,646 pour k = 0,3, a = 0,586 pour k = 0,5, a = 0,544 pour k = 0,7, a = 0,5 pour k = 1

Soit en première approximation : • Pour un effort en poussant.

( )t

2

.2

1

iminh

V

k1S.Br

+≈ et k/VVS.cV r2r11t ++= avec

1

2

S

Sk = .

• Pour un effort en tirant, on prendra

( )t

2

.2

2

iminh

V

k1S.Br

+≈ et r2r12t VV.kS.cV ++= avec

1

2

S

Sk = .

Cas particulier de vérins : (en S.I.)

• Vérin de conception compact (V1r ≈ 0 et V2r ≈ 0) →.( )

c

k1S.Br

2

.1

iminh+

=

• Vérin symétrique (double tige de même section :S1 =S2 = S, donc k = 1) :

t

2

hm

V

S.B.4.

b.a.4

1r = ⇒

t

2

iminh

V

S.B.4r = avec r2r1t VVS.cV ++=

Pour une valeur de a = 0,5.

• Vérin symétrique de conception compact →c

S.B.4r iminh =



Fréquence propre d’un vérin double effet à simple tige : f0.

Soit un vérin double effet, maintenu dans une position a.c.

Hyp :



Données : en S.I.




• Masse en mouvement : M.




• Course : c = a.c + b.c avec ; a + b = 1

et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1. .

On montre que la raideur hydraulique d’un vérin est : 2

22

1

21

hV

S.B

V

S.Br +=

V1 = V1r + a.c.S1 et V2 = V2r + b.c.S2 ⇒ 2r2

22

1r1

21

hS.c.bV

S.B

S.c.aV

S.Br

++

+=

La fréquence propre est égale à :

M

r.

2

1f

h0

π= ⇒ ( ) ( )2r2

22

1r1

21

0S.c.bV.M

S.B

S.c.aV.M

S.B.

2

1f

++

+π=

En introduisant 1

2

S

Sk = ⇒ V1 = V1r + a.c.S1 et V2 = V2r + b.c.k.S1,

De plus : a.c.S1 + b.c.k.S1 = Vt = c.S1, et donc : b.c.k.S1 = Vt – a.c.S1

Ce qui donne : ( ) ( )1tr2

2

1r1

21

0S.c.aVV

k

S.c.aV

1.

M

S.B.

2

1f

−++

+π=

La fréquence propre passe par une valeur minimale, pour une position de la tige du vérin telle que :

0dac

df0=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

⇒

21

11

r1

22

r2

2

S

1

S

1S.S

V

S.S

V.

S

c

c.a

+

−= , soit en posant V1r et V2r négligeables devant c.S1,

⇒k1

c

1S

S

cc.a

1

2 +=

+= soit

k1

1a

+=

k = 0,3 k = 0,5 k = 0,7 k = 1

a 0,646 0,586 0,544 0,500

après quelques approximations, on peut écrire pour la fréquence propre mini: f0mini.

cond11imin0

VS.c

tcoefficien.S.

M

B.

2

1f

+π= avec :

)a1.(a

²)k1.(a1tcoefficien

−−−

= et Vcond = V1r + V2r

ca.c

12

V1 V2

V1r V2r

b.c

M



en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : )VS.c.(M

tcoefficien.S.5,17f

cond110

+=

avec f0 en Hz, S1 en cm², M en Kg et (c.S1) et Vcond en l.

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0

Valeurs a de la course

Fré

qu

ence

k = 0,3

k = 0,5

k = 0,7

k = 1

Allure des courbes de la raideur en fonction de k et de la valeur a de la course

Valeurs donnant F0mini. k a Coefficient

0,3 0,646 1,34

0,5 0,586 1,52

0,7 0,544 1,71

1 0,5 2

Cas particulier de vérins :

• Vérin de conception compact (Vcond ≈ 0) →.1

1imin0S.c

tcoefficien.S.

M

B.

2

1f

π= en S.I.

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : )S.c.(M

tcoefficien.S.5,17f

11imin0 =

avec f0 en Hz, S1 en cm², M en Kg et (c.S1) en l.

• Vérin symétrique (double tige de même section :S1 =S2 = S)

avec k = 1, la fréquence propre est mini pour a =0,5→ coefficient = 2

S.)VS.c.(M

B.

1f

condimin0

+π= en S.I. avec : et Vcond = V1r + V2r

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : )VS.c.(M

35.Sf

condimin0

+=

avec f0 en Hz, S en cm², M en Kg et (c.S) et Vcond en l.

• Vérin symétrique de conception compact → c.M

S.B.

1f imin0

π= en S.I.

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : c.M

S35.f imin0 =

avec f0 en Hz, S en cm², M en Kg et c en dm.

Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevée que possible.



COMPORTEMENT DYNAMIQUE DES DISTRIBUTEURS.

• Distributeur TOR : la fréquence d’utilisation dépasse rarement 10 Hz,

• Servo valve et distributeur à commande proportionnelle :

- servo valves de précision : - DBA Air-Equipement : Qmax < 25 l/min : f = 100 à 300 Hz Qmax < 120 l/min : f = 50 à 150 Hz

- servo valves industrielles : - Rexroth Qmax < 75 l/min : f = 130 à 200 Hz

En pratique, compte tenu de la bande passante élevée des servo valves vis-à-vis des actionneurs, le comportement dynamique n'est pas pris en compte aux basses fréquences et la servovalve est assimilée à un amplificateur idéal en avant-projet.

Ce comportement est dans le cas des asservissements hydrauliques performants très simplificateur.

Remarques:

• Certains servo vérins ont des fréquences propres de l'ordre de 300 à 400 Hz, supérieures à celles d'une servovalve. Le comportement de la servovalve doit alors être pris en compte dans le comportement global de la chaîne de commande hydraulique.

• Les fuites internes des servovalves et distributeurs à commande proportionnelle ont un effet stabilisateur sur la boucle de position interne (au distributeur) : c’est l'application de la technique déstabilisation par fuites permanentes. Par exemple: 1,5 I/min de fuites à P = 250 bar pour une servovalve de débit nominal QN = 150 I/min sous 70 bar, (soit Q = 283 I/min sous 250 bar) représente 5 % du débit.

• Pour éviter la tendance au collage des servovalves, on provoque une oscillation à très haute fréquence (400 Hz environ) autour de la position souhaitée (par adjonction d'une composante alternative à la consigne continue).

Temps de réponse d'un système asservi hydraulique Le temps de réponse à 5 %, tR, d'un système asservi, est le temps au bout duquel la sortie atteint sa valeur finale à ± 5 % près et à partir duquel il ne s'en écarte pas de plus de 5 %.

Généralement, on ne sait pas calculer simplement le temps de réponse d'un système asservi.

Cependant, en assimilant le système asservi hydraulique ou électrohydraulique à un système asservi du premier ordre, ce qui est vrai pour les basses fréquences où la fonction de transfert en boucle fermée peut être alors considérée comme du premier ordre :

• le temps de réponse à 5 % est égal à 3 fois la constante de temps du système. Cette constante de temps du système du premier ordre équivalent, se lit directement sur l'abaque de Black, à partir de la fréquence f45°BF pour laquelle le déphasage en boucle fermée (BF) est de 45°.

On a alors : BF45

Rf..23t

°π=



INCIDENCES SUR LA CONCEPTION DES SERVOACTIONNEURS HYDRAULIQUES.

Les performances d'un actionneur hydraulique (vérin ou moteur) peuvent s'évaluer à partir de sa fréquence propre.

Certains paramètres sont très peu modifiables :

• B, lié au fluide.

• Une partie du Volume ; (le volume S.c pour un vérin ou Ia cylindrée q pour le moteur) est une donnée fonctionnelle de construction.

Deux conclusions s'imposent donc pour maximiser f0 ;

1. il faut réduire au maximum les masses et inerties mobiles, ce qui impose une conception soignée (choix des matériaux, à haute résistance notamment ; dimensions minimisées). Cet objectif est cependant contradictoire en général avec l'obtention d'une bonne rigidité, nécessaire par ailleurs, pour ne pas altérer la précision.

2. Il faut réduire le volume total de fluide soumis à la compression, c'est-à-dire :

• réduire le diamètre des canalisations. Pour assurer le débit, on est alors limité par les vitesses maximales admissibles pour le fluide (Q = V.S avec V =10 à 15 m/s sous 200 à 250 bar).

• réduire la longueur de canalisations inutiles, c’est-à-dire placer la servovalve le plus près possible de l'actionneur. Pour la plupart des servo actionneurs, le servo distributeur est intégré par construction sur l'actionneur (au milieu du corps pour un servovérin).

Pour un moteur, on admet souvent en avant-projet : Vcond =1,25.q, avec q = cylindrée.

Pour un vérin, la course intervient dans la fréquence du vérin. Il est donc indispensable de la réduire au juste nécessaire, en envisageant notamment la possibilité d'utiliser des mécanismes amplificateurs rigides (leviers, manivelles, câbles et poulies, ...).

Remarques.

• les tuyauteries de liaison entre actionneur et servovalve ne transmettent pas instantanément la pression et on admet qu'elles introduisent un retard pur T, d'expression :

B.LT

ρ= avec : L : longueur de ligne)

si on néglige l'influence de la viscosité.

Pour と = 880 Kg/m3 et B = 1400 MPa, on obtient T = 0,8 ms par mètre linéaire.

• se posent enfin des problèmes d'adaptation de canalisations. Des canalisations seront dites adaptées si le rapport hQ/hP est constant. Ceci apparaît par analogie avec le problème d'adaptation d'impédance entre composants électriques, si on se souvient que l'analogie classique électricité - hydraulique fait correspondre pression et courant, et débit et tension (impédance électrique Z= hU/hI; impédance hydraulique : hQ/hP).



Relations débit mini et pression P0. (en S.I.)

Pour la chambre coté fond (l’effet de la chambre coté tige est négligé), la valeur de la pulsation propre non amortie du vérin :.

M

r

V.M

²S.B h10 ==ω avec Vt = V = V0 + V1

La chambre se comporte donc du point de vue dynamique comme un ressort (ou un amortisseur si on prend en compte la viscosité).

La pulsation ω0 caractérise la rapidité de sortie de la tige du vérin.

La fréquence propre est πω

=2

f0

0

Remarque : (voir chapitre 9-1-3 page 5 formule 7)

Nous avons : ( )'t.sin.²S

Q.M

S

FtP 0

1.0

1imax1 ωω+= avec P1maxi = P0 et sin(ω0.t’) = 1, c'est-à-dire

²S

Q.M

S

FtP

1.0

10 ω+=

Cette relation montre que, pour une installation donnée, les paramètres Q et P0 ne sont pas indépendants. Pour éviter le dysfonctionnement du type « POMPAGE »

• Si la pression de tarage est imposée, il faut un débit tel que :

0

11

0

.M

²S).S

FtP(

iminQω

−= donc une vitesse de déplacement en régime établi.

• Si le débit de la pompe Q est imposé, il faut un tarage du limiteur de pression tel que :

²S

.Q.M

S

FtP

1

o

10

ω+<



TAUX DE CHARGE D’UN VÉRIN Cette étude est consacrée à la modélisation et à l'étude des caractéristiques d'un couple : actionneur / pré-actionneur, un vérin hydraulique et son distributeur qui sont représentés ci-dessous en sortie de tige avec une charge résistante.

Données :

• P1,P2 : pressions en bar dans les volumes délimités par les chambres 1 et 2 et les canalisations de liaison du distributeur.

• PP : pression d'alimentation en bar (égale ici à Po).

• PT : pression de retour à la bâche en bar.

• Q1,Q2 : débits hydrauliques en l/min entrant et sortant des chambres correspondantes.

• S1,S2 : sections en cm² respectives des deux chambres du vérin.

Hypothèses générales :

• Régime permanent : V = cste en m/s

• F est la résultante en daN de l'ensemble des actions du milieu extérieur sur le vérin. Cette résultante est axiale.

• Nous négligerons les pertes de charge dans les raccords et les liaisons.

1) Ecrire le principe fondamental de la dynamique appliqué à la tige du vérin. On notera k = S2/S1 (k : coefficient géométrique du vérin).

2) Ecrire les équations liant Q1 et Q2 à V, S1 , k. Exprimer Q2 en fonction de Q1.

3) Pour modéliser un distributeur, on utilise généralement le terme " débit nominal " QN (débit

nominal) pour une " perte de charge nominale " par voie ∆PN/2 ( perte de charge globale pour les

deux voies : ∆PN). Les relations débit-pression dans le distributeur peuvent alors s'écrire:

- pour la voie à l'admission : (A)

N

1N1

P)PPp(2

QQ∆

−=

- pour la voie à l'échappement : (B)

N

T2N2

P)PP(2

QQ∆

−=

En exploitant la réponse à la question 2, en déduire une relation entre P1 et P2.

4) On désire obtenir une relation caractéristique de l'ensemble vérin + distributeur + alimentation, du type V = f (F, paramètres de motorisation). Les " paramètres de la motorisation " étant : S1 et

k pour le vérin, QN et ∆PN pour le distributeur, PP pour l'alimentation. Pour obtenir cette relation caractéristique, déterminer les expressions de P1 et P2 en fonction de V, F, k et PP, puis reporter ces résultats dans l'une des relations données dans la question 3 (relation débit-pression dans le distributeur). 5) Donner l'expression de Fm (effort extérieur maxi) au delà duquel le vérin ne peut plus se comporter en "moteur". De même, donner l'expression de la vitesse Vm (vitesse maxi de déplacement de la tige du vérin) et la valeur de l'effort extérieur F correspondant. Exprimer alors l'équation caractéristique de l'ensemble : vérin + distributeur + alimentation en fonction des seuls paramètres Fm et Vm. 6) Exprimer la puissance développée (puissance transmise à la charge) en régime permanent pour un point de fonctionnement (F,V) donné. Montrer alors qu'il existe un point de fonctionnement optimal pour lequel la puissance développée par la motorisation est maximale.

On définit le taux de charge d'une motorisation hydraulique par τ = F/Fm.

Quel est ici le taux de charge optimal ?



1) Equilibre de la tige du vérin.

Le mouvement de la tige est uniforme. Théorème de la résultante dynamique en projection sur xr

P1S1 - P2S2 – F = 0 (γ ≈ 0)

F = S1 ( P1 – k P2) avec 1

2

S

Sk =

⇒ 21

1 kPS

FP += |

2) Equations liant les débits.

Q1 = 6.V.S1 et Q2 = 6.V.S2 avec 1

2

S

Sk =

⇒ Q2 = k.Q1 ~

3) Relation entre débits et pressions. Caractéristiques de l’écoulement dans le distributeur.

avec P1 = PA et P2 = PB

N

1N1

P)PPp(2

QQ∆

−= et N

2N2

P)PP(2

QQT

∆−=

kPPp

PP

Q

Q

1

2

1

2 T=

−−

=⇒

Avec PT = 0 ⇒ ²k

PPpP

21 −= ¡

4) Relations caractéristiques : P1 et P2.

| ⇒ 21

1 kPS

FP +=

¡ ⇒ ²k

PPpP

21 −=

²k

PPpkP

S

F 22

1−=+

⎪⎭

⎪⎬

⎫⇒ ⇒ ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+=

12

S

FPp

k1

²kP

3 ¢

¢ ⇒¡ ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

+−=

1

11

S

FPp

k1PpP

3⇒ ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +

+=

11

S

FkPp

k1

1P 3

3. £

Relation caractéristique : V = f(F, paramètres de motorisation).

En reportant ces résultats dans la relation débit-pression de la voie d ‘admission par exemple,

N

1N1

P)PPp(2

QQ∆

−= et en remplaçant P1 par l’équation £ avec Q1 = 6.V.S1

⇒ 16.S

Q1V = ⇒

N

1

1

N

〉P)k(1

)F/S(Pp2

6.S

QV

3+−

= ⁄

P1.S1 P2S2

F V

x

V

Q1 Q2

PA PB

A B

P1

P1 P2

V

P T



5) Équation caractéristique : V = f(F, Vm, Fm). Lorsque Pp est limitée à un maximum (par le limiteur de pression protégeant la pompe), la vitesse de déplacement de la tige s’annule lorsque F atteint Fm (tout le débit de la pompe part au limiteur de pression).

C’est à dire pour Fm = Pp.S1 ƒ et avec ⁄ N

1

1

N

〉P)k(1

)F/S(Pp2

6.S

QV

3+−

=

• lorsque Fî Fm ⇒ V î 0

• lorsque Fî 0 ⇒ V îN1

N

〉P)k(1

Pp2

6.S

QVm

3+=

• lorsque 0 < F < Fm ⇒ V > 0 car 0 < P < Pp

le vérin demeure moteur tant que V > 0

PpS

F1

Pp

F/SPp

〉P)k(1

Pp2

6.S

Q

〉P)k(1

)F/S(Pp2

6.S

Q

Vm

V

1.

1

N1

N

N

1

1

N

3

3

−=−

=

+

+−

=

avec ƒ ⇒ Fm

F1VmV −= §

6) Puissance développée et taux de charge.

La puissance est le produit de la charge par la vitesse: ⇒Fm

F1Vm.FV.FW −== avec

F en N, V en m/s et W en Watt.

Cette fonction passe par un maximum pour 0dF

dW=

0

Fm

F12

Fm

1

Vm.FFm

F1Vm

dF

dW=

−

−

+−=

0Fm2

F

Fm

F1

Fm

F1

Vm

Fm

F12

1

Fm

F

Fm

F1Vm

dF

dW=⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −

−

=

⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

−

−−=

soit 0Fm2

F31

Fm

F1

Vm=⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡−

−

c’est à dire Fm3

2F = ¤ ⇒ V.3Vm = “

Le taux de charge optimal est donc : 66,0Fm

Fm3/2==τ



COURBES F-V équations caractéristiques de l'ensemble "vérin + distributeur" avec k = 0,5 et en posant: QN= 1, S1 = 1, Fm = 1

N

1

1

N

〉P)k(1

)F/S(Pp2

6.S

QV

3+−

=

Allure de la courbe de la variation de la puissance en fonction de l’effort F.

La puissance Fm

F1Vm.FW −= avec Fm = 1 et 0 < F < 1 ,

la variation de la puissance est de la forme X1.XY −= avec X = F et Vm

WY =

0 ,0 0

0 ,1 0

0 ,2 0

0 ,3 0

0 ,4 0

0 ,5 0

0 ,0 0 ,1 0 ,2 0 ,3 0 ,4 0 ,5 0 ,6 0 ,7 0 ,8 0 ,9 1 ,0

X

Y

0 ,0 0

0 ,2 0

0 ,4 0

0 ,6 0

0 ,8 0

1 ,0 0

1 ,2 0

0 ,0 0 0 ,1 0 0 ,2 0 0 ,3 0 0 ,4 0 0 ,5 0 0 ,6 0 0 ,7 0 0 ,8 0 0 ,9 0 1 ,0 0

F

V



ÉTUDE DU DÉMARRAGE D’UN VÉRIN EN COMMANDE « TOR » EN RÉGIME TRANSITOIRE ET PERMANENT

Les paramètres d'utilisation caractéristiques de la commande TOR.(Tout-Ou-Rien) : • Cinématique :

Loi du mouvement, déplacement c, vitesse en régime permanent Vp, accélération γ, temps d'accélération TA,...

• Dynamique :

Masse à déplacer M, effort à vaincre F, frottements dans les guidages Ff,...

La loi de mouvement est généralement une loi de vitesse en trapèze.

Les paramètres du circuit caractérisant la commande TOR : • Vérin : section S1 et S2, course c.

• Pompe : débit Q.

• Distributeur : courbes caractéristiques Q-∆P.

• Limiteur de pression : pression de tarage Po.

• Filtres et canalisation : ∆P'.

• Fluide hydraulique : module de compressibilité B, viscosité ν.

Nous allons étudier la modélisation de la phase de démarrage du vérin pour en déduire la fonction principale et les conditions de réglage du limiteur de pression. L'origine des temps est l'instant où le distributeur a commuté dans la position "flèches parallèles". On peut distinguer quatre phases distinctes. A) Une première phase de mise en pression du circuit, sans déplacement. B) Une phase intermédiaire caractérisée par un débit de déplacement associé à une montée en pression. C) Une phase de mise en vitesse, à pression constante, limiteur de pression ouvert. D) Une dernière phase, le régime permanent, à vitesse constante. Paramétrage : à l'instant t, on note : • Q : débit instantané de la pompe (fluctuations négligées) • P : pression instantané en sortie de pompe • Q1 : débit entrant dans la chambre coté fond du vérin • Q2 : débit sortant dans la chambre coté tige du vérin • P1 et P2 : pressions dans les chambres du vérin • v1 et v2 : volumes des chambres du vérin • S1 et S2 : surfaces des chambres du vérin, k = S2/S1 • rv : vitesse instantanée de la tige •

rF : effort résistant ( porté par Ox), supposé constant

• ΣFf : résultante des actions de frottements, supposé constante • Ft : résultante F + ΣFf

Application Numérique : • Vérin ∅ D = 160 mm • Charge : M = 20.000 Kg • Effort : Ft = 20.000 daN • Pompe : Q = 252 l/min • Fluide : B = 15.000 bar • Limiteur : Po = 150 bar • Volume d'huile résiduelle dans la canalisation (distributeur ⇒ vérin) et coté fond du vérin : vo = 0.5 l

t

x

c

t

V

Vp

TAT

g



Comportement en régime transitoire :

Passage supposé instantané de la position centrale du distributeur à la position flèches parallèles (temps de réponse : de 10 à 30 ms).

Le comportement de l’ensemble vérin-distributeur, (si on néglige les pertes de charge) est régi par :

• Équation de débit entrant dans la chambre (1) :

dtdP

Bv

dtdx

SQ .11 += | avec v = v0 + v1

• Théorème de la résultante dynamique appliqué à la tige et à la charge :

²dtx²d

mFtSPSP .2.21.1 =−− ~

A DCB

Mise en pression. Pas de

déplacement.

Début dedéplacement.

Montée enpression.

Mise en vitesse.Pression constante.

Limiteur ouvert.

Régime permanent.Vitesse constante.

temps

Po

cas 1

cas 2

Pression

Déplacement x

Vitesse V = dx/dt

cas 1

cas 1

to t 1 t 3

t2' t 3'

t2

P = P 1 = Ft/S 1

P = Popression de

tarrage du limiteur

P p compression du fluide

0 < P < Pp

pas de déplacement

compression du fluide >déplacement de la tige

>détente du fluide > chutede pression > arret >

compression du fluide >..

t2' - t 2 = négligeabletemps d'ouverture dulimiteur de pression

t 3' - t 3 = négligeabletemps de fermeture du

limiteur de pression

déplacementfonction de t

x = V 1.t

vitesseconstanteV 1 = Q/S 1

accélérationconstante

fonction de Povitesse nulle

t 0' - t 0 = négligeable temps d'ouverture

du distributeur

t 0'

cas 2

Cas 2



A) Une première phase de mise en pression du circuit, sans déplacement :

~ ö ²dtx²d

mFtSPSP 2.21.1 =−− avec P2 = 0 et 0²dtx²d=

reste 0FtSP 1.1 =−

pas de déplacement tant que P1S1 < Ft

| ö dtdP

Bv

dtdx

SQ 11 += avec 0dtdx

=

reste dtdP

Bv

Q1 = ö tetanconsv

BQdtdP .1

==

au démarrage v = vo : volume d’huile entre la pompe et le fond du vérin,

Q1 = Q donc tetanconsvBQ

dtdP .

== ö t.vo

B.QP =

Cette expression met en évidence la loi de variation de la pression coté fond. La pression P croît linéairement jusqu’à atteindre l’un des 2 seuils :

• Po : seuil d’ouverture du limiteur de pression,

• Pp : seuil de début de déplacement avec 1S

FtPp =

Durée t1 de cette phase :

B.Q.Svo.Ft

B.Qvo.Pp

t1

1 == barslcm

ldaNs

./.²

.=

A.N. :

15000.2,4.2015,0.20000

t1 =

t1 = 7.9 10-4 s = 0,79 ms

avec :

S1 = 201 cm² et Q = 252 l/min = 4,2 l/s

Pp = 20000 / 201 = 99,5 bar

Remarque :

En tenant compte du temps réel d’ouverture d’un distributeur (10 à 30 ms), les montées en pression et en débit sont concomitantes.



B) Une phase intermédiaire caractérisée par un débit de déplacement associé à une montée en pression : Phase de début de déplacement : l’effort moteur > l’effort résistant.

Pp < P < Po

0

dtdx

>

| ö dtdP

Bv

dtdx

SQ 11 += avec v = vo + S1.x ö ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ++=

dtdP

Bvo

dtdp

Bx.S

dtdx

SQ1

11

Le déplacement réel associé à cette phase étant très faible, on admet que v ≅ vo

donc 0dtdp

Bx.S1

≅ soit dtdP

Bvo

dtdx

SQ 11 += ¡

~ ö ²dtx²d

mFtSPSP 2.21.1 =−− avec P2 = 0 ; dtdx

V = et Q1 = Q

FtS.PdtdV

m 1. −=

en dérivant par rapport au temps : 1. S.dtdP

²dtV²d

m = donc ²dtV²d

.Sm

dtdP

1=

¡ ö ²dtV²d

Sm

Bvo

VSQ1

.1 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+= en divisant par ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

1Sm

Bvo

ö m.voS.B.Q

V.vo

²SmB

²dtV²d 11

=+ ¢

C’est une équation différentielle de la forme bV.a²dtV²d

=+ dont la solution générale est :

( )ϕ+λ+= t.acos.ab

V

avec 01

vo.m²S.B

a ω== (pulsation propre non amortie du vérin) et t’ = t –t1

ö ( )ϕ+ωλ+= 't.cos.SQ

V 01

La résolution du système permet d’obtenir une première relation entre les constantes λ et ϕ en écrivant : V = 0 pour t’ = 0

ö 0cos.SQ

1=ϕλ+

• avec ( )ϕ+ωλω−= 't.sin.dtdV

0.0 et l’équation ~ FtS.PdtdV

m 1. −= donne :

ö - m.ω0.λ.sin(ω0.t’+ ϕ) = P1.S1 – Ft Les conditions aux limites : • P1 = Pp à t’ = 0 ö- m.ω0.λ.sinϕ = Pp.S1 – Ft = 0 car Pp = Ft/S1 ö ϕ = 0

• V = 0 à t’ = 0 ö 0cos.SQ

1=ϕλ+ avec ϕ = 0 ö 0

SQ

1=λ+ ö λ = -Q/S1

La solution est donc ( )'t.cos1.

SQ

V 01

ω−= £ ( )'t.sin.

SQ

dtdV

01

.0 ωω+= ⁄



Equations de comportement :

• Pression :

~ ö FtS.PdtdV

m 1. −=

⁄ ö

( )⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛

−=1

.10SFt

PS't.0sin1S

Q.m ωω

( )'t.sin.²S

Q.m

SFt

P 01

.01

1 ωω+= ƒ

• Déplacement :

£ö ( )'t.cos1SQ

dtdx

V 01

ω−==

cste'tsin1

'tSQ

x 001

+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ω

ω−=

pour x = 0, t’ = 0 ö cste = 0

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ω

ω−= 'tsin

1't

SQ

x 001

§

• Vitesse :

£ ö

( )'t.cos1SQ

V 01

ω−=

Remarque :

Deux cas sont à considérer :

• soit la pression P1maxi = P0, le limiteur de pression s’ouvre ce qui correspond au fonctionnement normal,

• soit la pression P1maxi < P0, avec .²S

Q.mPpP

1.0imax1 ω+= , le déplacement devient

oscillatoire, phénomène appelé « POMPAGE ». Ceci provient d’une mauvaise adaptation du débit de la pompe qui reste insuffisant compte tenu de la valeur de la pression de tarage P0.

Valeur de la pulsation propre non amortie du vérin :

Pour la chambre coté fond (l’effet de la chambre coté tige est négligé).

mr

V.m²S.B h1

0 ==ω avec Vt = V = V0 + V1

La chambre se comporte donc du point de vue dynamique comme un ressort (ou un amortisseur si on prend en compte la viscosité).

La pulsation ω0 caractérise la rapidité de sortie de la tige du vérin.

La fréquence propre est πω

=2

f0

0

A.N. :3

45

0

10.5,0.20000

)²10.201.(10.15000−

−

=ω avec ωmaxi pour v = v0 ö ω0 = 246 rad/sö f0 = 39 Hz

Déplacement x

t'

Pression

Po

Pp

t'

Vitesse

V = Q/S

cas 2 cas 1

P 1maxi

t'



Fonctionnement normal : cas P1maxi > P0

• La durée de la phase B correspond au cas ou P1 = P0.

ƒ ö ( )'t.sin.²S

Q.m

SFt

P 01

.01

0 ωω+= ö .Q.0.m

²S.SFt

PsinArc.

1't

11

0

.0 ωω

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

=

ö ( ).

10.2,4.246.20000)²10.201(10.5,99150

sinArc.246

1't

3

45

.−

−−=

ö t’ = 4.10-4 s = 0,4 ms donc t2 = 1,2 ms

• Déplacement.

§ ö ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ω

ω−= 'tsin

1't

SQ

x 001

ö ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −= −−

−

−

'104.246sin246

110.4

10.20110.2,4

x 444

3

ö x = 1,35.10-7 m = 0,13 µm • Vitesse au temps t’ :

£ ö ( )'t.cos1SQ

V 01

ω−+= ö ( ))410.246cos(110.20110.2,4

V 44

3−

−

−

−+=

ö V = 1.10-3 m/s = 1 mm/s • Verification :

A.N. ƒ ö ( )'t.sin.²S

Q.mPpP 0

1.0imax1 ωω+= ö

: ( ) ( ) 1't.sinavec't.sin.)²10.201(

246.10.2,4.2000010.5,99P 00

4

3

.5

imax1 =ωω+=−

−

P1maxi = 99,5 .105 + 511,5 .105 = 611 .105 Pa ö P1maxi = 611 bar donc bien supérieur à 150 bar, ö pas de « POMPAGE »

Remarque :

• Si le débit de la pompe Q est imposé : pour éviter le dysfonctionnement du type « POMPAGE », il faut un tarage du limiteur de pression correct.

• Si la pression de tarage est imposée, il faut un débit tel que :

ƒ ö ( )'t.sin.²S

Q.m

SFt

P 01

.01

imax1 ωω+= avec P1maxi = P0 et sin(ω0.t’) = 1, c'est-à-dire

0

11

0

.m

²S).SFt

P(iminQ

ω

−= donc une vitesse de déplacement en régime établi.

Cette relation montre que, pour une installation donnée, les paramètres Q et P0 ne sont pas indépendants. Une autre démarche peut aussi constituer à déterminer la pression de tarage P0, le débit Q de la pompe étant connu à priori. On utilise alors l’inéquation :

²S.Q.m

SFt

P1

o

10

ω+<

A.N. : s/m10.48,4246.20000

)²10.201(.10).5,95150(Q 34

45

imin−

−

=−

= ö Qmini = 26,8 l/min

En conséquence, pour cette application, avec Po = 150 bar, il faut que le débit mini soit de 26,8 l/min.



C) Une phase de mise en vitesse, à pression constante, limiteur ouvert : Le limiteur de pression s’ouvre et évacue vers le réservoir la fraction du débit non utilisée pour le déplacement de la tige du piston du vérin à l’instant t. Déplacement à accélération constante tant que le débit de la pompe n’est pas complétement utilisé pour le déplacement, c’est à dire tant que la vitesse n’est pas égale à la vitesse maxi en régime permanent VP:

1P

SQ

Vdtdx

=≤

A.N. : 201.6

252VP = , VP = 0,209 m/s

Les équations de comportement donnent :

|

dtdP

Bv

dtdx

SQ .11 += dtdx

.SQ 11 = sans variation de pression

~

²dtx²d

mFtSPSP .2.21.1 =−− csteFtS.P²dtx²d

m 10. =−= avec P0 = P1 et P2 = 0

Le mouvement est un mouvement uniformément accéléré.

Origine temporelle : t’’ = t – t2

• Accélération :

mFtS.P

²dtx²d 10

.−

==γ A.N. : 20000

20000010.201.10.150 45 −=γ

−

, γ = 5 m/s²

• Vitesse :

0Vtdtdx

V +γ== ''.

• Déplacement :

00 x''t.V'²'t.21

x ++γ= avec V0 ≈ 0 et x0 = 0 A.N. : m004,0²041,0.521

x == , x = 4,2 mm

• Durée :

γ−

=0P VV

''t A.N. : s041,05

001,0209,0''t =

−= , t’’ = 41 ms

donc t3 = 1,2 + 41 = 42,2 ms t3 = 42,2 ms

Po

Q - Q1

Q1

Q

0.00 Watts

0.00 RPM

1 l/min



D) Une dernière phase, le régime permanent, à vitesse constante :

La vitesse VP est atteint, tout le débit est exploité pour le déplacement, ce qui se traduit par une pression PP, donc la fermeture du limiteur de pression après un court régime transitoire fonction du temps de fermeture du limiteur de pression (action du ressort).

Le comportement est défini par :

|

dtdP

Bv

dtdx

SQ .11 += 1

1P

SQ

Vdtdx

==

~

²dtx²d

mFtSPSP .2.21.1 =−− 1

P1SFt

PP ==

CONCLUSIONS

PPo

Pp

t

t

VQS1

150 bar

99,5 bar

0,8 1,2 42,2 ms

0,209 m/s

A B C D

Vp

• On peux négliger les phases A et B.

• La pression de tarage du limiteur de pression permet de régler l’accélération du régime transitoire.

• Le débit de la pompe permet de régler la vitesse nominale (régime nominal).



MOTEURS HYDRAULIQUES. Le but de ce chapitre, n’est pas l’étude technologique et mécanique des moteurs, mais plutôt un inventaire des différents types de moteurs existant et utilisées principalement dans des installations hydrauliques industrielles.

Un moteur est un actionneur qui transforme de l’énergie hydraulique en énergie mécanique de rotation. Cette réversibilité de cette transformation permet d’utiliser sous certaines conditions la technologie des pompes pour réaliser des moteurs. Rappels :

• Vitesse de rotation délivrée par un moteur. Pour calculer la vitesse N.

N = (103 Q / q) * ηvol


• Q = débit à l’alimentation en l / min.



• Couple mécanique délivré par un moteur.

Pour déterminer le couple mécanique C délivré par un moteur avec une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement.

C = (q * ∆P / 200 π) * ηhm





• Puissance mécanique délivrée par un moteur.

Pour déterminer la puissance mécanique W délivrée par un moteur sous une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement.

W = (∆P * Q / 600) *

ηtot







Relation du couple mécanique délivré par un moteur hydraulique.

Données :

• q = cylindrée / tour et qr = cylindrée / radiant, avec

π=

2

qqr .

• C = couple résistant du à la charge.

• PA et PB = pression en A et B

• J = moment d’inertie de la charge.

• N = vitesse de rotation en tour / min, avec 1 tour = 2π,

• ω = vitesse angulaire en radian / s, avec 30

N.π=ω

• ω& = accélération angulaire en radian / s².

q

C N

J

A B

Equilibre de l’arbre mécanique du moteur en Système International.

(PA – PB) * qr – C = J * ω&

avec :

• (PA et PB) en Pa avec Pa = N / m²

• qr en m3 / rad

• C en m.N

• J en Kg.m²

• ω& en rad / s² rad : un radian n’a pas d’unité

⇒ ( N / m²) * m3 / rad - m.N = Kg.m² * rad / s²

⇒ m.N - m.N = (N * s² /m) * m² * 1 / s²

⇒ m.N - m.N = m.N En unités usuelles:

(∆P / 200 π) * q - C = J * ω& / 10

avec :

• (PA et PB) en bar

• q en cm3 / tour

• C en m.daN

• J en Kg.m²

• ω& en rad / s² rad : un radian n’a pas d’unité



Réglage de vitesse des moteurs hydrauliques. La vitesse de rotation d'un moteur hydraulique dépend du débit utilisé. Le réglage de ce débit peut être obtenu :

• par une pompe à cylindrée variable si le moteur hydraulique est le seul appareil alimenté par la pompe. L'avantage de cette solution est l'absence de laminage au travers du limiteur de pression ou d'un limiteur de débit,

• par un limiteur de débit ou un régulateur de débit. Le réglage peut se faire de trois manières.

Sur l'entrée. L'excédent de débit est retourné au bac à la pression du limiteur de pression. Ce montage ne peut pas être utilisé seul, si le couple résistant peut devenir moteur à un instant quelconque. De même, pour obtenir une rotation régulière, surtout si la vitesse de rotation est assez faible et le moteur peu chargé, on peut être amené à le charger artificiellement par une soupape d'équilibrage.

En sortie. L'excédent de débit est retourné au bac, à la pression du limiteur de pression. Ce montage reste valable si le couple résistant devient moteur.

Par soustraction de débit. L'excédent de débit est retourné au bac par le limiteur de débit à la pression de travail. Ce système produit donc moins de calories que les précédents mais comme en réglage sur l'entrée, il ne peut pas être utilisé si le couple résistant devient moteur.

Remarque: Ces trois systèmes de réglage de débit sont décrits séparément comme s'ils étaient les seuls appareils du circuit. En fait, le choix devra se faire en tenant compte des autres éléments du circuit et en particulier des limitations de couple moteur et résistant ainsi que de l'équilibrage de charge. Ainsi sur le circuit de la figure le réglage de vitesse dans chaque sens se fait sur l'entrée, la retenue de charge étant assurée par les soupapes d'équilibrage.



Synchronisme de la vitesse de rotation des axes des moteurs hydrauliques.

De même que pour les vérins, le synchronisme des vitesses de deux ou plusieurs moteurs de même cylindrée n’est pas possible sans bridage mécanique des axes des moteurs hydrauliques ou par des système hydrauliques permettant de diviser le débit arrivant à chaque moteur.

Exemple de montages :

• en parallèle.

Utilisation de limiteurs de débit ou mieux de régulateur de débit faisant office de diviseur de débit.

• en série.

Si les moteurs ont la même cylindrée, mais le synchronisme n’est pas parfais, les rendements volumétriques ne sont pas égaux, et de plus, fonction de la pression.



MOTEUR HYDRAULIQUE



COURBES CARACTÉRISTIQUES : MOTEUR ET POMPE HYDRAULIQUE.

Pour fonctionner, un moteur hydraulique doit être associé à une pompe qui lui fournit un débit. Les cylindrées de la pompe et du moteur pouvant être constantes ou variables. Il existe donc quatre possibilités d’association.

• Cas 1 : pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée constante

• Cas 2 : pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée variable

• Cas 3 : pompe à cylindrée variable et moteur à cylindrée constante

• Cas 4 : pompe à cylindrée variable et moteur à cylindrée variable Pour chacune de ces possibilités, nous étudierons les courbes représentatives du couple moteur et de la puissance motrice en fonction de la vitesse de rotation du moteur à partie de la courbe pression – débit fournie par la pompe. Nous négligerons les variations dues aux différents rendements ainsi qu’aux fluctuations de débit de la pompe et du couple du moteur. Pompe à cylindrée constante.

Diagramme : pression – débit :

• A : moteur à l’arrêt, débit évacué par le limiteur de débit qui protège la pompe.

• AB : débit à travers le limiteur diminue et le débit utilisable augmente.

• B : fermeture du limiteur de débit.

• BC : débit utilisable, les fuites diminuent en même temps que la pression.

D’autre part, nous savons qu’un circuit est défini par la courbe de charge à vide Cv et la courbe de charge totale Ct.

Le point de fonctionnement s’établit en un point M, tel que la puissance fournie par le circuit est égale à la puissance exigée par le récepteur.

Le segment NM représente la variation de pression ∆P aux bornes du moteur hydraulique qui

permet de développer un couple C = q. ∆P.

1

2

3

4

Po P

Q

A

B C

Cv Ct

M

P

N



Pompe à cylindrée variable. • Pompe à régulation à pression constante.

Se ramène au cas de la pompe à cylindrée constante si l’on considère que l’augmentation de débit utilisable se fait par augmentation de la cylindrée de la pompe et non plus de la réduction de la fuite fonctionnelle du limiteur de débit. Le fonctionnement du moteur se ramène au cas précédent. Néanmoins, l’utilisation d’une pompe à cylindrée variable à régulation de pression est plus intéressante du point de vue énergétique qu’une pompe à cylindrée constante car elle supprime les pertes d’énergie par laminage du fluide à travers le limiteur de pression.

• Pompe à régulation à puissance constante.

Diagramme : pression – débit :

• AB : fonctionnement à cylindrée minimale.

• BC : fonctionnement à puissance constante, le débit croissant par augmentation de la cylindrée.

• CD : accroissement du débit dû à la diminution des fuites.

Les courbes de charge à vide Cv et de charge totale Ct sont les mêmes. On définit de la même façon un point de

fonctionnement M.

Moteur à cylindrée constante. Le débit utilisable communique au moteur une vitesse N tel que : Q = q.ω avec ω = π.N / 30. En décrivant la courbe de débit utilisable donnée par la pompe à cylindrée constante. Le fonctionnement comporte 2 phases. Courbe de la variation de la vitesse N en fonction du couple moteur C.

En remarquant que C = q.∆P et que N = f(Q,q) on en déduit que cette courbe à la même allure que la courbe Q = f(P). Courbe de la variation de la puissance W en fonction de la vitesse N.

W = C. .ω avec ω = π.N / 30 De A’’ à B’’ : C varie peu d’où W est sensiblement proportionnelle à N. De B’’ à C’’ : N varie peu, W varie pratiquement comme C.

P

Q

A

B

D C

M

C

N

A’’’

B’’’ C’’’ M’’’

W

NA’’

B’’

C’’

M’’



Moteur à cylindrée variable.

Dans ce cas on démarre le moteur à sa cylindrée maximale pour avoir une vitesse minimale et un couple maxi. Le fonctionnement comporte 3 phases contrairement au précédent qui n’en compte 2. La troisième phase correspond à la variation de la cylindrée de B’ à B’1. En B, on réduit la cylindrée du moteur pour augmenter N. Q et P restent constants pendant que N augmente d’ou W= Q . P = cste.

Or W = C . ω et ω = π.N / 30, d’ou C varie en raison inverse de N, on en déduit que B’’B’’1 des courbes : W = f(N) et C = g(N).

C

N

A’’’

B’’’1

B’’’

M

W

NA’’

B’’

C’’

M’’ B’’1



Cas 1.

On peut regrouper sur un même graphique toutes ces courbes. Cas 2.

On peut regrouper sur un même graphique toutes ces courbes. Par contre, le montage pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée variable permet d’obtenir des plages de variation de couple et de vitesse plus importantes. Permet de disposer d’un couple de démarrage plus important pour un couple de travail donné et une gamme de vitesse plus étendue.

1

2



Cas 3.

On peut regrouper sur un même graphique toutes ces courbes.

La portion B’’’C’’’ de la courbe C = g(ω) est une hyperbole puisqu’elle correspond à

une variation de C et ω à puissance

W = C. ω. Cas 4.

On peut regrouper sur un même graphique toutes ces courbes. Mêmes conditions de démarrage du moteur que dans le cas du moteur à cylindrée variable. Le fonctionnement comporte 4 phases. AB et BC sont identiques à celle du moteur à cylindrée constante. En C on réduit la cylindrée du moteur pour augmenter sa vitesse, d’ou une portion d’hyperbole C’’’C’’’1, correspondant à cette augmentation de vitesse. CD est identique à celle déjà étudiée. Permet de disposer d’un couple important au démarrage et d’une large plage de vitesse.

3

4



Fréquence propre d’un moteur hydraulique : f0.

Soit un moteur hydraulique, maintenu dans une

position angulaire θ sous l’action d’un couple C. Hyp :

• On néglige les fuites dans le distributeur et dans le moteur, ainsi que les frottements.

• La masse en mouvement crée un moment d’inertie total J ramené sur l’arbre du moteur.

Données : en S.I.

• Le fluide a pour caractéristiques :


• Cylindrée : q,

• Volumes en 1 et 2 : V,


On défini V comme la demie cylindrée théorique du moteur hydraulique augmentée du volume d’huile contenu dans la tuyauterie d’alimentation Nous avons un couple C appliqué à l’arbre moteur, une augmentation du couple va entraîner une diminution du volume de l’huile contenue en amont du moteur jusqu’au distributeur à commande proportionnelle et donc une augmentation de pression, et en aval, une augmentation du volume et donc une diminution de pression.

B

P.V

2

q.V

∆=

πθ

=∆

L’équilibre de l’arbre du moteur nous donne : 0C2

q).PP(

2

q).PP( =−

π∆−−

π∆+

→π

θπ

=∆π

=π∆

=π

∆=

2

q..

V.

q.BV.

V.

q.B

V.

q.V.B

2

q.P2C → θ

π= .

V².2

²q.BC

La raideur hydraulique nous donne : V².2

²q.BCrh

π=

θ−= (θ est négatif).

En suivant le même raisonnement que pour les vérins hydrauliques, on définit comme fréquence propre des moteurs hydrauliques pour des oscillations angulaires.

J

r.

.2

1f

h0

π= →

².V.J2

²q.B.

.2

1f0

ππ= avec : rh en Nm/rad et J en Kg.m².

)2V².J.(q

²q.B.

.2

1f

cond0

+ππ=

• q : cylindrée du moteur hydraulique,

• Vcond : volume huile dans une conduite, distributeur – moteur,

• Vt : volume d’huile sous pression = 2V = q + 2Vcond,

• J : moment d’inertie total ramené à l’arbre du moteur hydraulique.

En prenant la cylindrée du moteur hydraulique en radiant : π

=2

qqrad

radcond

0 q.)2VJ.(q

B.4.

.2

1f

+π= → rad

cond0 q.

)2VJ.(q

B.

1f

+π=

dans le cas de moteur compact : Vcond ≈ 0, La fréquence propre du moteur est la même quelle que soit sa position angulaire. On peut noter l’analogie avec la fréquence propre d’un vérin double tige en position médiane.

Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevée que possible.

C

1 2

V V



RÉALISATION DE FONCTIONS HYDRAULIQUES COURANTES. Un certain nombre de phénomènes se rencontrent très fréquemment dans le fonctionnement des mécanismes actionnés par l'hydraulique : l'accélération due à la gravité, la surpression, la décompression, etc. Il y a lieu à chaque fois de combattre les effets de ces phénomènes afin d'éviter une fatigue excessive des organes composant le circuit et un fonctionnement défectueux des parties mécaniques qui lui sont liées. Nous vous proposons ci-après quelques circuits susceptibles de résoudre ce genre de problèmes. Il est évident que suivant les caractéristiques particulières de l'installation projetée, ses cadences de fonctionnement, la nature du produit traité, etc.., la solution hydraulique sera particulière. Ces schémas n'ont donc pour seule prétention que de présenter une solution valable parmi d'autres possibles.

1 - Dispositif d'équilibrage et de verrouillage. Le verrouillage positif d'un récepteur dans une position donnée peut être obtenu de deux façons. Si le récepteur est en fin de course, il prendra appui contre une butée mécanique et la pompe continuera à débiter en pression pendant tout le temps de l'immobilisation. Ce procédé quoique très valable présente certains inconvénients dans les cycles où le temps d'immobilisation est long :

• échauffement intempestif de l'huile qui lamine à travers la soupape de sûreté,

• fatigue des appareils, en particulier de la pompe. Le deuxième procédé consiste à utiliser des clapets simples ou pilotes, seuls appareils n'admettant aucune fuite. On peut de cette façon immobiliser le récepteur en un quelconque point de sa course et décharger librement au réservoir le débit de la pompe pendant l'immobilisation.

1.1 – Fonctionnement.

1A

0V1

1V4

1V1

1V1-B1V1-A

0P1

1V5

1V3

0V2

Z3

dr

1

2

3

0Z1

Au repos, aucun solénoïde n'est excité. La pompe débite librement au réservoir à travers l’électro-distributeur (1V1)

Phase 1 – Montée : L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la montée du vérin (1A) par envoi du débit de la pompe à travers le distributeur (1V1) le clapet anti-retour piloté (1V3) et le clapet anti-retour incorporé dans la soupape d'équilibrage (1V4). L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1).

Phase 2 – Immobilisation : Le solénoïde (1V1-A) est mis hors tension, la pompe débite librement au réservoir à travers (1V1). Le vérin reste à sa position, l'huile ne pouvant s'échapper du circuit, du fait de la présence des clapets (1V5) et (1V3).

Phase 3 – Descente : L'excitation du solénoïde (1V1-B) provoque la descente du vérin par envoi du débit de la pompe dans son compartiment annulaire à travers (1V1). L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape d'équilibrage (1V4) ouverte par pilotage interne, le clapet anti-retour (1V3) ouvert par pression pilote prise sur la ligne de pression et le distributeur (1V1).



1.2 – Calculs. Supposons que l'équipement mobile exerce une poussée sur l'huile expulsée correspondant à une pression de 30 bars: La soupape d'équilibrage (1V4) sera tarée à 40 bars. Une pression de 14 bar minimum dans la ligne d'alimentation sera donc nécessaire pour vaincre le tarage de la soupape d'équilibrage. (Np = 0,7) Si l'équipement mobile tend à descendre à une vitesse supérieure à celle prévue du fait de l'accélération qu'il acquiert, le débit d'alimentation du compartiment en extension devient alors insuffisant et une chute de pression se produit dans la ligne d'alimentation. La pression de pilotage du clapet (1V3) étant par conséquent réduite, celle-ci se referme et ralentit la descente du vérin. Ce dispositif permet d'obtenir une vitesse constante de descente. La pression résiduelle en sortie de la soupape d’équilibrage (1V4) étant théoriquement nulle, la pression de 14 bar régnant dans la ligne d'alimentation est très suffisante pour piloter ouvert le clapet anti-retour (1V3) et permettre le retour de l'huile au réservoir à travers le distributeur (1V1). Les clapets anti-retour réclament en générale une pression de pilotage d'au moins 40 % de la pression effective à l'entrée du clapet. Si cet appareil avait été installé directement à la sortie du vérin, d'où l'huile sort sous une pression variant entre 30 et 40 bar, la pression de pilotage nécessaire du clapet eût varié entre 12 et 16 bar. La pression régnant dans la ligne d'alimentation s'établissant aux alentours de 14 bar, il n'aurait pas été possible d'ouvrir le clapet. 1.3 - Panne de solénoïde. En cas de panne de solénoïde pendant le mouvement, l’électro-distributeur revient à sa position centrale et permet le retour libre au réservoir du débit de la pompe. Le clapet anti-retour piloté verrouille le vérin dans la position qu'il occupait au moment de la panne. Le clapet anti-retour (1V5) a pour fonction de permettre une aspiration d'huile dans le réservoir lorsqu’une panne de solénoïde se produit pendant la montée. En effet, le vérin de par son inertie, ne s'arrête pas exactement à l'instant où se produit la panne. Le compartiment en dilatation ne recevant plus d'huile pendant ce court instant, il se produit une cavitation et le vérin retombe des quelques millimètres de sa course excédentaire. L'huile ne peut être aspirée du réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1), le clapet (1V3) et la soupape (1V4), du fait de la présence des deux clapets et de leur tarage respectif. C'est pourquoi une ligne secondaire nantie d'un clapet à faible tarage a été prévue.



2 - Accélération - décélération. Chaque fois qu’une masse mobile se déplace à une vitesse relativement importante, il est nécessaire de contrôler son accélération et plus particulièrement sa décélération. En effet, une accélération trop brusque sera la cause de perturbations diverses telles que : chocs, mauvais fonctionnement des parties glissantes ou roulantes, risques de cavitation, chutes des personnes transportées sur l'élément mobile, etc. La masse mobile ayant atteint sa vitesse maximale, son inertie est telle qu'un arrêt brusque en pleine vitesse :

a) sur butée fixe provoquera un choc violent endommageant les parties mécaniques b) par inversion du distributeur hydraulique, provoquera un choc ainsi que des vibrations importantes et dangereuses pour les organes et canalisations hydrauliques.

A ces perturbations, viennent s'ajouter celles mentionnées au sujet de l'accélération. Il est donc nécessaire de concevoir le circuit de façon que l'accélération et la décélération du mobile puissent être facilement contrôlées et réglées. Il est bon d'autre part, d'éviter qu’une panne de solénoïde sur le distributeur, par exemple, n'entraîne l'arrêt brusque du mobile en pleine vitesse, ce qui reviendrait aux conditions de freinage brusque citées plus haut. 2.1 – Fonctionnement. L'installation est représentée au repos.

1V3-B1V3-A

1V3

0P1

0Z1

0V3

0Z3 0V1

1V5

0V2-A

0V2

1V4

1A

dr

1V 1 1V2

dr

A B

P T

C2

C1

P'

P''

1

2

Le moteur électrique est en marche. Tous les solénoïdes sont hors tension. La pompe débite librement au réservoir à travers le limiteur de pression (0V1), pilotée ouverte par le distributeur (0V2).



Phase 1 - Avance L'excitation du solénoïde de (0V2-A) provoque la fermeture du limiteur de pression (0V0). L'excitation du solénoïde (1V3-A) provoque l'avance de la table par envoi du débit de la pompe dans le compartiment (C1) du vérin (1A). Au début du mouvement l'huile bloquée dans la soupape de freinage (1V5) passe fortement étranglée à travers le robinet (1V4), l'électro-distributeur (1V3) et le clapet anti-retour de la soupape d'équilibrage (1V2).

Accélération Au fur et à mesure que la table avance, la came libère la soupape de freinage (1V5) qui s'ouvre progressivement laissant passer un débit de plus en plus important. Le mouvement s'accélère jusqu'à ce qu'il atteigne la vitesse correspondant au débit maximum de la pompe. Pendant les périodes d'accélération et d'avance à vitesse constante, la pression régnant dans le circuit permet par la ligne de pilotage aboutissant en (P') de la soupape (1V1) de maintenir cette dernière totalement ouverte, afin que l'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers la soupape (1V1) et le distributeur (1V3).

Décélération Lorsque la deuxième came entre en contact avec la soupape de freinage (1V5), celle-ci se referme progressivement, réduisant le débit d'alimentation du vérin. Du fait de l’inertie acquise, celui-ci tend à poursuivre sa course à une vitesse supérieure à celle que peut fournir le débit étranglé, à un instant donné. L'amorce d'une cavitation se produit, ce qui entraîne une chute de pression dans le circuit d'alimentation. La pression pilote maintenant ouverte la soupape d'équilibrage (1V1) n'est pas suffisante pour cette fonction et la soupape tend à se refermer. Elle ne restera ouverte ou partiellement ouverte que par la pression pilote interne (aboutissant en P’’ de 1V1) issue de la ligne de retour du vérin. L'huile expulsée est ainsi freinée progressivement jusqu'à l'arrêt du mobile.

Phase 2 – Retour. Le circuit étant conçu en symétrie, le retour s'effectue dans les mêmes conditions que l'aller, le solénoïde (1V3-A) étant mis hors circuit et le solénoïde (1V3-B) excité. C'est la soupape d'équilibrage (1V2) qui permettra d'obtenir le freinage désiré.

2.2 – Remarques.

Le robinet (1V4) a été prévu pour permettre l’amorçage du mouvement lorsque la soupape de freinage (1V5) est totalement fermée. Le pilotage extérieur (P') permet de maintenir la soupape d'équilibrage totalement ouverte durant les deux premières phases du mouvement, ce qui évite à l’huile expulsée de laminer à travers la soupape. Cette ligne de pilotage auxiliaire ne réclamant que 1/8 de la pression nécessaire dans la ligne de pilotage interne (de P’’), les fluctuations de pression pouvant se produire durant le mouvement, ne pourront influencer l’ouverture de la soupape.

2. 3 - Panne de solénoïde.

En cours de mouvement, un solénoïde ne fonctionnant plus, l'électrovalve revient dans sa position centrale. Si la pression dans la ligne de retour est suffisante, l’huile continuera à s'échapper par la soupape d'équilibrage. Le vérin continuant son avance, son compartiment en extension aspirera l'huile expulsée au point de jonction des deux lignes à l'intérieur de l'électro-distributeur (1V3). Le vérin ne recevant plus de poussée (la pression étant bloquée en p), celui-ci s'arrêtera très rapidement sans à-coup. Si le solénoïde de l'électro-distributeur (0V1) ne fonctionne plus, celle-ci revient à sa position de repos et pilote à nouveau l'ouverture de la soupape de sûreté. Le débit de la pompe retourne alors librement au réservoir.



3 - Séquences hydrauliques. Certains utilisateurs préfèrent, pour des raisons de commodités d'installations et d'économie, employer des équipements hydrauliques dont l’asservissement électrique est inexistant ou réduit au strict minimum. Cette conception présente certains avantages dont les principaux sont :

• économie de câblage électrique, d'installation de contacteurs de séquences et de sécurité, boutons, et donc armoire électrique simplifiée,

• risque de panne d'appareillages électriques divers (entre autres solénoïdes) éliminé,

• économie d'achat de certains appareils hydrauliques. Par contre, de telles installations laissent apparaître divers inconvénients non négligeables:

• la transformation de l'installation est moins facile et plus onéreuse,

• l'accès aux appareils et mécanismes n'est pas aisé du fait du grand nombre de canalisations cheminant autour de ceux-ci,

• le contrôle des séquences de mouvements nécessite l’emploi d'un matériel encombrant et de canalisations supplémentaires,

• enfin l'enchaînement des mouvements peut être perturbé par une montée en pression intempestive dans les soupapes de séquence.

1A2

0V1

1V1

0P1

0Z1

Z2

Z3

1A1

dr

dr

1V3

dr

1V2

1 2

34

L'installation correspond à la figure est au repos, la pompe débite librement au réservoir à travers le distributeur (1V1). Phase 1 - Avance du vérin (1A1). L'opérateur déplace le tiroir du distributeur (1V1) vers la gauche et le maintient dans cette position. Le débit de la pompe est alors dirigé dans le compartiment principal du vérin (1A1) à travers le distributeur (1V1) et la soupape (1V3). Le vérin avance. L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers le clapet anti-retour incorporé dans la soupape (1V2) et le distributeur (1V1). Phase 2 - Avance du vérin (1A2). Lorsque le vérin (1A1) est arrivé en fin de course, la pression dans la canalisation d'alimentation augmente et par le pilotage interne de la soupape (1V3) permet l'ouverture de celle-ci. Le débit est alors dirigé dans le compartiment principal du vérin (1A2). Celui-ci avance et chasse l'huile contenue dans son compartiment annulaire au réservoir à travers la soupape (1V2) et le distributeur (1V1).

Phase 3 - Recul du vérin (1A2). L'opérateur déplace le tiroir du distributeur (1V1) vers la droite et le maintient dans cette position. Le débit de la pompe est dirigé dans le compartiment annulaire du vérin (1A2) à travers le distributeur (1V1) et la soupape (1V2). L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers le clapet anti-retour incorporé dans la soupape (1V3) et le distributeur (1V1). Phase 4 - Recul du vérin (1A1). Le vérin (1A2) ayant terminé son recul, il se produit une montée de pression dans la ligne d'alimentation qui provoque l'ouverture de la soupape (1V2) pilotée interne. Le débit issu de la pompe est dirigé dans le compartiment annulaire du vérin (1A1) et entraîne son recul. L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape (1V3) et le distributeur (1V1).

Figure 3



4 - Multiplication de pression. L'utilisation d'un multiplicateur de pression ou sur-presseur dans des équipements dans lesquels un mouvement doit être exécuté sous une très haute pression, présente certains avantages dont, en particulier :

1A

1V1

1V1-B1V1-A

0P1

2A

0Z1

0V30Z2

0V2

0V2-A

2V21S0

0V1

2V1

2V1-A

dr

dr

12

3 4

• économie d'achat et d'entretien du matériel hydraulique

• économie de consommation de courant électrique nécessaire au fonctionnement du moteur d'entraînement de la pompe.

Le volume d'huile expulsé sous haute pression du sur presseur étant limité de par les possibilités de construction de ce genre d'appareil, le mouvement résultant ne pourra être que de faible amplitude. Au repos, la pompe débite librement au réservoir à travers le limiteur de pression (0V1) pilotée ouverte par l’électro-distributeur (0V2) au repos.

Phase 1 – Avance.

L'excitation du solénoïde (0V2-A) provoque la fermeture du limiteur de pression et la mise sous pression du circuit.

L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la sortie du vérin par envoi du débit de la pompe dans son compartiment principal à travers l'électro-distributeur (1V1). L'huile expulsée retourne librement au réservoir au travers de ce dernier.

Phase 2 - Fin d'avance sous haute pression.

Le vérin ayant parcouru une course déterminée, la came fixée sur la tige du piston enclenche un contacteur électrique qui provoque la mise hors tension du solénoïde (1V1-A) et l'excitation du solénoïde (2V1-A). Le distributeur (1V1) revenant en position centrale bloque le débit de la pompe et maintient ouvert le passage de l'huile expulsée vers le réservoir. Le débit de la pompe est dirigé dans le compartiment principal du sur-presseur à travers l'électro-distributeur (2V1) et le clapet anti-retour (2V2).

Le piston plongeur du sur-presseur avance et expulse un certain volume d'huile sous haute pression dans le vérin (1A).

Phase 3 – Décompression.

En fin de travail le solénoïde (2V1-A) est mis hors circuit. L'huile ainsi que l'équipement soumis aux hautes pressions se détendent. L'huile retrouvant son volume initial repousse légèrement le piston plongeur du sur-presseur et, le fluide expulsé du compartiment principal de cet appareil s'écoule freiné par le régleur (2V2) jusqu' au réservoir à travers le distributeur (2V1).

Phase 4 – Retour.

L'excitation du solénoïde (1V1-B) provoque le retour du vérin par envoi du débit dans sa chambre annulaire à travers l'électro-distributeur (1V1). L'huile expulsée retourne librement au réservoir par ce même distributeur.



5 - Dispositif de décompression. Dans certains équipements utilisant des pressions élevées ainsi qu'un volume d'huile utile très important, il est nécessaire de pallier les effets de la brusque décompression du fluide ainsi que des tuyauteries et des récepteurs lors de l'inversion de marche.

1A

0V1

1V1

1V1-B1V1-A

0P1

0Z2

1V3

0V20Z1

1V2

1V4

dr

Figure 5

La figure représente une possibilité pour réaliser un tel circuit : Au repos comme représenté, aucun solénoïde n'est excité. La pompe débite librement au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1). Phase 1 - Avance du vérin L'excitation du solénoïde (1V1-B) provoque la sortie du vérin (1A) par envoi du débit dans la pompe dans son compartiment principal à travers l’électro-distributeur (1V1) et le clapet anti-retour (1V2) L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1).

Phase 2a - Décompression Le solénoïde (1V1-B) est mis hors circuit et le solénoïde (1V1-A) est excité. La pression importante régnant alors dans le compartiment principal du vérin (1A) permet d'ouvrir la soupape (0V1) par pression pilote. Le débit issu de la pompe retourne librement au réservoir à travers la soupape (0V1) et le distributeur (1V1). L’huile enfermée dans le compartiment principal du vérin (1A) se décompresse progressivement en s'écoulant au réservoir à travers l'orifice calibré incorporé à (1V2). Phase 2b - Retour du vérin Lorsque la décompression est terminée, la pression dans le compartiment principal de (1A) est devenue insuffisante pour maintenir la soupape (0V1) ouverte. Le débit de la pompe est alors dirigé dans le compartiment annulaire de (1A) à travers l'électro-distributeur (1V1). L’huile expulsée retourne au réservoir à travers le clapet anti-retour (1V3) ouvert par pression pilote.



6 - Utilisation d'une pression statique. Le souci constant de concevoir des circuits simples et économiques conduit parfois le technicien à utiliser avec succès une « pression statique » dans ses circuits. Cette application offre divers avantages dont les plus marquants sont :

• économie dans le nombre et l'importance des distributeurs et des solénoïdes utilisés ; cette économie se faisant sentir dans le tuyautage et l'entretien du circuit.

• la présence constante d'une pression statique sur l'une des faces des récepteurs permet d'assurer une position précise de ceux-ci en excluant les risques présentés par la pesanteur et les fuites par exemple.

dr

1V2

5A4A2A 3A

1V1

1V1-A

2V1

2V1-B2V1-A

4V1 0Z10V2

0Z2

0P1

3V1

3V1-B3V1-A

0V1

1A

Le circuit est représenté au repos. Aucun solénoïde n'est excité, la pompe débite au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1) le clapet anti-retour (1V2) et la soupape de décharge (4V1). Celle-ci tarée à une faible valeur permet de maintenir dans la ligne une pression faible mais suffisante pour que les vérins (1A) ; (2A) , (3A) , (4A) , (5A) restent en position haute. Le faible tarage de la soupape de décharge (4V1) fait que le laminage de l'huile est négligeable.



Sélection des circuits.

Exemple : Travail de (1A) et : (2A) , (3A) , (4A) , (5A) au repos.

Phase 1 – Descente.

L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la descente du vérin (1A) par envoi du débit dans son compartiment principal à travers l'électro-distributeur (1V1).

L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape de décharge (4V1) sous une pression s'établissant en fonction du tarage de cette soupape. Cette contre-pression permet de maintenir en position haute les vérins (2A) , (3A) , (4A) , (5A) pendant la descente du vérin (1A).

Phase 2 – Montée.

Le solénoïde (1V1-A) est mis hors tension. La ligne d'alimentation du compartiment principal étant en communication directe avec le réservoir, la pression statique effective dans le compartiment annulaire fait remonter le vérin. L'huile est expulsée au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1).

Remarques.

En cas de panne de solénoïde, les vérins reprennent immédiatement leur position haute. La conception de ce circuit permet un grand nombre de combinaisons possible mentionnées dans le tableau ci-dessous.

Autres cas de fonctionnement.

Sélection des circuits

Solénoïdes sous tension Vérins en fonctionnement 1V1-Aa 2V1-A 2V1-B 3V1-A 3V1-B

1A X

1A + 2A X X

1A + 3A X X

1A + 4A X X

1A + 5A X X

1A + 2A + 4A X X X

1A + 2A + 5A X X X

1A + 3A + 4A X X X

1A + 3A + 5A X X X



LES CENTRALES HYDRAULIQUES. Une centrale hydraulique est un ensemble destiné à produire le fluide sous pression pour une installation donnée. Cet ensemble est constitué par un agencement de composants, montés sur le même châssis, ou directement sur le réservoir, ce dernier faisant office de châssis. Il comprend principalement :

• un réservoir,

• une ou plusieurs pompes et leurs moteurs (souvent électrique),

• des composants divers : filtres, limiteurs de pression, distributeurs, accumulateur,… Exemple :

Description :

• moteur électrique 220/380, 50 Hz, 1450 tr/min, 3 kW, IP54,

• pompe à engrenage : cylindrée 12 cm3/tr,

• accouplement flexible,

• filtre d’aspiration : 80 µm,

• filtre retour avec bi-pass: 10 µm

• limiteur de pression : 80 bar,

• distributeur 3/2 : CETOP 3,

• manomètre : 0-120 bar

• réservoir : 50 l.

Pour les tuyauteries et la filtration : voir les chapitres précédents traitant

de ces composants



Configurations. En ce qui concerne les réservoirs, la configuration la plus répandue est un parallélépipède fait de tôles d'acier soudées. Dans les installations fixes en circuit ouvert, on monte souvent la pompe et le moteur électrique sur le dessus du réservoir. Toutefois, lorsque ces composants sont trop lourds ou trop volumineux, on les monte à côté du réservoir (fig. 1b) ou en dessous de celui-ci (fig. c); ces deux types de montage permettent en plus d'obtenir une pression positive à l'aspiration de la pompe, ce qui réduit les risques de cavitation, surtout en présence des fluides à haute teneur en eau (à cause de la masse volumique élevée de ces fluides). Par ailleurs, le montage de l'ensemble pompe-moteur en dessous du réservoir est particulièrement bien adapté aux circuits fermés, qui ne requièrent en général que de petits réservoirs.

Lorsqu'on souhaite diminuer le niveau de bruit, on peut monter la pompe à l'intérieur du réservoir (fig. d). Dans ce cas, étant donné que la pompe est immergée dans le fluide, le bruit qu'elle engendre est grandement atténué. On trouve ainsi sur le marché un grand nombre de petites unités montées de cette façon; par ailleurs, plusieurs fabricants offrent des pompes à cylindrée fixe ou des pompes à cylindrée variable conçues spécialement pour être immergées dans le fluide du réservoir.

a) montage sur le dessus du réservoir; b) montage à côté du réservoir;

c) montage en dessous du réservoir; d) montage à l'intérieur du réservoir.



Moteurs électriques.

La puissance du moteur d'entraînement est proportionnelle au débit et à la pression d'utilisation. L'abaque ci-dessous permet de définir la puissance motrice en fonction de la cylindrée de la pompe choisie, à une vitesse de rotation de 1500 tr/min.

Les moteurs utilisés sont du type triphasé 220/380 V - 50 Hz - IP 54..

Doc : Hydro-Technic

Encombrements des moteurs électriques



Exemples : Doc : REXROTH

Montage à l'intérieur du réservoir.

Montage sur le dessus du réservoir.



Montage en dessous du réservoir.



LES MANOMÈTRES.

MANOMETRE METALLIQUE.

Le principe de fonctionnement est la mesure de la déformation d’un tube de bourbon sous l’action de la pression. Un système mécanique permet de visualiser cette déformation, donc la pression sur un cadran. En général, ces derniers sont à bain de glycérine, ce qui offre l'avantage d'une plus grande durée de vie (permet lubrifier les parties en mouvement et absorbe les à-coups).

Description (type à bain de glycérine)

1. boîtier

2. joints d'étanchéité

3. raccord d'entrée

4. face en plexiglas

5. pignon recevant l'aiguille

6. secteur denté

7. pivot

8. vis d'articulation

9. vis de solidarisation du mécanisme avec 1 1

10. bielle ressort

11. tube de bourdon avec bloc de liaison (13 et 3)

12. bouchon de sécurité

Les manomètres sont étalonnés avec précision sur des balances manométriques. '

Graduations suivant pressions (en bar) :

• 0 à 100 bar

• 0 à 160 bar

• 0 à 250 bar

• 0 à 400 bar

• 0 à 600 bar. Le choisir avec une graduation maximale au moins supérieure à 2/3 de la pression normale d'utilisation.

Il existe des prises de pression à visser auto-obturantes (prise « MINIMESS ») avec système anti-retour et flexibles HP de liaison. Très utiles pour les contrôles de pression sur circuits si ceux-ci sont équipés de ces prises. La connexion est rapide même sous pression. (Norme NF E 48-070).

Il sera bon d'avoir un manomètre étalon (le repérer). Il servira à vérifier par comparaison de lecture les manomètres en service. Remplacer sur un équipement tout manomètre hors d'usage (lecture faussée).

On assure une longue durée des manomètres avec une précision constante de leur indication en les soumettant à la pression de service pour la seule durée de la mesure. Pour le reste du temps les manomètres doivent être déconnectés du réservoir de manière à être protégés des pointes de pression éventuelles provenant du système. Cette fonction de protection est assurée par un robinet d'isolement.



Robinet d’isolement.

Un robinet-vanne permet d'isoler et de prolonger la durée du manomètre si la lecture permanente de la pression n'est pas impérative.

Son utilisation est indispensable si l'on veut protéger le manomètre contre d'éventuels coups de bélier.

Le robinet est construit entièrement en acier et permet une pression de service jusqu'à 600 bar.

Il est conçu pour promettre la fixation du manomètre de manière indépendante sur un angle de 360°, ce qui permet de résoudre tout problème d'encombrement ou de positionnement de ce dernier.

Interrupteur sans manomètre.

L’interrupteur de manomètre est un distributeur 3/2 à commande par poussoir et à rappel par ressort permetant de vérifier les différentes pressions d'une installation hydraulique.

Ce système annexé d’un manomètre séparé requièrent durant le processus de déroulement de la mesure, le maintien de la pression du système.

Aussi faut-il, dans ce cas, utiliser la construction exempte de fuite d'huile.

I

Il peut être actionné de deux manières:

A) Appuyer le bouton: I'indication du manomètre est assurée pendant toute la durée de l'appui.

B) Pousser le bouton en effectuant une rotation de 90° vers la droite: I'indication est maintenue aussi longtemps que le bouton reste en position verrouillée.

Doc : HYDAC



Sélecteurs-interrupteurs sans manomètre.

Sans manomètre, il permet de contrôler la pression en 6 (ou 9 points) de mesure différents. Dans ce cas le manomètre est à monter séparément et doit être raccordé à l'orifice M de l'appareil par un tube ou un flexible. L’orifice T doit obligatoirement être relié à la bâche pour permettre la décompression des manomètres par le positionnement de l'index en face d'un repère 0.

L'indication de pression intervient après enfoncement du bouton moleté; celui-ci étant préalablement positionné sur l'index choisi.

Le relâchement de l'effort sur le bouton provoque son retour en position initiale et la mise au réservoir du manomètre.

Un indexage mécanique verrouille le bouton moleté sur la position choisie.

Doc : HYDAC

Sélecteurs-interrupteurs avec manomètre.

Avec manomètre incorporé, il permet de contrôler un maximum de 6 points sur une installation hydraulique. Le manomètre est intégré au bouton de manœuvre, ce qui évite le montage d'un manomètre séparé.

L'indication de la pression a lieu lorsque l'index est en face de l'un des 6 repères correspondant aux points de mesure. La rotation du bouton permet de lire la pression des différents points de mesure.

La décompression des manomètres, s'opère par positionnement de l'index en face d'un repère 0. Les positions de décompression sont situées alternativement après chaque position de mesure. Un indexage mécanique verrouille chaque position du bouton.

Doc : HYDAC



LES MANOSTATS (LES PRESSOSTATS). Les manostats, encore appelés contacts électriques à pression ou manocontacts ou pressostats, sont des capteurs réagissant aux variations de pression du fluide en provoquant la manœuvre de contacts électriques.

Ils possèdent généralement deux contacts, l'un à ouverture, l'autre à fermeture, qui changent de position lorsque la pression atteint une valeur donnée.

Un équipage mobile, maintenu par un ressort, est soumis à l'action de la pression. Lorsque la pression exerce une force supérieure à la résistance du ressort, l'équipage mobile se déplace et manœuvre les deux contacts électriques. Ces pressostats sont conçus pour fonctionner dans des systèmes hydrauliques avec de l’huile minérale ou des fluides synthétiques ayant des propriétés de lubrification analogues.

Il existe deux types principaux de manostats :

• les manostats à piston, dans lesquels l'équipage mobile est un piston qui se déplace sous l'action de la pression,

• les manostats à tube de Bourdon déformable sous l'action de la pression. Dans ses limites d'emploi, le second type est plus précis et plus fiable que le premier, car il fonctionne sans frottements. Par contre, il est plus fragile.

EXEMPLES D'UTILISATION.

On peut utiliser un manostat pour actionner un signal à commande électrique:

• voyant lumineux signalant que la pression dans le circuit,

• pour verrouiller électriquement un circuit électrique,

• pour interdire de déplacer un engin mobile tant que les vérins d'assise n'ont pas été relevés,

• pour commander électriquement une séquence de mouvements hydrauliques.

• …

Commande d’un électro-distributeur permettant d’assurer un mouvement séquentiel sur un organe récepteur lorsqu’une certaine pression est atteinte dans un point du circuit, ou permet de mettre à la bâche le débit d’une pompe tant que cette pression est requise.



Document

| piston

~ ressort

¡ connecteur électrique

¢ poignée de réglage

£ corps

⁄ plateau de commande du micro-interrupteur

ƒ vis de blocage du bouton de réglage

§ connecteur électrique

Les pressostats ont un contact électrique à différentiel qui se déclenche quand une certaine valeur de pression dans le circuit hydraulique est atteinte.

La pression du fluide dans le circuit commande un piston | en appui sur un ressort réglable ~; quand la valeur de tarage est atteinte, le piston agit sur un micro-interrupteur ¡ et provoque la commutation du raccordement électrique. La valeur de la pression d’intervention est réglée au moyen d’un bouton gradué ¢. La rotation en sens horaire augmente la valeur de la pression d’intervention.



Document

Ils sont utilisés pour le contrôle de pression d'huiles hydrauliques, eau douce, eau de mer, air, vapeur d'eau, fluides corrosifs ou produits pâteux, jusqu'à 500 bar.

_ _ _

Type XML sont des pressotats et vacuostats pour circuits de commande.

Type XML-B sont des pressotats et vacuostats à écart réglable, pour la régulation entre 2 seuils, équipés d'un contact unipolaire “OF” et type XML-C, équipés de 2 contacts unipolaires “OF”.

Fonctionnement de l'élément de contact Lorsque la pression montante atteint la valeur du point haut (pression de consigne augmentée de l'écart du différentiel), le contact B s'ouvre et le contact A se ferme. Les contacts reviendront à leur position initiale quand la pression redescendra à la valeur de consigne (point bas).



Exemples d’utilisation de manostats :

Exemple 1.

0S1 et 0S2 sont des manostats, ils ont chacun un contact électrique qui s’enclenche quand la pression du circuit atteint la valeur de leur tarage.

Quand la pompe est mise en marche, l’accumulateur 0Z1 se charge, la pression monte.

Quand la pression atteint 200 bar, alors 0S1 commande l’arrêt de la pompe (pression côté A de 0V2 = 0 bar).

Lorsque l’accumulateur se décharge dans le circuit, la pression côté B de 0V2 chute et quand elle atteint 60 bar alors 0S2 commande la mise en marche de la pompe et le cycle recommence.

0P1

0V1 0V2

0S1200 Bar

0S260 Bar

0Z1

A B

Exemple 2.

Ce circuit à deux pompes permet d’obtenir une grande vitesse sous une basse pression en phase d’approche et une petite vitesse sous une haute pression en phase de travail.

• 0V1 : Limiteur de pression à pilotage externe à chute de pression, taré à 20 bar.

• 0V2 : Limiteur de pression à pilotage interne, taré à 120 bar.

• 0S1 : Manostat taré à 40 bar.

En phase d’approche, 0V1 limite la pression à 20 bar et les débits des deux pompes vont côté fond du vérin.

En phase de travail, la pression monte à cause de l’effort exterieur, ce qui provoque la fermeture du clapet 0V3 en B et la fermeture du contact de 0S1 qui commande 0V4-A qui permet de shunter la valeur de tarage de 0V1, donc de faire débiter la pompe BP à la bâche à une presion quasiment nulle.

Seul la pompe HP alimente le vérin avec un faible débit et une limitation de pression à 120 bar effectuée par 0V2.

BP

120 l/min

0V1

20 Bar

0V4

0V4-A

0V3

HP

30 l/min

0S140 Bar

0V2

120 Bar

1V2

1V2-B1V2-A

1A

AB



TRANSMISSION HYDROSTATIQUE. Une transmission est un dispositif qui permet le transport continu d'une énergie. Une transmission hydrostatique est un ensemble d'éléments qui permettent de transmettre une énergie hydraulique; la transmission se faisant à basse vitesse (5 à 10 m/s) les forces d'inertie sont négligeables.

Schéma fonctionnel. L'appellation « transmission hydrostatique » est surtout liée à la transmission du mouvement circulaire, car le couple et la vitesse peuvent être très différents entre l'entrée et la sortie du système.

Un moteur thermique ou électrique, entraîne une pompe, transformant son énergie mécanique en énergie hydraulique. A l'autre bout de la transmission, un moteur hydraulique retransforme cette énergie hydraulique en énergie mécanique.

Pourquoi choisir une transmission hydrostatique. D'abord pour sa compacité et surtout pour sa très grande souplesse d'exploitation. En effet, la transmission hydrostatique permet :

• une grande variation de vitesse, de façon continue et sans laminage de l'huile, par simple variation du débit de la pompe;

• l'inversion du sens de rotation du moteur hydraulique, par inversion du débit de la pompe;

• un contrôle continu du couple et ce, dans les deux sens de rotation;

• un rendement global élevé (de 75 à 85 %);

• en supprimant la cavitation, l'utilisation des pompes à des régimes plus élevés;

• l'obtention des puissances massiques élevées, supérieures à celles fournies par les moteurs électriques ou thermiques équivalents;

• des temps de réponse très courts et des accélérations importantes : de 3.104 rad/s2 (gros moteurs) à 3.105 rad/s2 (petits moteurs).

Par contre, le volume de fluide en circulation étant faible, (0,7 fois le débit pompe), l'implantation d'un refroidisseur s'avère nécessaire. Enfin, la pollution du circuit reste limitée mais l'on doit effectuer un contrôle régulier de l'état du fluide, pour obtenir une bonne longévité de l'installation.

Exemple de transmission hydrostatique fermée PV-MV.1 ‘REXROTH ». 1. Pompe à cylindrée variable; 2. moteur à cylindrée variable; 3. réservoir; 4. filtre; 5. conduite d'aspiration; 6. conduites de drainage; 7. conduites du circuit fermé; 8. refroidisseur; 9. conduite de retour au réservoir.



LES DIFFÉRENTS TYPES DE CIRCUITS.

Le circuit ouvert.

Dans ce type de transmission, l’huile circule du réservoir vers la pompe, puis vers le moteur hydraulique, et retourne au réservoir.

Le réglage de la vitesse du moteur s'effectue :

• soit par un limiteur de débit,

• soit par une pompe à cylindrée variable.

Schéma de principe d’une transmission à circuit ouvert avec une pompe à cylindrée variable et un moteur à cylindrée variable à un sens de marche.

La limitation du couple s'obtient par un limiteur de pression.

Schéma de principe d’une transmission à circuit ouvert avec une pompe à cylindrée variable et un moteur à cylindrée fixe à deux sens de marche

L'inversion du sens de rotation est réalisée par un distributeur.

Mais cette disposition ne permet pas le freinage de la charge lorsqu’elle est motrice.



Le circuit fermé.

Son principe, consiste en une circulation de l'huile de la pompe vers le moteur, avec, ensuite, retour à la pompe.

Un tel circuit comporte deux branches : une branche « pression » et une branche « retour ».

Un circuit ainsi conçu ne peut tourner que très peu de temps, si l'on ne compense pas les fuites

de la pompe et du moteur. On ajoute donc une pompe de gavage qui débite dans la branche la moins chargée, à faible pression.

Le réglage de vitesse du moteur s'effectue par variation de la cylindrée de la pompe ou du moteur.

La limitation du couple s'obtient par limiteur de pression à placer sur chaque branche.

L'inversion du sens de rotation s'effectue par inversion de l'inclinaison du plateau ou du barillet de la pompe.

Les problèmes à résoudre sont :

• le refroidissement et la filtration de l’huile,

• la compensation des fuites internes et drain,

• la limitation du couple moteur et le freinage de la charge.

Avantages comparés. Le circuit ouvert est bien adapté aux circuits possédant des vérins puisque le débit de retour et le débit aspiré sont indépendants et différents en fonction du rapport des sections (c’est pourquoi que parfois on utilise un vérin double tiges). D’autre part, il est pour les faibles puissances et les circuits multi-actionneurs, la solution la plus économique. Dans un circuit fermé, le débit refoulé par la pompe et celui sortant de l’actionneur doivent être identiques. C’est pourquoi le circuit fermé est simple et économique lorsqu’il s’agit d’alimenter, à partir d’une pompe, un actionneur ou plusieurs actionneurs fonctionnant simultanément.



FONCTIONS DES DIFFÉRENTS APPAREILS.

La pompe principale. Elle fournit la puissance nécessaire au moteur hydraulique. Pour avoir une variation continue de vitesse il faut une pompe à cylindrée réglable dont on puisse inverser le débit si l'on veut inverser le sens de rotation du moteur.

La pompe est généralement à pistons axiaux, le moteur à pistons axiaux ou radiaux. L'inclinaison du plateau définit la cylindrée de la pompe, donc son débit, pour une vitesse de rotation donnée.

La pompe de gavage. La pompe principale et le moteur hydraulique ont des fuites (とvolu 0,95 à 0,97), qui doivent être compensées par la pompe de gavage. On profite alors de celle-ci pour régénérer l'huile du circuit, en injectant un débit de gavage supérieur aux besoins.

La cylindrée de la pompe de gavage représente environ 10 % de la cylindrée totale des composants (pompe + moteur).

On élimine ainsi de façon continue une certaine quantité d'huile qui est dirigée vers le réservoir au travers d'un refroidisseur. Le circuit principal est suralimenté, la pompe principale ne risque plus de caviter, ce qui permet une vitesse de rotation plus élevée.

La pompe de gavage (flasquée directement derrière la pompe principale) est souvent une pompe à engrenages, et parfois, une pompe à palettes. Son circuit est protégé par un limiteur de pression, taré à environ 15 bar pour 1 000 tr/min de la pompe.

La pompe de gavage a pour fonctions :

• la compensation des fuites de la pompe principale et du moteur;

• le gavage de la pompe principale;

• le renouvellement partiel de l'huile du circuit, en injectant de façon continue de l'huile fraîche,

• l'alimentation de la servocommande du plateau de pompe.



Le sélecteur ou soupape d'échange.

Il élimine l'huile excédentaire du circuit. C'est un distributeur à centre fermé, deux voies trois positions, à double pilotage équilibré, centré par ressorts. Les deux pilotages sont pris sur les deux branches du circuit.

Il prélève l'huile de la branche basse pression du circuit principal, pour la diriger vers le réservoir, au travers du limiteur de pression de sortie.

Fonction des deux limiteurs de pression. Le limiteur de pression de la pompe de gavage protège celle-ci lorsque la pompe principale est en position de débit nul, et la soupape d'échange en position centrale fermée.

Le limiteur de pression de sortie, placé après la soupape d'échange, est là pour maintenir la basse pression nécessaire au gavage de la pompe principale.

Pour éliminer l'excédent d'huile du circuit, il faut que son tarage soit inférieur au limiteur de pression de la pompe de gavage.

Si l'on prend :

• 12 bar pour le limiteur de pression de sortie,

• 15 bar pour le limiteur de pression de la pompe de gavage, on obtient le fonctionnement suivant :

• Moteur hydraulique en rotation (en marche normale) la totalité du débit de gavage disponible (huile fraîche), est dirigée vers le circuit. L'excédent est évacué sous 12 bar par le limiteur de pression de sortie.

• Moteur hydraulique à l'arrêt (pompe à débit nul) : la soupape d'échange est en position centrale fermée. Le débit de la pompe de gavage est retourné au bac sous 15 bar.

Fonction des deux limiteurs de pression placés sur chaque branche. Ils protègent chacune des branches des surpressions possibles si le moteur vient à caler, ou si la pompe est ramenée brusquement à débit nul (moteur entraîné par la charge). On peut ainsi limiter le couple moteur et le couple de freinage.

Le sélecteur, le limiteur de pression de sortie, et les deux limiteurs de pression placés sur chaque branche, sont logés dans un bloc foré, généralement flasqués derrière le moteur hydraulique.

Fonction du refroidisseur. La faible quantité d'huile en circulation fait que l'inertie thermique du circuit reste très faible.

La montée en température peut être rapide : pour y remédier, on place un refroidisseur dans la zone où l'on a un débit continu, c'est-à-dire sur le drain de la pompe, avant le réservoir.

En effet, en marche normale, l'huile évacuée par la soupape d'échange traverse le carter du moteur hydraulique, où elle récupère les fuites du moteur; puis elle est dirigée vers le carter de la pompe, qui reçoit déjà les fuites de la pompe et le débit du limiteur de pression de gavage. Cette circulation a pour effet d'abaisser faiblement la température des différents constituants, et de maintenir un certain équilibre thermique entre les appareils.

Lorsque la pompe principale est en position neutre, son débit compense uniquement les fuites, et il n'y a plus de consommation d'huile pour le travail.

La soupape d'échange se trouve alors en position centrale (elle est donc fermée), il en résulte que la pompe de gavage débite dans le carter de la pompe principale, au travers de son limiteur de pression. Seule la pompe est alors refroidie, mais cela est normal puisque, dans cette configuration, le moteur est à l'arrêt.



FONCTIONNEMENT DU CIRCUIT FERMÉ. Deux cas se présentent :

• Le moteur entraîne une charge : La pression en sortie de pompe augmente afin que le moteur puisse vaincre le couple résistant. La pression dans la branche ne dépend alors que de la charge du moteur.

• Le moteur freine une charge devenue motrice : Le moteur entraîné par la charge se

comporte alors en pompe, et la pompe alimentée en huile sous pression a tendance à s'accélérer. Selon le comportement du moteur qui l'entraîne, trois cas sont possibles :

• le moteur de la pompe supporte la surcharge sans accélération (cas d'un moteur électrique). Le débit sortant du moteur est supérieur au débit entrant dans la pompe, la pression monte et le limiteur de pression de la branche s'ouvre. L'énergie est dissipée dans le limiteur de pression de la branche.

• le moteur de la pompe supporte la surcharge avec une accélération mais sans s'emballer. C'est lui qui absorbe l'énergie en totalité, si la pression n'atteint pas le tarage du limiteur de pression.

• le moteur de la pompe passe en survitesse. Le freinage de la charge est étalé dans le temps; il peut aussi être inexistant (cas d'un moteur thermique utilisé sans précautions).

COMBINAISONS DE TRANSMISSION HYDROSTATIQUE. Les transmissions hydrostatiques sont réalisées avec 4 composants de base:

• pompe à cylindrée fixe ou pompe à cylindrée variable

• moteur à cylindrée fixe ou moteur à cylindrée variable. Ainsi, on peut combiner ces composants selon 4 circuits:

CIRCUIT N°1: une pompe à cylindrée fixe avec un moteur à cylindrée fixe.

Cette combinaison est l'équivalence hydraulique d'un arbre mécanique ou d'une transmission par engrenages. On peut l'utiliser pour transmettre un mouvement sans avoir à modifier le rapport existant entre la vitesse motrice et la vitesse réceptrice.

CIRCUIT N°2 : une pompe à cylindrée fixe avec un moteur à cylindrée variable.

Si la pompe est entraînée à vitesse constante, le circuit autorise la transmission d'une puissance constante. La vitesse du moteur est variable par modification de la cylindrée de celui-ci. Le couple disponible est inversement proportionnel à la cylindrée du moteur. Toutefois, cette association ne permet pas d'obtenir la vitesse nulle en raison de la cylindrée constante de la pompe.

CIRCUIT N°3 : une pompe à cylindrée variable avec un moteur à cylindrée fixe.

Le rendement maximal est obtenu au environ de la vitesse maximale. La vitesse de sortie du moteur hydraulique est contrôlée par la cylindrée variable de la pompe. L'association la plus intéressante est obtenue par le choix d'une pompe et d'un moteur dont les cylindrées sont identiques.

CIRCUIT N°4 : une pompe à cylindrée variable avec un moteur à cylindrée variable.

Le rendement optimal est obtenu aux environ de la vitesse moyenne. La vitesse de fonctionnement est contrôlée à la fois par la variation de la cylindrée de la pompe et de la cylindrée du moteur. Les possibilités optimales de la transmission sont obtenues avec un moteur dont la cylindrée est environ le double de celle de la pompe. Ce circuit permet d'obtenir la plage la plus étendue en variation de vitesse.



Caractéristiques des différentes associations pompe-moteur.



Vue d’ensemble d’une transmission hydrostatique « SAUER ». Les transmissions hydrostatiques « SAUER » sont étudiées et construites pour garantir une longévité et une sécurité maximale, qualités essentielles d'un véhicule de travail. Leur résistance aux efforts continus et prolongés, la diminution de la maintenance, la grande souplesse et les possibilités d'absorption de charges instantanées, augmentent considérablement l'efficacité des engins. Ce circuit est le plus fréquemment employé. Il convient particulièrement aux problèmes classiques de variation de vitesse, d'engins de transport et de travaux public. En somme, ce principe de circuit s'applique généralement à l'entraînement de machines à vitesse variable et couple constant.



Pompe à cylindrée variable d'une transmission hydrostatique. « Sauer série 20»

1. Bloc-cylindres; 2. pistons; 3. plateau incunable; 4. tourillon du plateau inclinable; 5. vérins de réglage;

6. orifices d'admission et de refoulement; 7. unité de gavage (pompe de gavage, clapets, limiteur de basse pression); 8. glace de distribution; 9. disque d'usure; 10. couvercle arrière.

Moteur à cylindrée fixe d'une transmission hydrostatique. « Sauer série 20»

1. bloc-cylindres; 2. pistons; 3. plateau incliné fixe; 4. unité de protection ; 5. valve de purge;

6. limiteur de basse pression; 7. limiteurs de haute pression jumelés; 8. glace de distribution; 9. orifices d'admission et de refoulement; 10. disque d'usure; 11. couvercle arrière.



Applications classiques de transmissions hydrostatiques.

Compte tenu de la diversité des applications, nous ne présentons que quelques schémas à titre d'exemple.

Matériel mobile. Translation. Sur de nombreux engins agricoles ou de travaux publics, il existe deux types de déplacement soit pour le travail à faible vitesse mais dans des conditions de motricité difficiles, soit à grande vitesse sur terrain aisé. Une solution avantageuse consiste à motoriser une partie des roues pour le déplacement rapide avec peu d'effort de traction, et d'installer sur les autres roues des moteurs hydrauliques qui ne sont alimentés que pour les déplacements en mauvais terrain, à faible vitesse (de 0 et 20 km/h). Le circuit correspondant est un circuit d'assistance d’un camion semi-remorque dont chaque roue de la remorque est entraînée par un moteur hydraulique capable d'un couple de 5 000 N.m. L’effort de traction total de l'engin lui permet de gravir, en charge, des pentes de l'ordre de 40 %, inenvisageable sans cette motorisation. Les assistances hydrauliques sont également utilisées sur les engins de voirie, sur les roues directrices de camions, sur les roues avant de niveleuses ou sur les roues arrières de moissonneuses batteuses.



Exemple de circuit à 3 ou 4 roues motrices à 3 orifices pour circuit TWIN LOCK



Application à la transmission hydrostatique: Engin de déneigement.

La fonction globale de sa transmission est l'optimisation de la puissance mécanique du moteur thermique pour 2 utilisations :

• transport sur site de l'engin: vitesse de 0 à 80 km/h (utilisation du moteur thermique seul)

• travail de déneigement (moteur thermique + transmission hydrostatique): vitesse de 0 à 10 km/h, couple maxima adapté à l'avancement de l'engin et aux conditions instantanées de déneigement.

En position travail, la transmission est une transmission hybride c'est à dire une transmission classique optimisée par une transmission hydrostatique afin d'adapter la vitesse de travail aux conditions particulières du travail de déneigement.

Un bon exemple d'utilisation est l'application de 2 transmissions réalisées selon ce schéma sur un véhicule à chenilles. Chacune des 2 transmissions assure l'entraînement d'un train de chenilles. Ce type d'application permet ainsi :

• un contrôle continu et précis de la vitesse par variation des cylindrées de la pompe et du moteur sur une plage très importante.

• un couple très élevé au démarrage qui procure un avantage très apprécié pour les travaux de terrassement, de déblaiement et de remorquage.

• un contrôle indépendant de chaque chenille.

• un actionnement éventuel en sens opposé des trains de chenilles, permettant de cette façon le virage sur place.

• une vitesse élevée sur le parcours.

Lorsque l'on recherche à la fois un effort de traction élevé et une vitesse de translation importante à faible charge, le choix d'une transmission avec moteur à cylindrée variable se traduit donc par une réduction du calibre de la pompe.



APPLICATIONS AUX ENGINS DE TRAVAUX PUBLICS. Extrait de l’ouvrage « Mécanismes oléo-hydrauliques » de J. Faisandier Ed. DUNOD Technique

Le domaine des engins de travaux publics utilise à peu près une quantité équivalente de composants hydrauliques pour réaliser les transmissions d'avancement et la commande des outils, tels que: creuser, lever, éjecter, tourner etc. sur les machines.

Le secteur des véhicules industriels offre une grande diversité d'applications: unités électro-pompes compactes pour actionner les hayons, groupes de soulèvement d'essieux, blocs de commandes sophistiqués, assurant un dosage précis malgré les variations de vitesse sur les véhicules de salage des routes, blocs de commandes simples, sûrs et très robustes pour les véhicules de compactage d'ordures ménagères, télécommandes électroniques pour grues sur engins et pompes de déchargement de béton.

Une application très importante de l'hydraulique est faite dans les matériels de travaux publics. Plusieurs raisons militent en faveur de son emploi :

a) La plupart des mouvements sont alternatifs, d'amplitude limitée, et demandent des efforts très élevés. Le vérin hydraulique remplit, mieux que tous les autres systèmes, ces conditions.

b) Les mouvements doivent être obtenus sur des éléments mobiles par rapport à la source d'énergie. Ce transfert de puissance se fait très simplement par des tuyaux souples et éventuellement par des joints tournants.

c) Sur une grue (ou pelle) orientable, le moteur thermique est placé sur la partie tournante (cabinet) parce qu'il sert de contrepoids naturel.

Les déplacements sur route sont obtenus par une transmission hydrostatique de la cabine aux roues, par joint vertical tournant et moteur hydraulique.

Parmi les matériels qui utilisent l'hydraulique, citons :

• Pelles hydrauliques.

• Tracteurs à chenilles.

• Grues.

• Creuseurs de tranchées.

• Bulldozers.

• Bennes basculantes sur camion.

• Plateformes mobiles sur camion, pour réparation d'éléments élevés tels : lampadaires, hauts de tunnels, caténaires.

• Hayons élévateurs derrière camions.

• Foreuses.

• Treuils sur camions.

• Bennes à ordures.

• Balayeuses de rues.

• … La commande hydraulique est souvent utilisée pour mouvoir les outils et quelquefois, pour effectuer la translation du véhicule.

Recherchant la concision, nous ne décrirons pas toutes les fonctions réalisées. Pour illustrer ces applications, voici quelques exemples plus amplement décrits.



a) Pelle Hydraulique. L'équipement d'une pelle hydraulique possède 3 pièces mobiles, la flèche, le balancier et le godet actionnés chacun par un vérin. Cet équipement, qui peut servir à creuser et charger, est articulé sur une tourelle dont la rotation par rapport au châssis est contrôlée par un moteur hydraulique. Sur une pelle à chenilles le déplacement se fait par la commande indépendante des 2 moteurs hydrauliques de translation. Chaque moteur entraîne directement ou par l’intermédiaire d’un réducteur de vitesse une roue. Les engins chenilles sont utilisés sur terrains mous et irréguliers. Les chenilles sont des chaînes sur lesquelles sont fixées des tuiles. La roue dentée qui entraîne la chaîne s'appelle un barbotin. La motorisation de chaque barbotin par un moteur hydraulique permet des manoeuvres précises et rapides des engins à chenilles.

b) Chargeur à chenilles. Le godet est monté sur deux bras pivotants situés de chaque côté du véhicule. L'angle d'inclinaison des bras est commandé par 2 vérins latéraux et le godet peut basculer par commande, également par vérin.



c) Matériel mobile de creusement. La poutre supérieure, télescopique, peut être allongée, élevée, abaissée, inclinée et orientée d'un côté ou de l'autre du véhicule. L'extrémité de cette poutre est susceptible de supporter une grande variété d'outils dont les principaux sont :

• les godets de creusement,

• le surfaceur,

• les crochets (pour levage). Toutes ces commandes se font à l’aide de vérins hydrauliques dont la transmission comprend des tuyaux souples pour permettre l'accomplissement des mouvements relatifs entre les outils et les postes de commande.

d) Balayeuses automobiles de rues. Commande des balais rotatifs. Le nettoyage des rues exige un brossage énergique de la chaussée, allié à un aspirateur puissant On utilise généralement un véhicule de 1000 à 2000 kg qui comporte plusieurs balais rotatifs. Le balai principal est à axe horizontal et se trouve sur l'arrière. De chaque côté se trouvent deux balais à axe vertical utilisés pour le nettoyage des caniveaux. Ces balais doivent pouvoir s'effacer pendant les déplacements hors service du véhicule, ils ne peuvent être aisément entraînés par une liaison mécanique avec le moteur thermique. La figure représente une vue schématique d'une telle balayeuse : les balais sont entraînés par des moteurs hydrauliques alimentés sous pression par une pompe entraînée par le moteur thermique.

La position des vérins hydrauliques chargés d'effectuer le relevage des balais et également chargés de diminuer le poids apparent du balai si celui-ci se trouve freiné pour une cause quelconque (obstacle par exemple). A cette fin, le balai est suspendu par un vérin de traction dont la force est proportionnelle au couple du balai rotatif. Si ce dernier est anormalement freiné, la pression PQ augmente, tendant à le relever.

GROUPEMENT DE DISTRIBUTEURS.



Dans les installations mobiles, on trouve des distributeurs (commande manuelle ou proportionnelle) qui sont montés côte à côte, pour ne former qu'un seul bloc comprenant plusieurs distributeurs. Deux types principaux de branchement existent :

1. Le branchement parallèle.

L'entrée et le retour des différents éléments sont raccordés en parallèle sur l'entrée et le retour communs.

Ce montage permet le fonctionnement individuel de chaque récepteur, ainsi qu'un fonctionnement simultané des récepteurs. Notons qu'un clapet anti-retour incorporé en amont du distributeur permet d'isoler les récepteurs des éventuelles fluctuations de pression du système.

2. Le branchement série.

L'entrée et le retour des différents éléments sont raccordés en série sur l'entrée et le retour.

Ce montage permet également le fonctionnement individuel de chaque récepteur, ainsi qu'un fonctionnement simultané des récepteurs. Notons cependant, qui si la vitesse du premier récepteur V1 ne dépend qu'uniquement du débit de la pompe, par contre, les vitesses obtenues sur les vérins V2 et V3 sont liées au débit de retour du récepteur qui les précède. Les pressions de fonctionnement s'ajoutant les unes aux autres (rapport des sections), on peut rapidement atteindre des pressions élevées.



Commande de grue :



Exemple de commande pour chariot élévateur. doc.

Le schéma représenté est exécuté en monobloc. Dans ce bloc sont contenus trois tiroirs de distribution parallèle.

• Distributeur 1 pour le vérin de levage

• Distributeur 2 pour le vérin d'inclinaison

• Distributeur 3 pour l'hydraulique complémentaire

Dans la position neutre des distributeurs à 6 voies, nous avons une circulation sans pression depuis l'orifice de la pompe P vers l'orifice T du réservoir. En actionnant les différents éléments de commande (1, 2 et 3), on commande les récepteurs déjà mentionnés plus haut.

De plus, un régulateur de débit est disposé dans la canalisation P. Il dose un débit d'huile préférentiel indépendamment de la charge pour les éléments 2 (inclinaison) et 3 (hydraulique complémentaire) à la valeur réglée. Cela garantit, par exemple, une vitesse exacte pour l'inclinaison, même avec des hauteurs de levage importantes. La réduction du débit se fait au moyen du régulateur de débit, sans trop de perte, puisque la pression de la pompe n'est guère plus élevée que la pression du récepteur. Le débit résiduel reste disponible (commutation en parallèle) à l'élément 1 (vérin de levage). Il s'écoule vers le réservoir, lorsque la valve 1 n'est pas commutée. Si la valve 1 est actionnée simultanément avec la valve 2 ou 3, le régulateur de débit empêche une influence mutuelle des débits d'huile avec des pressions différentes aux récepteurs.

Lorsque seule la valve 1 est commutée, le plein débit de pompe s'écoule par la chicane vers le vérin de levage. Le régulateur de débit ne se trouve pas dans le circuit d'huile à ce moment-là.

Valve de freinage contre l'inclinaison (valve d'inclinaison). L'élément de distribution 2 peut être équipé sur l'orifice A2 ou B2 d'une valve de freinage incorporée. Elle empêchera une accélération involontaire (avance) de la charge lors de l'inclinaison. Le piston de la valve de freinage permet à l'huile se trouvant sous la pression de la charge de s'écouler vers le réservoir, dès que dans la canalisation d'alimentation il y a une pression correspondant au ressort de la valve de freinage (env. 30 bar). S'il s'écoule davantage d'huile vers le réservoir que celle correspondant à la quantité alimentée, la pression d'ouverture diminue. Le ressort de la valve pousse le piston de freinage dans le sens de la fermeture jusqu'à ce que l'état d'équilibre s'établisse. Ce circuit de réglage compense l'influence de l'importance de la charge sur la vitesse d'inclinaison. La valve de freinage règle, par conséquent, la vitesse d'inclinaison indépendamment de la charge, suivant la quantité d'huile alimentée.

Sur les orifices des éléments de distribution 1 et 3 sont utilisés des limiteurs de pression secondaire dans l'exemple montré.

Pour actionner les éléments de distribution, les extrémités des tiroirs peuvent être équipés, côté A ou B, soit d'une chape, soit d'un tenon pour le montage des leviers de commande. On peut les munir de têtes de commande, si des leviers doivent être montés.

Pour la commande d'un commutateur électrique, par exemple pour le branchement du moteur électrique sur des chariots électriques, on peut monter une tringlerie sur les éléments de commande. De ce fait, lors de la commande d'un tiroir, sera également commutés le moteur électrique et par conséquent, la pompe.



Circuit hydraulique d’une pelle sur pneus.



Système de mouvement d’un godet.

Vérin de manœuvre de bras. Type de joint d’étanchéité.



Commande de fourches d’un élévateur :



Exemple :



HYDAC dans le secteur mobile.

Suspension hydropneumatique. La suspension hydropneumatique absorbe les inégalités de terrain, garantissant ainsi un confort de conduite identique quelle que soit la charge.

Régulation de niveau. Indépendamment de la charge du véhicule et de l'inclinaison du terrain, la régulation d'horizontalité assure un maintien constant au sol et une position de travail optimale.

Régulation d'horizontalité. Système de régulation maintenant le véhicule en position horizontale, quelle que soit l'inclinaison du sol.



Système de régulation d'horizontalité des moissonneuses-batteuses.

Suspension hydropneumatique de l'essieu avant sur tracteur.

Pilotage du châssis d'un camion benne.



Nacelle élévatrice à ciseaux avec vérins de stabilisation automatique.



Amortissement hydropneumatique et tension de la chaîne des dameurs de piste.



LA DISTRIBUTION DE TYPE 6/3 : doc

Schématisation du tiroir :

3e voie î centre à suivre : - traverse le bloc.

- décharge de la pompe.

- création de priorités mécaniques. Génération hydraulique :

- commande TOR î pompe à cylindrée fixe.

- commande proportionnelle î pompe à cylindrée variable.



Pompe à régulation LS

?

T

Ligne LS

P

A B

?

Ligne LS

1V1

0V1 0V2

0V3 0V4

1V2

1V3



?

T

?

T

Ligne LS

P

8000 daN

1000 daN

Pompe à cylindrée variable à régulation LS

P

A B

A B

Pilotage LS

0 Bar0 Bar

0 Bar0 Bar

0 Bar

0 Bar

0 Bar

0 Bar

?

?

0 l/min

1V1

2V1

1V2

2V2

1V3

1V4

1V5

1V6

2V3

2V4

2V5

2V6 2V7

1V7

1A

2A

Schéma d’un bloc 4/ 3

Tr anche de dist r ibut ion

Ligne de pilot age LS

Ligne d’aliment at ion



APPLICATIONS AUX MACHINES OUTILS.

Les propriétés particulières de l'hydraulique, énergie sous une grande puissance massique, possibilités de réglages en continu, transformation aisée en mouvement linéaire par des vérins, ont trouvé toute leur efficacité dans les divers secteurs de la construction de machines. Celui des machines-outils est certainement le plus gros consommateur de composants hydrauliques. Toutes les opérations de prise d'outils ou bridage de pièces, de commandes d'avances et d'entraînement de broches sur les machines travaillant par enlèvement de copeaux sont assurées par de l'hydraulique. Sur certaines commandes de presses, le cycle de travail se déroule grâce à une commande séquentielle hydraulique.

Par ordre d'importance, viennent ensuite les installations dans la sidérurgie et les laminoirs. Ces commandes hydrauliques peuvent gérer aussi bien le processus complet d'une coulée continue qu'assurer des mouvements isolés comme par exemple: obturation du gueulard de haut fourneau, ouverture et fermeture du trou de coulée. Dans ce type d'installation, la fiabilité et la sécurité priment avant tout autre critère.

Machine outils Presse



Applications pour machine outils. Doc :

La précision aussi est actuellement un des atouts des commandes hydrauliques. Et c'est précisément le cas pour des systèmes très diversifiés de fabrication. En effet, dans les installations modernes de productions en série, chaque problème posé peut être résolu individuellement, au mieux, grâce à une "Hydraulique" qui a déjà fait ses preuves.

Les appareils hydrauliques spécifiques rendent le contrôle économique et sûr, même pour des procédés d'usinage compliqués et ils ont l'avantage de rester plus proches de la construction mécanique que d'autres systèmes.

En remplaçant les différents groupes de commandes sur une machine par des blocs de commandes standardisés, on a fait un grand pas dans le développement des machines-outils travaillant par enlèvement de métal, qui ne sont plus concevables actuellement sans hydraulique.

Le copiage mécano-hydraulique, comme sur ce tour revolver automatique, est une preuve incontestable de l'hydraulique de précision.

Presses à forger avec une force de 12 000 tonnes.

Hydrauliquement ce n'est pas un problème.

La fiabilité de la machine et la sécurité de l'homme sont toujours garanties, malgré la productivité impressionnante de telles installations.

Là aussi, la compacité de la puissance de l'hydraulique est remarquable. Les pompes et l'ensemble des organes hydrauliques sont rassemblés dans un volume beaucoup plus faible qu'il ne serait possible avec d'autres systèmes, par exemple entièrement mécanique.



Presse avec valve de remplissage et vérin d'avance rapide : doc : Pour les presses, on a besoin, en général, de forces de façonnage importantes et en conséquence de vérins de gros volume. Pour ne pas être obligé d'exécuter les mouvements rapides du piston de la presse à l'aide de pompes à gros débit et donc très chères, on utilise des valves dites de "remplissage". Ce sont, dans leur principe, des clapets anti-retour pilotés de grandes dimensions. Le sommier de presse se trouve dans sa position supérieure de départ et le mouvement de descente est commandé par le distributeur 6 à 4 voies 3 positions (position des flèches croisées).

Le mode de fonctionnement en est le suivant: Supposons que le sommier de presse se trouve dans sa position supérieure de départ et que le mouvement de descente soit commandé par le distributeur ⁄ à 4 voies 3 positions (position des flèches croisées) avec alimentation des 2 vérins d'avance rapide | Le fluide nécessaire pour le grand vérin de presse ~ provient d'un réservoir en hauteur ¡ par l'intermédiaire du clapet anti-retour piloté ¢. Après appui du sommier de serrage de la presse sur l'outil, la résistance augmente et la pression augmente dans le système. La valve de séquence £ réglable s'ouvre et le fluide pénètre dans la grande chambre du vérin du sommier de serrage. La pleine pression s'applique alors sur les trois sections des pistons. La valve de remplissage est maintenue en position fermée par rapport au réservoir en hauteur. Lors de la remontée, les enceintes des pistons (A) des vérins d'avance rapide sont en décharge et les chambres des tiges (B) sont alimentées en fluide. Simultanément la pression, par l'intermédiaire de la canalisation de commande agit sur l'orifice x de la valve de remplissage. Par l'intermédiaire d'un vérin de commande, le clapet principal s'ouvre et l'huile est refoulée vers le réservoir.



Presse à injecter :



Plieuse :

Presse :



Machine outils : doc :



OUTILLAGE HYDRAULIQUE DE PRODUCTION. Doc : Le bridage hydraulique augmente la productivité. Des distributeurs manuels ne sont pas adaptés aux circuits complexes ou automatisés. Des systèmes simples peuvent être modernisés pour être adaptés à certaines applications.

Circuits de bridages: Les exigences variant selon les besoins du client, il existe une vaste gamme de composants hydrauliques adaptés à chaque élaboration de circuit. Outillage hydraulique de production: La vitesse et la simplicité de mise en place des pièces à travailler ainsi que les fonctions de bridage et de débridage forment des facteurs déterminants dans la durée des cycles d'une opération d'usinage. Or il s'est avéré que dans toutes les activités de la sorte, excepté le cas d'usinage de pièces isolées ou de petites séries, les techniques de bridages manuelles ont été largement supplantées par les techniques semi-automatiques ou entièrement automatiques. En termes de précision d'usinage, de rapidité et de rentabilité, autant de critères déterminant dans une industrie d'équipement toujours plus compétitive, les méthodes faisant appel à l'hydraulique haute pression se sont avérées les plus avantageuses. Les équipements sont remarquablement compacts et engendrent des forces très précises avec une uniformité exemplaire. Ce qui signifie: un positionnement précis des pièces à travailler, un bridage effectué sûr, la mise en place et le déchargement rapide des pièces. L'avantage d'un système hydraulique par rapport aux méthodes mécaniques est illustré par le tableau comparatif qui montre des écarts de temps significatifs entre le bridage hydraulique et divers bridages mécaniques.

Taille du boulon

Force de serrage (kN)

diamètre du piston (mm)

force de serrage à

700 bar (kN)

bridage manuel (s)

bridage hydraulique (s)

M4 4 8,7 4 10 0,5M6 8 12,7 9 11 0,8M12 30 25,4 18 16 1M16 55 28,5 45 18 1,1M20 85 38 80 20 1,2M24 100 43 100 25 1,3

En plus des gains de temps, le système hydraulique est aussi considérablement plus sûr. Sans compter que l'uniformité du bridage favorise la précision de l'usinage et diminue les rebuts. Pour ces raisons, les outils de production et de bridage hydraulique automatique se justifient même dans le cas d'opération d'usinage à faible volume, en particulier quand il s'agit de réaliser des composants normalisés. Fondamentalement, l'élaboration d'un système d'outillage de production hydraulique est similaire à celle d'une installation mécanique comparable commandée manuellement, et les mêmes principes techniques s'appliquent. Aussi faut-il observer les principes suivant lors de la création d'un tel système hydraulique:

• La structure du berceau et du montage doit être suffisamment rigide stable pour protéger la pièce contre tous mouvements, déformation et vibrations engendrés par la machine-outil et/ou les efforts d'usinage.

• En principe, une pièce à usiner ne doit être, positionnée et supportée qu'en trois points situés dans un même plan. Dans la mesure du possible, une pièce ne doit pas être positionnée sur une surface continue qui a un nombre infini de points de contacts.



Système de bridage. A, B, C sont des points fixes. 1, 2, 3 sont des vérins de positionnement. 4, 5,6 sont des butées de références fixes. Tout effort de coupe ou d'usinage doit directement faire face à une butée ou à un support fixe et non à une force de bridage Positionner la pièce contre une butée fixe ou un élément fixe.

Brider fermement la pièce dans cette position, l'empêchant d'être déplacée par les efforts d'usinage. La force de bridage doit être alignée pour agir sur des parties supportés ou rigides de la pièce et des forces de réaction doivent être générées par des éléments rigides du berceau ou du montage.

Appliquer toujours une force de bridage sur une pièce lorsque la réaction est correctement reprise par un point support fixe.

Protéger efficacement la pièce contre les vibrations ou le cintrage engendrés par l'action d'usinage. Les pièces longues ou fines sont particulièrement exposées aux flexions ou à la déformation.

Pour remplir ces fonctions dans l'ordre correct, il est nécessaire de mettre les vérins en action et de régler avec une grande précision le débit et la pression. Les vérins peuvent être alimentés au choix par des:

• Pompes à main. • Multiplicateurs air/huile. • Pompes oléopneumatiques telles que PA-1 35 et PA-136. • Pompes électriques.



La mise en action des vérins 1, 2 et 3 dans l'ordre correct se fait soit par des valves de séquence, soit par des électro distributeurs modulaires. Ce que montre cet exemple de circuit hydraulique dont la séquence est la suivante:

• La mise en route de la pompe met en action le distributeur qui, à son tour, alimente le premier vérin 1, qui positionne la pièce.

• La première valve de séquence, tarée à 50 bar, s'ouvre lorsque cette pression est atteinte et actionne le second vérin 2.

• Lorsque la deuxième valve de séquence atteint sa pression de tarage de 100 bar, elle s'ouvre et actionne les quatre vérins 3 tourne bride qui brident la pièce.

Si le système atteint sa pression limite, le manocontact de la pompe arrête le moteur de la pompe.

Si la pression descend de 10 à 12% le manocontact remet le moteur en marche et la pression de travail se rétablit.

A la fin du cycle d'usinage, les vérins de positionnement et de bridage se rétractent simultanément.



Palettisation: La palettisation permet de faire circuler une pièce bridée d'un poste d'usinage à un autre en effectuant le bridage qu'une seul fois, cela permet de gagner du temps et d'augmenter la précision de l'usinage.

Le bridage de la pièce s’effectue comme suit : • connexion du coupleur, • serrage de la pièce, • déconnexion du coupleur, • maintient du serrage de la pièce grâce à un accumulateur

embarqué. Centrale hydraulique à moteur électrique:

Les minis centrales permettent d’avoir un circuit indépendant, ce circuit est réalisé avec des blocs forés.

Certains modèles on des distributeurs à clapets afin d’assurer une étanchéité parfaite.

Caractéristiques :

• pression jusqu'à 500 bar,

• volume réservoir environ 10l,

• débit jusqu'à 5l/min.

Coupleurs automatiques:

Les coupleurs se connectent automatiquement sur les circuits hydrauliques des systèmes de palettisation.

Il est composé de deux parties :

• une est sur la palette,

• l’autre amovible effectue le serrage et le desserrage de la pièce.

Accumulateur:

Dans le circuit hydraulique mobile on rajoute souvent un accumulateur hydraulique qui est destiné à emmagasiner de l'énergie, à compenser des fuites internes et à réduire l'influence de la température dans les systèmes de serrage désaccouplés.

Les volumes de ces accumulateurs sont faibles 0,013 l à 0,75 l et à une pression qui varient de 250 à 500 bar.



Différents composants bridage doc :

Vérin de serrage pivotant.

Bride articulée : (montage dans n’importe quelle position).

Vérin de serrage pivotant escamotable double

effet (rotation de 90°).

Tasseau de serrage avec pistons encastrés

simple effet.

Bride de serrage par coin double effet.

Vérin de serrage pivotant compact.



Exemple. • Schéma hydraulique:

Nomenclature: Désignation Fonction dans le circuit

1M Moteur Entraîne la pompe 1P Pompe Véhiculer le fluide dans le circuit 1Z1 Bâche Réservoir d’huile 1Z2 Filtre 20µm Filtrer l’huile 1V1 Limiteur de pression Protège la pompe contre les surpressions 1V2 Clapet anti-retour Protège la pompe contre la décharge l’accumulateur 1V Distributeur 4/3 Sert à piloter le bridage ou le débridage

1V3 Coupleur Sert à relier la partie mobile et la partie fixe 1V4 Clapet anti-retour piloté Évite la décharge de l’accumulateur dans le circuit 1V5 Conjoncteur disjoncteur Bloc de sécurité de l’accumulateur 1Z3 Accumulateur Compenser les fuites, maintenir la pression 1A Vérin Sert à brider la pièce

• Principe de fonctionnement: 1. La palette, équipée de la pièce usinée, sera amenée de l'aire d'usinage au poste de

chargement/déchargement. Celle-ci doit être positionnée et correctement indexée, de façon à respecter les tolérances imposées avant toute manœuvre d'accouplement.

2. Le groupe motopompe et le circuit de bridage sont reliés par un coupleur. 3. Pour le bridage de la pièce on alimente l'électrovanne 1YV2. Pour le débridage de la pièce on alimente

l'électrovanne 1YV1.

M

Partie mobile

Partie fixe

COUPLEUR

VERIN DEBRIDAGE

GROUPEMOTO-POMPE

ACCUMULATEUR

1A

1V

1M 1P

1V1

1Z1

1V2

1Z2

1YV21YV1

1V3

1Z3

1V4

1V5



MAINTENANCE ET SÉCURITÉ.

Utilité de la maintenance préventive. Document « GATE » Il existe de nombreuses bonnes raisons pour établir un programme de maintenance préventive. Entre autres on peut citer le coût des réparations, les arrêts de production et la prévention des risques du travail.

L’objectif principal d’un programme de maintenance préventive est d’identifier les causes possibles de défaillances de composants pouvant entraîner une perte de production ou un risque potentiel pour le personnel. Quelques personnes pensent que la maintenance préventive signifie prévision de maintenance plutôt que maintenance préventive.

Pour les systèmes hydrauliques, la maintenance préventive est particulièrement importante. Les hautes pressions et les températures élevées générées par l’hydraulique rendent primordiaux l’entretien et le choix des tuyaux et des flexibles.

Si la maintenance préventive est faite correctement, les risques liés à la sécurité du travail et les arrêts de production sont sensiblement diminués. Ajoutons à cela la prise de conscience grandissante des coûts liés au nettoyage d’une pollution hydraulique.

Eviter les blessures par projection d’huile. Un fluide hydraulique sous pression, même en petites quantités, peut causer des lésions graves. Un fluide hydraulique s’échappant par un petit orifice (trou d’épingle), peut facilement pénétrer la chair. Ne touchez pas de flexibles hydrauliques sous pression.

En cas de lésions, la pénétration d’un fluide hydraulique dans la peau est un accident grave. Si cela se produit, même si vous n’avez pas de douleur, demandez immédiatement des soins médicaux! Si vous ne le faites pas, vous pourriez perdre la partie du membre blessé ou même la vie.

Précautions pendant des essais.

Un flexible hydraulique sous pression peut se rompre pendant la procédure d’essai. Ne vous approchez donc jamais d’endroits dangereux lors d’essais de flexibles. Suivez toujours les précautions de sécurité appropriées.

Choix des composants d’un flexible. On peut assembler des flexibles hydrauliques sûrs et durables à condition d’utiliser les composants corrects. Les composants “corrects” sont des embouts et des tuyaux conçus pour être assemblés.

La plupart des fabricants offrent des composants sûrs et de haute qualité. Néanmoins, il ne faut pas assembler des embouts et des tuyaux de provenances différentes. Vous risquez une défaillance prématurée du flexible hydraulique.

Cela parce que les tuyaux, les embouts, les équipements de sertissage et les tolérances de sertissage des différents fabricants ne sont pas identiques ni interchangeables. Lorsque l’on mélange des composants de provenances différentes, la tenue de l’embout n’est plus garantie.

Cela risquera d’entraîner des blessures et des lésions corporelles, mais également des arrêts de production inutiles.



Informations générales sur les produits hydrauliques : extrait document Rexroth

Qualification de main-d’oeuvre qualifiée. Est considéré comme personnel qualifié celui qui est capable en raison de sa formation professionnelle, de ses connaissances et de son expérience, ainsi que de sa connaissance des dispositions applicables :

• de réaliser en toute sécurité les travaux dont il a été chargé et d’évaluer correctement le travail demandé,

• d’apprécier tout danger éventuel,

• de prendre les mesures nécessaires permettant d’éliminer tout risque d’accident. Exigences imposées au personnel chargé de l’entretien hydraulique. Conformément à la norme DIN 31051, la maintenance comprend les mesures d’inspection, d’entretien et de remise en état. Toute personne chargée de la maintenance doit connaître et observer l’ensemble des parties de la notice d’utilisation et de la présente notice d’information. Le personnel chargé de l’inspection doit répondre aux exigences suivantes :

• il doit avoir reçu les instructions nécessaires pour le travail demandé.

• des connaissances particulières en hydraulique pour les travaux d’inspection ne sont pas requises, mais le personnel doit avoir connaissance des dangers particuliers relatifs à la manipulation de produits hydrauliques.

Le personnel chargé de la maintenance doit répondre aux exigences suivantes :

• il doit avoir reçu les instructions nécessaires pour le travail demandé.

• des connaissances particulières en hydraulique sont nécessaires pour exécuter des travaux d’entretien.

Le personnel chargé de la remise en état doit répondre aux exigences suivantes :

• le personnel chargé de la remise en état doit être capable de comprendre le fonctionnement de l’ensemble de l’installation hydraulique, des systèmes élémentaires et de leur interaction avec l’ensemble de la machine (savoir lire les schémas hydrauliques, interpréter les fonctions élémentaires aux différents symboles de commande et comprendre les schémas fonctionnels, doit posséder des connaissances sur le fonctionnement et la structure des éléments hydrauliques.



Exigences imposées au personnel chargé de la maintenance électrique. Les travaux sur l’équipement électrique ne doivent être confiés qu’à un électricien professionnel agréé ou à des personnes ayant reçu une instruction préalable sous la direction et la surveillance d’un électricien professionnel, conformément aux règles applicables en électrotechnique. Autres risques. Le montage de votre produit hydraulique dans une autre machine ou bien son intégration dans une installation avec d’autres machines peut présenter des nouveaux risques supplémentaires. Ceci concerne tout particulièrement les mouvements mécaniques générés par le produit hydraulique. Dangers émanant du fluide hydraulique. La manipulation sans protection du fluide hydraulique est nocive pour la santé. Veuillez respecter les consignes de sécurité des fabricants d’huile hydraulique et les fiches techniques de sécurité des huiles hydrauliques que vous utilisez. Une pénétration du fluide hydraulique dans le sang ou le fait d’avaler du fluide hydraulique peut entraîner de graves problèmes de santé, voire même la mort. Si un tel cas se présentait, consultez immédiatement un médecin ! Dysfonctionnement suite à une contamination du fluide hydraulique. Une contamination du fluide hydraulique peut se produire par :

• usure durant l’exploitation de l’installation (abrasion métallique et non métallique),

• fuites du produit hydraulique,

• impuretés pénétrant le circuit hydraulique durant les travaux d‘entretien et de remise en état,

• utilisation d’un fluide hydraulique encrassé (non filtré) lors du remplacement. Les impuretés entraînent non seulement une plus grande usure et une réduction de la durée de vie du produit hydraulique, mais provoquent également des défauts de fonctionnement. Ces défauts peuvent avoir une influence néfaste sur la sécurité et la fiabilité du produit hydraulique. Par conséquent, effectuez régulièrement les mesures de maintenance préconisées et veillez à une propreté absolue durant les travaux avec le produit hydraulique. En remplaçant le fluide hydraulique, vous devez toujours filtrer le nouveau fluide hydraulique étant donné que celui-ci peut contenir des impuretés en raison de son conditionnement (fût). Rincer les conduites et les tuyauteries avant de les installer. La classe de pureté d’une huile hydraulique est spécifiée selon la norme ISO 4406. Dans des anciennes fiches techniques, la classe de pureté est en partie spécifiée selon la norme NAS 1638. Pour convertir la classe de pureté suivant ISO 4406, veuillez appliquer les équivalences suivantes :



Dangers électriques. Consignes pour les travaux réalisés sur l’équipement électrique :

• coupez l’alimentation électrique du système hydraulique avant le début des travaux,

• interdisez l’accès à la zone de travail par une chaîne de sécurité rouge et blanche et en apposant un panneau d’avertissement,

• verrouillez l’interrupteur principal, retirez la clé et conservez la en lieu sûr jusqu’à la fin des travaux,

• placez un panneau d’avertissement sur l’interrupteur principal,

• contrôlez la mise hors tension à l’aide d’un détecteur de tension bipolaire,

• reliez le point d’intervention à la terre et court-circuitez le point d’intervention,

• recouvrez les pièces avoisinantes qui se trouvent sous tension,

• rangez votre lieu de travail pour éviter tout contact avec des pièces sous tension en cas de chute ou de glissade, portez des chaussures de sécurité,

• utilisez seulement des outils isolants,

• séparez les connecteurs des capteurs et des valves, même si la tension est faible, seulement après avoir coupé le courant.

Même après une coupure de l’alimentation électrique (interrupteur principal HORS), une tension électrique dangereuse est encore présente sur les systèmes d’alimentation et dans les zones de danger suivants :

• équipement électrique, électronique, hydraulique, (par ex. accumulateur, accus),

• interrupteur principal,

• lignes d’alimentation du secteur,

• aux emplacements signalés par un panneau d’avertissement avec éclair électrique. Indications relatives au fluide hydraulique. Sauf convention contraire indiquée dans la notice d’utilisation, le fluide hydraulique devra être conforme aux spécifications suivantes :

• fluide hydraulique à base minérale conforme aux exigences de la norme DIN 51524,

• température de service 0 °C…+80°C, dans le réservoir < 72 °C. Bosch Rexroth recommande une température de service maximale de 55°C, car une température supérieure accélère le vieillissement de l’huile hydraulique et raccourcit la durée de vie des joints et des flexibles.

• classe d’encrassement maxi admissible de l’huile hydraulique suivant ISO 4406 (dysfonctionnement suite à une contamination du fluide hydraulique).

REMARQUE. La directive 1999/92/CE du Parlement européen et du Conseil en date du 16 décembre 1999, concernant les prescriptions minimales visant à améliorer la protection en matière de santé et de sécurité des travailleurs susceptibles d’être exposés au risque d’atmosphères explosives, réglemente la protection contre les dangers émanant d’une atmosphère explosive. Observez également les dispositions de la directive 94/9/CE du Parlement européen et du Conseil en date du 23 mars 1994 concernant le rapprochement des législations des Etats membres pour les appareils et les systèmes de protection destinés à être utilisés en atmosphères explosives (directive de produits ATEX) et les ordonnances nationales correspondantes découlant de cette directive qui a été transposée en droit national dans les Etats membres de l’UE.



Conditions d’utilisation climatiques. Sauf convention contraire indiquée dans la notice d’utilisation, la température ambiante admissible s’élève à :

• pour unités de commande : 0°C…+50°C,

• pour unités d’entraînement avec moteurs électriques à ventilation extérieure, sans échangeur thermique : 0°C…+30°C

• pour unités d’entraînement avec échangeur thermique : < +40°C. Sauf convention contraire, les produits hydrauliques sont conçus pour une utilisation dans des zones climatiques modérées et dans des lieux recouverts (pas à l’extérieur), avec une humidité relative de l’air < 70 % et une température ambiante de 22°C. Concernant l’équipement électrique, les conditions d’environnement admissibles pour les raccordements électriques installés et sécurisés correspondent à l’indice de protection IP 55.

• température ambiante +5°C à +40°C, à condition que la température moyenne de l’air ne dépasse pas +35°C pendant une période de 24 heures,

• humidité relative de l’air : 23…95%, sans condensation,

• altitude : jusqu’à 1000 m au-dessus du niveau de la mer. Montage et première mise en service. Utilisez seulement les fluides hydrauliques préconisés. Il faut toujours remplir le réservoir hydraulique en utilisant un groupe de filtration approprié. L’expérience montre que même les fluides hydrauliques neufs dépassent souvent le taux d’encrassement maximum admissible. Veillez à une propreté absolue :

• n’utilisez pas de laine à polir et aucun chiffon à fibres pour le nettoyage. Selon l’état de l’installation ou de la machine, un nettoyage avec des chiffons sans fibres est suffisant. Utilisez des détergents liquides appropriés pour éliminer les traces de lubrifiants et autres saletés tenaces. Le détergent ne doit en aucun cas pénétrer dans le circuit hydraulique.

• n’utilisez en aucun cas du chanvre ou du mastic comme moyen d’étanchement. Consignes de sécurité relatives au montage et à la première mise en service. Les produits hydrauliques sont exclusivement destinés au montage dans des machines, des installations ou des appareils. Par conséquent, le fonctionnement du produit hydraulique est toujours lié au fonctionnement de cette machine, c’est à dire le comportement de produits hydrauliques similaires peut varier en fonction du fonctionnement de la machine dans laquelle ces produits sont installés. La mise en service d’un entraînement hydraulique est interdite aussi longtemps que la machine, dans laquelle il sera installé, n’est pas conforme aux directives de l’UE. Avant la mise en service de l’entraînement hydraulique, vous devez être suffisamment familiarisé d’une part avec le fonctionnement du produit hydraulique et des appareils hydrauliques mis en oeuvre et, d’autre part, avec les fonctions d’entraînement hydrauliques de la machine, et avoir clarifié et éliminé les dangers potentiels. La mise en service ne doit être réalisée que par un personnel hydraulique qualifié et autorisé, et possédant les connaissances professionnelles requises. Les connaissances professionnelles en hydraulique signifient notamment que le personnel est en mesure de lire et de comprendre entièrement les schémas hydrauliques. Le personnel doit en particulier comprendre entièrement la fonctionnalité des éléments de sécurité installés et utilisés au sein du concept de sécurité global.



Avant la première mise en service. 1. Vérifiez la fourniture et relevez d’éventuels dommages dus au transport. 2. Vérifiez la présence et l‘intégralité de la notice d’utilisation pour le produit hydraulique. 3. Installez le produit hydraulique.

• observez la notice d’utilisation sur le produit.

• montez les composants hydrauliques, sans contrainte, sur des surfaces de fixation planes.

• serrez uniformément les vis de fixation avec le couple de serrage prescrit. 4. Vérifiez que les interfaces de l’installation ainsi que les conditions de montage

garantissent une exploitation en toute sécurité. 5. Contrôlez la structure du produit hydraulique à l’aide des schémas de raccordement,

nomenclatures des appareils et schémas de montage. Clarifiez toute divergence éventuelle avec les responsables.

6. Vérifiez à l’aide de la notice d’utilisation de l’installation de la machine, dans laquelle le produit hydraulique doit être installé, et par une inspection visuelle si la mise en service de l’équipement hydraulique risque de provoquer des mouvements dangereux et incontrôlés.

7. Dans le cas de risques prévisibles, prenez les mesures de précaution nécessaires :

• vérifiez que la tige de piston du vérin peut sortir sans danger,

• sécurisez toute charge à soulever avec un dispositif de levage/des moyens de suspension additionnels.

8. Vérifiez si la commande électrique de l’installation permet une commande manuelle des moteurs électriques et des électroaimants durant la mise en service. Si une commande manuelle n’est pas possible ou seulement dans des conditions difficiles, vous devez alors prévoir une commande. Il n’est pas recommandé d’effectuer la mise en service seulement avec le dispositif de commande auxiliaire équipant les valves étant donné qu’il est impossible de piloter plusieurs valves dans l’ordre correct prescrit.

9. Elaborez un programme de déroulement pour la mise en service et archivez-le dans les documents techniques comme annexe à la notice d’utilisation. Procédez comme suit en considérant les points suivants. Les entraînements hydrauliques sont toujours constitués de groupes fonctionnels :

• circuit de pompe (génération du débit d’huile sous pression) ; pompe, moteur électrique, réservoir d’huile, filtre, dispositifs de surveillance, etc,

• commande pour au moins un appareil sous pression (vérin, moteur) ; distributeurs, régulateurs de pression, régulateurs de débit et clapets antiretour,

• appareils sous pression (vérins, moteurs) avec valves associées, par ex. valve de frein.

10. Répartissez le schéma fonctionnel en circuits individuels pour permettre leur mise en service successive.

11. Lisez le schéma fonctionnel et clarifiez tous les éléments qui ne sont pas clairs. 12. Déterminez la position de commande des valves ainsi que le réglage nécessaire des

valves. 13. Posez les panneaux de signalisation, d’interdiction et d’avertissement et vérifiez si la

signification de ces panneaux est expliquée dans la Notice d’utilisation. 14. Effectuez la mise en service en procédant dans l’ordre suivant :

• circuit de pompe,

• éléments de la commande, par ex. mise hors pression et commutation, circulation libre, réduction de la pression, etc,

• circuit des vérins et des moteurs, d’abord déplacer, ensuite remplir et purger, puis optimiser tous les réglages.



Première mise en service et remise en service. Faites vérifier les accumulateurs hydrauliques existants et les systèmes de sécurité avant la mise en service par un spécialiste ou un expert conformément aux réglementations nationales applicables. 1. Nettoyez le bouchon du réservoir de transport et de stockage avant de l’ouvrir. 2. Nettoyez le groupe hydraulique ainsi que tous les autres sous-groupes pour empêcher toute

pénétration d’impuretés dans le circuit hydraulique lors de la mise en service. 3. Contrôlez l’intégrité des couches de peinture du réservoir. 4. Rincez les conduites de raccordement pour éliminer les impuretés, la calamine, etc. 5. Décapez et rincez les tubes soudés. Eliminez complètement toute trace d’eau et de

détergent avant de procéder avec les travaux. 6. Nettoyez l’intérieur des composants hydrauliques :

• nettoyez le bouchon de remplissage du réservoir hydraulique,

• enlevez la poussière et les copeaux à l’aide d’un aspirateur industriel,

• éliminez entièrement les résidus d’huile éventuels provenant de l’essai en usine,

• éliminez au besoin les traces de résinification dues à un stockage inapproprié. 7. Raccordez toutes les conduites de raccordement. Observez les consignes de montage des

fabricants des raccords à vis. Assurez-vous que des tubes ou flexibles sont branchés sur tous les raccords, ou que les raccords sont pourvus de bouchons filetés.

8. Contrôlez que les écrous-raccords et les brides sont correctement serrés sur les raccords et brides de tuyauterie.

9. Raccordez l’appareil hydraulique. Dimensionnez les conduites de raccordement en fonction des caractéristiques de puissance indiquées dans la notice d’utilisation.

10. Installez la partie électrique pour l’entraînement et la commande :

• contrôlez la puissance électrique raccordée,

• raccordez l’eau de refroidissement, si nécessaire,

• vérifiez le sens de rotation des pompes,

• contrôlez si de l’eau a pénétré dans le fluide hydraulique,

• observez les exigences suivantes avant de remplir le réservoir hydraulique, n’utilisez jamais un fluide hydraulique usagé dans des produits hydrauliques neufs,

• les récipients contenant le fluide hydraulique doivent être fermés et propres. En cas d’encrassement initial important du fluide hydraulique, utilisez un groupe de filtration pour remplir le réservoir hydraulique. L’élément filtrant doit être propre. La qualité de filtration doit correspondre au moins à la classe de pureté requise pour l’ensemble du système, ou bien être si possible encore meilleure.

11. Remplissez le réservoir hydraulique en utilisant si possible un raccord de remplissage, autant que possible sur le filtre de retour jusqu’au repère maxi du verre regard. Observez le niveau maximum du fluide en tenant compte du volume dans les conduites de raccordement et dans les appareils.

12. Réglez les régulateurs de pression et de débit, les régulateurs de pompe, les éléments de signalisation tels que manocontact, interrupteurs des limiteurs et régulateurs de température en ajustant les positions de commutation et les valeurs de réglage définies. DANGER : Ne pas modifier le réglage des valves avec fonction de sécurité, des valves avec interrupteur de position et des valves avec système électronique préréglé.

• régler les régulateurs de pression de service et les régulateurs de débit sur la valeur minimale possible,

• placer les distributeurs en position de base,

• réduire les valeurs de consigne des distributeurs proportionnels à des valeurs minimales,



• ne pas enlever les sceaux de plomb. Des sceaux de plomb endommagés ou retirés signalent une utilisation non conforme du produit hydraulique.

13. Suivant l’équipement, remplissez les accumulateurs hydrauliques à la pression prescrite de précharge du gaz et contrôlez la pression.

14. Remplissez le carter de pompe, remplissez le carter de pompe doté d’un raccord de drainage d’huile par le raccord de drainage d’huile.

15. Suivant l’équipement, ouvrez les robinets de la conduite d’aspiration. 16. Démarrez les moteurs d’entraînement :

• faire tourner brièvement le moteur électrique en marche par à-coups,

• moteurs à combustion au ralenti,

• observez le sens de rotation. 17. Purgez le circuit hydraulique (valve, pompe, moteur, conduite, vérin).

• effectuez la purge complète du produit hydraulique à basse pression,

• purgez le circuit hydraulique au niveau des conduites des appareils ou des conduites de mesure au point le plus haut,

• actionnez les valves de direction en marche par à-coups,

• effectuez ensuite plusieurs fois la sortie et la rentrée de tous les appareils,

• augmentez lentement la charge. Observez le niveau du fluide hydraulique à l’intérieur du réservoir et rajoutez du fluide si nécessaire. L’absence de mousse à l’intérieur du réservoir hydraulique, de mouvements saccadés de l’appareil et de bruits insolites indique que le système a été entièrement purgé.

18. Ajustez les valves et les capteurs, puis démarrez la machine :

• ajustez les cycles de commande des valves en réglant les temps et la rampe en fonction des conditions dynamiques,

• ajustez et optimisez le réglage des distributeurs proportionnels qui ne possèdent pas d’amplificateur intégré.

Les tolérances de fabrication exigent une mise au point de la valve et de l’amplificateur. Pour les valves avec électronique embarquée (OBE, On Board Electronics), la mise au point de la valve et de l’amplificateur a déjà été réalisée en usine. Les amplificateurs pour valves sans OBE sont livrés au départ d’usine avec un réglage de base. En fonction du type de valve et de l’amplificateur, vous devrez réaliser un ajustage du point zéro et de la sensibilité avant la mise en service.

19. Contrôlez la température de service après une marche continue de la machine pendant plusieurs heures. Des températures de service trop élevées signalent des erreurs ou défauts qui doivent être analysés et éliminés.

20. Eliminez les points de fuite éventuels en resserrant par exemple les raccords lorsque le circuit est hors pression. A l’exception d’une quantité d’humidité qui est insuffisante pour former une goutte, aucune fuite mesurable involontaire ne doit pouvoir être détectée.

21. Après la première mise en service, faites analyser un échantillon du fluide hydraulique pour contrôler la classe de pureté requise. Vidangez le fluide hydraulique si la classe de pureté requise n’est pas atteinte. En l’absence d’un contrôle technique en laboratoire après la première mise en service.

22. Remplacez le filtre hydraulique. 23. Documentez et archivez toutes les valeurs de réglage. 24. Pour assurer la sécurité des personnes et du système au terme de la première mise en

service, veuillez effectuer les contrôles suivants avec les valeurs maximales définies :

• contrôle de fonctionnement,

• contrôle sous pression. Rédigez un rapport de la mise en service dé la réception et faites le signer par l’exploitant. Ce rapport est un document important et doit être classé.



Comportement correct en cas de panne. En cas d’irrégularités et d’anomalies de fonctionnement, arrêtez immédiatement toutes les opérations sur le système et prévenez le personnel responsable. Si le personnel responsable n’est pas en mesure de supprimer immédiatement la (les) panne(s) :

• coupez l’interrupteur principal et arrêtez un éventuel moteur à combustion utilisé comme moteur d’entraînement,

• condamnez l’interrupteur principal contre une remise sous tension intempestive,

• contactez le constructeur de la machine. Principes pour la procédure de dépistage des pannes. Ces indications ont pour but de vous aider à établir des conditions optimales pour le dépistage des pannes. Conditions générales :

• tous les documents techniques nécessaires sont-ils à disposition?

• en l’absence d’un schéma hydraulique, peut-on élaborer un schéma hydraulique à partir de la structure, de la signalisation et du repérage des appareils?

• le nombre de points de mesure est-il suffisant ?

• existe-t-il des informations utilisables de la part de l’exploitant sur les formes d’apparition de la panne et sur le comportement de l’installation/des composants avant la panne ?

• existe-t-il un manuel de bord dans lequel des pannes similaires survenues dans le passé ont été enregistrées ?

Recommandations pour le travail de dépistage des pannes. La réussite d’un dépistage des pannes d’un produit hydraulique suppose des connaissances exactes de la conception et du mode de fonctionnement des divers composants. En particulier la combinaison de composants hydrauliques et électriques/électroniques complique le dépistage des pannes et suppose une étroite collaboration entre l’électricien et l’hydraulicien.

• Procédez avec méthode et de manière ciblée, même si le temps presse. Un démontage et déréglage aléatoires et irréfléchis des valeurs préréglées risquent, dans le pire des cas, de ne plus pouvoir détecter la cause d’origine de la panne.

• Faites-vous une idée globale du fonctionnement de l’équipement hydraulique de l’ensemble de l’installation dans laquelle l’équipement hydraulique est installé.

• Essayez de vérifier si l’équipement hydraulique a accompli sa fonction requise dans l’ensemble de l’installation avant l’apparition de la panne.

• Essayez d’évaluer les transformations apportées à l’ensemble de l’installation dans laquelle l’équipement hydraulique est installé :

• les conditions d’exploitation ou le domaine d’application de l’équipement hydraulique ont-ils été modifiés ?

• des modifications (par ex. transformations) ou des réparations ont-elles été exécutées sur l’ensemble du système (machine/installation, système électrique, commande) ou sur l’équipement hydraulique ? Si oui : lesquelles ?

• les valeurs de réglage de l’équipement hydraulique ont-elles été modifiées ?

• des opérations d’entretien ont-elles été réalisées récemment sur l’équipement hydraulique ?

• le produit hydraulique et la machine ont-ils été exploités conformément à l’usage prescrit ?

• comment se manifeste la panne ?

• Faites-vous une idée claire de l’origine de la panne. Interrogez au besoin l’utilisateur immédiat ou l’opérateur de la machine.

• Documentez les travaux réalisés, les valeurs de réglage, etc.

• Documentez au besoin les modifications/compléments qui doivent être intégrés dans la notice d’utilisation.



Procédure systématique pour le dépistage des pannes. • Existe-t-il un journal d’inspection et d’entretien qui renseigne sur la tendance des paramètres

de contrôle (par ex. température du fluide hydraulique, intervalles de remplacement des éléments filtrants, bruits) ?

• Quelles sont les expériences pratiques faites avec des anomalies identiques ou similaires ?

• notez les causes de la panne ayant une faible probabilité, vérifiez les causes de pannes enregistrées seulement après être certain que les causes de pannes ayant une probabilité supérieure ne sont pas à l’origine de la panne,

• établissez une liste des priorités avec les causes de pannes les plus probables,

• vérifiez les causes notées sur cette liste dans l’ordre correspondant (par conclusions théoriques, démontage, mesures ou essais),

• documentez la cause de la panne après l’avoir découverte et documentez également votre manière de procéder qui a permis de détecter la cause de la panne.

Consignes générales de sécurité pour la remise en état. Les travaux de remise en état ne doivent être réalisés que par un spécialiste autorisé et possédant les connaissances professionnelles requises en hydraulique. Les connaissances professionnelles en hydraulique signifient notamment que le personnel est en mesure de lire et de comprendre entièrement les schémas hydrauliques. En particulier, le personnel doit comprendre entièrement le fonctionnement des éléments de sécurité installés. Les composants ne doivent être démontés pour la réparation qu’en fonction des indications de la présente notice d’utilisation du composant. Il est absolument interdit de réparer des valves de sécurité. Elles doivent être remplacées intégralement. Les pièces défectueuses ne doivent être remplacées que par des composants neufs, identiques et contrôlés, en qualité de première monte. Après les opérations de remise en état, le produit hydraulique doit être contrôlé et réceptionné par un spécialiste en hydraulique avant chaque remise en service. L’exploitant du produit hydraulique doit contrôler le respect du plan d’inspection et d’entretien à l’aide d’un procès-verbal d’entretien. Tous les 10 ans, conformément à la directive sur les équipements sous pression 97/23/CE et aux ordonnances nationales correspondantes qui en découlent, les récipients sous pression doivent subir un contrôle de pression dont les résultats seront consignés dans un procès-verbal.

Maintenance. Le terme maintenance désigne selon DIN 31051 toutes les mesures à prendre pour conserver et rétablir l’état de consigne ainsi que pour déterminer et évaluer l’état réel des moyens techniques d’un système. Ces mesures se répartissent comme suit :

• inspection (détermination de l’état réel),

• entretien (maintien de l’état de consigne),

• remise en état (rétablissement de l’état de consigne). Ces mesures englobent :

• l’harmonisation des objectifs de maintenance avec les objectifs de l’entreprise,

• la définition des stratégies correspondantes pour la maintenance. Sécurité lors des travaux de maintenance. Dans l’intérêt de votre propre sécurité, veuillez toujours respecter avec le plus grand soin toutes les consignes de sécurité indiquées ci-après.

• Vérifiez régulièrement le parfait fonctionnement des dispositifs de sécurité.



• Réalisez toutes les opérations de maintenance correctement, entièrement et dans les délais impartis, et documentez ces travaux.

• Informez l’ensemble du personnel avant le début des opérations de maintenance.

• Délimitez la zone de maintenance avant le début des opérations.

• Signalez les opérations de maintenance par des panneaux d’avertissement correspondants. Mettre en place des panneaux d’avertissement, notamment au niveau de l’armoire de distribution, de l’interrupteur principal, des actionneurs et des accès.

Si vous devez couper l’alimentation du produit hydraulique, empêchez sa remise en marche intempestive de la manière suivante :

• arrêtez tous les entraînements, déconnectez le circuit hydraulique du réseau en coupant l’interrupteur principal,

• mettez le produit hydraulique hors pression (détendre l’accumulateur, si nécessaire),

• condamnez l’interrupteur principal contre une remise sous tension intempestive. Avant toute intervention manuelle sur le produit hydraulique qui ne sont pas automatiquement mis hors pression :

• déplacez tous les vérins en fin de course de sécurité,

• abaissez toutes les charges,

• coupez toutes les pompes,

• bloquez mécaniquement les vérins verticaux pour empêcher leur descente. Sur des unités en suspension, il est strictement interdit d’exécuter des travaux de maintenance sans dispositif de protection externe,

• mettez hors pression tout accumulateur hydraulique existant en respectant les règles inhérentes.

• coupez la pression d’alimentation et condamnez le produit hydraulique contre une remise en marche intempestive,

• vérifiez que seul un personnel autorisé se trouve dans la zone de travail.

• portez des lunettes et des gants de protection ainsi que des chaussures de sécurité,

• laissez refroidir les sections du système et les conduites sous pression à ouvrir avant le début des opérations de maintenance.

• ouvrez lentement les segments qui se trouvent nécessairement encore sous pression. Si des clapets anti retour se trouvent dans les conduites de pression au-dessus des pompes, le système hydraulique peut encore se trouver sous pression même après avoir coupé la pression d’alimentation. Certains segments tels que les servo vérins restent sous pression en raison de la position de blocage des distributeurs proportionnels (dans le schéma hydraulique, tous les distributeurs sont indiqués avec leur position de base). Points à observer :

• seuls des composants, des pièces de rechange et des lubrifiants neufs, identiques et homologués, en qualité de première monte, peuvent être utilisés pour le remplacement et l’exploitation,

• pour des raisons de sécurité, l’installation de composants usagés et/ou non contrôlés est interdite et entraîne la perte de conformité UE.

Pendant les opérations de maintenance, il peut être nécessaire de déposer temporairement certains dispositifs de protection. Dans ces cas, manipulez le produit hydraulique avec extrême précaution.



Informations générales relatives aux accumulateurs hydrauliques. Avant la mise en service et durant l’exploitation, il convient d’observer les prescriptions locales applicables pour les accumulateurs hydrauliques. L’exploitant est seul responsable de l’application des prescriptions existantes. Les accumulateurs hydrauliques sont soumis aux ordonnances nationales qui découlent de la directive CE concernant les équipements sous pression 97/23/CE. Il faut conserver soigneusement les documents fournis pour les contrôles périodiques ultérieurs par l’expert. La mise en service des accumulateurs hydrauliques ne doit être confiée qu’à des spécialistes formés en la matière. Le soudage, le brasage ainsi que tout autre travail mécanique sur l’accumulateur est interdit (risque d’explosion lors du soudage et brasage). Risque d’éclatement et perte de l’autorisation d’exploitation en cas d’intervention mécanique. Ne pas charger l’accumulateur hydraulique avec de l’oxygène ou de l’air (risque d’explosion). Mettre le système hors pression avant de travailler sur l’installation hydraulique. Un montage non conforme peut entraîner des dommages corporels et matériels extrêmement graves. Dispositifs de sécurité des accumulateurs hydrauliques. L’équipement, l’installation et l’exploitation des accumulateurs hydrauliques sont réglementés par la directive nationale découlant de la directive CE sur les équipements sous pression 97/23/CE et, en Allemagne, également par les Règles techniques sur les récipients sous pression (TRB = Technische Regeln Druckbehälter). Celles-ci imposent les équipements de sécurité suivants :

• dispositif de protection contre les surpressions (homologué)

• dispositif de détente

• dispositif de mesure de la pression

• raccord pour manomètre de contrôle

• dispositif de verrouillage

• option : dispositif de détente à commande électromagnétique

• dispositif de sécurité contre un dépassement de température.



BRUIT EN HYDRAULIQUE.

Le danger du bruit : Les installations hydrauliques et pneumatiques peuvent générées des sources de bruit dangereuses pour l’homme, il faut donc sensibiliser le personnel à ses dangers, ses conséquences et au port de protections auditives.

Le bruit est constitué de vibrations. Caractérisation en fonction de 3 paramètres :

INTENSITÉ FRÉQUENCE DURÉE

D’après le décret N°88-405 du 21 avril 1988, l’employeur doit réduire le bruit au niveau le plus bas raisonnable possible compte tenu de l’état des techniques.

Les fabricants de composants hydrauliques indiquent dans leurs documentations industrielles la valeur du bruit générée par leur produit.

Seuil d’audibilité : 0 dB

Jusqu’a 85dB (A) = Pas de danger

Seuil de la douleur : 130 dB

Entre 85 dB (A) et 90 dB (A) Présomption de danger

A partir de 90 dB (A) = DANGER



Origine du bruit.

Bien que le choix du fluide n'ait qu'une incidence indirecte sur le niveau sonore, l'état du fluide revêt une importance capitale dans la lutte contre le bruit d'un système hydraulique.

Certains facteurs affectant l'état du fluide peuvent rendre un système hydraulique particulièrement bruyant.

1. Une viscosité très élevée à la température de démarrage peut rendre une pompe bruyante par suite de cavitation.

2. Si la viscosité est légèrement trop élevée à la température de fonctionnement, l'huile sera recyclée avant que l'air entraîné n'ait eu le temps de s'évacuer dans le réservoir.

3. L'aération d'un fluide peut provenir de différentes sources: entrées d'air au niveau des raccords de tuyauterie dans les lignes d'aspiration, vitesse élevée dans les lignes de refoulement, fuites aux étanchéités de vérins, ou restitution du fluide au-dessus du niveau dans le réservoir. La présence d'air dans le fluide provoque un bruit semblable à la cavitation.

4. Un fluide contaminé peut provoquer une usure excessive des organes internes des pompes, ce qui peut en augmenter le niveau sonore.

5. Les systèmes fonctionnant avec un fluide à base d'eau peuvent être bruyants en cas de vaporisation du fluide sous l’effet d'une dépression ou de la température.

Exemple : Pompe à pistons à cylindrée variable : valeur du bruit en fonction du débit, de la vitesse de rotation et de la pression.



Guide pour l’entretien des installations hydrauliques. Document ATOS



VADE MECUM. Doc UNITOP. 1. Ecouter pour satisfaire.

1.1 Proposer au client un Cahier des charges. 1.2 Organiser le retour d'expérience avec le client. 1.3 Faire participer le client au Cahier des charges. 1.4 Définir clairement le contenu de la prestation. 1.5 Préciser l'engagement de performance attendu.

2. Maintenir en permanence les compétences nécessaires aux prestations notamment par formation. Le niveau de compétence des différents acteurs d'exploitation et de maintenance conditionne les performances d'exploitation d'une installation, sa durée de vie et la sécurité des personnes. En conséquence, le prestataire s'engage à : 2.1 Un suivi des technologies produits et de l'innovation du domaine. 2.2 Définir et mettre à jour un plan de formation annuel de son personnel. 2.3 Proposer -si nécessaire- un plan de formation adapté destiné au personnel en charge de l'exploitation.

3. Formaliser la relation commerciale et technique par un document contractuel adapté aux besoins. 3.1 Ce document contractuel sera adressé au client avant toute intervention et ce pour éviter tout malentendu. 3.2 Ce document comportera les conditions d'intervention.

4. Mettre en oeuvre les moyens pour assurer le service prévu A cet effet, le prestataire s'engage à : 4.1 Disposer d'une organisation lui permettant d'assurer le service prévu. 4.2 Maintenir en évolution les hommes et les outils:

• équipement & outillage.

• connaissances, savoir-faire et moyens humains. 5. Observer les procédures définies dans son plan "Assurance Qualité" et constituer un historique des interventions.

A cet effet, le prestataire garantit : 5.1 Une organisation adaptée. 5.2 Un suivi individuel.

6. Accepter l'audit du client et de son représentant accrédité 6.1 Le client pourra se faire son idée lui-même ou accréditer une personnalité compétente (sous réserve d’un

accord partagé). 6.2 L’audit pourra comporter:

• visite de l'entreprise.

• visite de ses moyens.

• consultation du manuel d'assurance qualité ou équivalent. 7. Respecter les règles fondamentales d'éthique :

7.1 Confidentialité : dans l'intérêt des deux parties, le respect de la confidentialité nécessite un accord au plus tôt entre les partenaires.

7.2 Loyauté. 7.3 Transparence et clarté.

8. Respecter les règles de l'art, la réglementation, en prenant en compte les facteurs sécurité et environnement.

La sécurité des personnes et la protection de l'environnement sont l'oeuvre de tous : à cette fin, le propriétaire des installations et le prestataire doivent coopérer activement pour développer des actions visant à la maîtrise des risques chacun dans son domaine. 8.1 Le propriétaire, dans le domaine de l'exploitation du site, parce qu'il est le seul à en connaître les

contraintes et les risques. Il est responsable de la conformité des installations avec la réglementation, tant en matière de sécurité que de la protection de l'environnement.

8.2 Le prestataire, dans le domaine relevant de ses compétences, parce qu'en tant que professionnel de la maintenance, il en maîtrise les techniques et les méthodologies. Il suit activement l'évolution de la normalisation et il applique la réglementation dans le domaine concernant son activité. Il assure enfin son savoir-faire "métier'.

9. Assurer une pérennité des prestations et des services associés. 9.1 Assurance d'une fiabilité dans le temps, aujourd'hui et demain. 9.2 Assurer la fourniture de pièces d'origine.

10. Garantir les prestations En conformité avec le 3. : 10.1 Fournir une garantie dans le cadre d'une juste répartition de la responsabilité. 10.2 Fournir une garantie dans le cadre d'une gestion des risques par l'exploitant.



FLUIDES & TRANSMISSIONS N°74 MARS 2005

DE NOUVEAUX DÉFIS POUR LES HUILES HYDRAULIQUES Les circuits hydrauliques sont désormais plus petits, plus compacts et capables de fonctionner à une vitesse très élevée.

Toutefois, ces améliorations imposent des contraintes supplémentaires sur les fluides hydrauliques constate Ronald Bakker, expert technique des fluides hydrauliques chez Shell.

« A l’opposé des grands circuits industriels, plus anciens, les nouvelles machines disposent d’un réservoir d’huile de plus petite capacité et, par conséquent, une quantité plus faible d’huile est disponible lors des cycles d’utilisation. Par ailleurs, avec les machines actuelles, plus compactes et fonctionnant à des cadences plus élevées, il faut davantage d’huile pour chaque pompe afin de satisfaire la hausse de productivité. Puisqu’une plus grande puissance est absorbée par une plus petite quantité d’huile, l’huile hydraulique fonctionne à une température plus élevée, ce qui peut entraîner son oxydation ».

La température de fonctionnement a une incidence considérable sur les performances et la durée de vie des circuits hydrauliques.

Des études montrent que pour chaque hausse de 10°C de la température de l’huile au-delà de 70°C, la durée de service de l’huile diminue de 50%.

Pour cette raison, le choix des additifs de l’huile joue un rôle essentiel dans la qualité et les performances du fluide. Par exemple, lorsque l’huile s’oxyde, des boues se forment qui colmatent les filtres et encrassent les tiroirs de distributeurs. Cela peut provoquer une panne du système hydraulique. De plus, l’huile s’épaissit, ce qui rend les pompes plus bruyantes et favorise l’usure des organes tout en augmentant considérablement les coûts d’entretien.

Avec la baisse de la capacité d’huile dans les machines et l’augmentation des cadences, le temps de repos de l’huile dans les machines actuelles est considérablement réduit.

Par exemple :

• un circuit hydraulique courant avec une capacité d’huile de 600 litres et une capacité de pompe de 100 litres : l’huile reste au repos pendant 6 minutes.

• dans les circuits modernes, la capacité d’huile est souvent de 300 litres avec une capacité de pompage de 150 litres : le temps de repos est donc de 2 minutes.

On constate alors une augmentation considérable des contraintes imposées sur l’huile qui doit se débarrasser des contaminants, comme l’air et l’eau, accumulés pendant le cycle. Cet état contribue à la difficulté pour l’huile de s’épurer de ces contaminants et qui doit absolument retrouver ses performances initiales sous peine de dysfonctionnement. La conséquence directe est la diminution du rendement des machines et des dégâts occasionnels sur les organes hydrauliques du circuit.

Lors de l’achat de nouvelles machines, les industriels doivent vérifier le type de service et la sévérité de fonctionnement et adapter le fluide le plus performant pour répondre aux exigences de lubrification et de transmission de puissance. Par exemple, les nouvelles machines exigent peut-être une huile de viscosité plus élevée, en raison des conditions de service plus contraignantes, pression, températures, etc…

Si l’huile n’est pas d’une qualité suffisante, l’eau, l’air et d’autres contaminants peuvent s’introduire dans le système, avec des conséquences sérieuses sur le fonctionnement du système hydraulique et sur la qualité des pièces fabriquées.

Par exemple, de l’eau pénétrant dans le circuit en quantité excessive peut provoquer de graves problèmes. Lors des périodes d’arrêt des machines, l’eau peut décanter au fond du réservoir d’huile, provoquant la création de rouille à l’intérieur de celui-ci. Lors du redémarrage, la première circulation d’huile véhiculera une forte teneur en eau.

L’eau étant un mauvais lubrifiant, une teneur excessive en eau dans les fluides hydrauliques peut endommager les pompes, entraîner la défaillance des roulements et éventuellement bloquer les filtres en raison d’une forte prolifération bactérienne.

L’air présent dans les fluides hydrauliques peut aussi poser de graves problèmes. Si les bulles d’air générées lors du cycle n’ont pas le temps de monter vers la surface et de se dissiper, alors la pompe les entraîne dans tout le circuit, tout comme avec l’eau. L’air dans les fluides hydrauliques peut provoquer des problèmes tels que la cavitation et les bulles d’air sont responsables d’une hausse rapide de la température jusqu’à ce qu’elles éclatent.

Cette hausse provoque la carbonatation de l’huile, avec pour résultats son noircissement et la génération de dépôts de carbone qui endommagent les pompes.



La cavitation peut nécessiter le remplacement des pompes, ce qui exige aussi le nettoyage du circuit pour enlever toutes les particules, et la vidange d’huile.

Les autres problèmes causés par l’air dans les fluides hydrauliques sont le déréglage des commandes, une perte de puissance, le moussage, un mauvais contrôle de la température, le bruit, une mauvaise lubrification et l’oxydation.

Avec toutes ces contraintes sur les performances des huiles hydrauliques, une huile efficace doit être excellente dans plusieurs domaines : anti-usure, désaération, désémulsion, filtrabilité, stabilité au stockage, stabilité thermique, anti-mousse, stabilité hydraulique et anti-mousse.

La norme DIN (Deutsches Institut für Normung, agence allemande de normalisation) pour les huiles hydrauliques définit les spécifications auxquelles ces huiles doivent répondre. Les entreprises doivent considérer cette norme comme une exigence minimale et consulter les directives et/ou spécifications de lubrification du fabricant du circuit hydraulique afin de connaître les exigences spécifiques liées au matériel et à ses conditions de production.

L’huile hydraulique est l’élément vital de tout circuit et elle doit, en toutes circonstances, être en mesure de faire face à toutes les exigences y compris les plus contraignantes pour les satisfaire dans de bonnes conditions de longévité. »

Réduire les temps d’arrêt des machines et maximiser leur productivité.

Tels sont les maîtres mots qui ont présidé à l’élaboration de la « Shell Tellus Nouvelle Génération », nouvelle gamme d’huiles hydrauliques dont « Shell Lubricants » a procédé au lancement mondial au cours du deuxième semestre de 2004.

De fait, les risques auxquels sont soumises les installations hydrauliques au cours de leur existence sont nombreux :

• développement de la corrosion,

• contamination de l’ensemble du circuit,

• formation de boues,

• augmentation de l’usure,

• colmatage rapide des filtres,

• gommage des tiroirs de distributeurs, figurent parmi les conséquences possibles, sinon probables, de l’utilisation d’une huile hydraulique peu performante.

En découle inéluctablement des dégâts importants sur les composants hydrauliques, qu’il s’agisse des pompes, des filtres ou des joints et flexibles et, la plupart du temps, leur renouvellement prématuré.

Quand ce n’est pas l’ensemble de la machine qu’il faut réparer ou remplacer ! D’où des arrêts de production très coûteux ou, dans les meilleurs des cas, un accroissement exagéré des opérations de maintenance.

Et cela alors que le coût des fluides constitue une partie mineure du budget d’exploitation d’une installation hydraulique. A petite cause, grands effets…

« Selon nos estimations, jusqu’à 70% des problèmes opératoires dans les circuits hydrauliques sont dus à la mauvaise condition d’utilisation ou à la contamination du lubrifiant », explique Frédéric Farshchi, Responsable du Marketing européen des lubrifiants industriels Shell.

« Utiliser des huiles hydrauliques de médiocre qualité ne fait pas faire d’économies. Heureusement, ce type de messages passe de mieux en mieux auprès de nos clients à qui il apporte la tranquillité d’esprit à laquelle ils aspirent ».

L’exemple d’un récent essai sur une machine d’injection de plastique qui souffrait depuis longtemps de pannes fréquentes de pompes et donc, d’arrêts très pénalisants. L’utilisation de la nouvelle huile et le suivi régulier de celle-ci ont permis d’augmenter le temps de production de 73 minutes par semaine tout en maintenant la pompe en bonne condition. Résultat pour l’entreprise : une économie de plus de 20.000 euros par an…

« La notion de coût total machine prend de plus en plus d’importance chez nos clients qui constate que le fluide hydraulique est un composant à part entière,. C’est véritablement le « sang » des machines, dont l’état sera déterminant pour la bonne santé de toute l’installation »… conclut Frédéric Farshchi



Pour une agriculture toujours plus performante Apparu en France au lendemain de la seconde guerre mondiale, le machinisme agricole moderne a fait en quelques décennies des progrès considérables. Les premiers engins étaient particulièrement "rustiques", mêlant la mécanisation, la motorisation et divers équipements directement hérités de leurs prédécesseurs. Il n'est que de voir les premiers sièges de tracteurs, coque en acier percée de trous et de les comparer aux sièges ergonomiques actuels pour s'en rendre compte. Le grand pas en avant réalisé à l'époque résidait essentiellement dans l'autonomie et la motorisation, qui affranchissait l'agriculteur de l'animal permettant un travail plus régulier et plus durable. A l'époque, le tracteur portait bien son nom : il se contentait de tracter des appareils et de leur transmettre de la puissance; cette transmission était la plupart du temps mécanique. L'un des seuls appareils autonomes spécifiques était la "moissonneuse batteuse". Aujourd'hui, le tracteur remplit également des fonctions de commande et de régulation, grâce à des automatismes et des ordinateurs embarqués et nous avons assisté parallèlement à l'apparition de nouveaux engins autonomes (vendangeuses, pulvérisateurs etc.). La science est entrée dans ces machines, la régulation permet d'optimiser le travail des exploitants et de réaliser de substantielles économies en termes de temps, de produit. Puissance. En premier lieu pour la transmission de puissance, la part de l'hydraulique est de plus en plus prépondérante. Sur les tracteurs, l'hydraulique arrive au 2ième rang après la puissance de traction; on atteint des puissances hydrauliques de 30 à 50 KW qui ne sont donc plus seulement de l'assistance ou du positionnement mais bien des fonctions de travail. Les outils peuvent être soit tractés soit portés. Dans le cas d'outils tractés, il faut essentiellement transmettre la puissance, dans le cas d'outils portés, il faut aussi assurer une fonction de relevage, nécessitant souvent de fortes puissances. Dans ce cas, le système doit non seulement supporter le poids de l'outil mais également compenser la réaction du sol sur l'outil; il est ainsi asservi à un signal d'effort de traction.



HYDRAULIQUE MOBILE : ÉVOLUTION DE LA PROPULSION HYDRAULIQUE HYBRIDE

L’article de février 2008 présente l’évolution des technologies de la propulsion hybride et expose l’état des technologies hybrides hydrauliques et hybrides électriques dans les applications sur véhicules utilitaires et poids lourds :

Sur véhicules utilitaires, la propulsion hydraulique hybride a été exposée par des systèmes tels le

système "Hydraulic Launch AssistTM" ou HLATM

développé par Eaton Co et qui permet d’optimiser l’économie de carburant de près de 60%.

Ce système comporte une unité Moteur / pompe fonctionnant comme un moteur ou une pompe selon le cycle, et 2 accumulateurs.

Durant le freinage l’unité moteur/pompe fonctionne comme une pompe et draine le fluide de l’accumulateur basse pression vers l’accumulateur haute pression en pressurisant à haute pression l’azote. Pendant l’accélération, le fluide de l’accumulateur haute pression actionne l’unité moteur/pompe qui fonctionne alors comme un moteur et propulse le véhicule.

Ce système convient pour poids légers. Un système HLA comprenant un réservoir et un accumulateur haute pression est dédié aux applications sur véhicules poids lourds.

De récents tests sur véhicules de distribution de colis révèlent une optimisation d’économie de carburant de 60 à 70%. Des véhicules équipés de HLA devraient être commercialisés en 2008.

Les applications électriques hybrides se développent aussi dans l’utilitaire (sur véhicules de dépannage par exemple).



Hydraulic Launch AssistTM (HLA®).

Dans une configuration hybride parallèle, le système de propulsion hydraulique HLA de Eaton complète le groupe motopropulseur classique. Ce système est adapté pour des véhicules soumis à des arrêts fréquents tels camions de ramassage d’ordures et bus etc. Sur ce type de véhicules, des économies d’énergie de 20 à 30% sont réalisées.

Dans la configuration parallèle, le système HLA permet une régénération avec une récupération de 70% de l’énergie de freinage et une assistance à la propulsion.

Ce système présente 2 modes de fonctionnement :

• Le mode économique : l’accélération du véhicule est assurée uniquement par l’accumulateur, le moteur thermique entrant en action seulement lorsque l’accumulateur s’est vidé. Ce mode est plus économe en carburant,

• Le mode performance : l’accélération du véhicule est assurée à la fois par l’accumulateur et le moteur. Ce mode augmente la performance de propulsion.

Eaton prévoit la mise à niveau de camions et la commercialisation de ce système en 2008.

Le Centre canadien de Développement des Transports présente une étude technico-économique comparative de la traction hydraulique hybride et électrique hybride sur camions de ramassage d’ordures. Ce projet s’intéresse au potentiel du parc nord américain qui compte près de 200000 bennes de ramassage d’ordure. Cette étude montre que dans l’état de la technologie (en 2005-2006), les systèmes hydrauliques hybrides sont moins économes en carburant (par récupération) que les systèmes électriques hybrides évolués mais les premiers sont moins coûteux et simples à mettre en oeuvre que les seconds :

Une traction hydraulique hybride parallèle sur poids lourd mettrait en œuvre des composants hydrauliques standard.

US2007278027 : Hydraulic hybrid vehicle with integrated hydraulic drive module and four-wheel-drive, and method of operation thereof (December 2007)

A vehicle includes an integrated drive module coupled to an axle thereof. The module includes a hydraulic motor configured to provide motive power at an output shaft, and a differential for distributing the motive power to right and left portions of the axle. The hydraulic motor and the differential are encased within a common housing. The vehicle may include a second integrated drive module having, within a housing, a second hydraulic motor.



ÉNERGIES NOUVELLES: « OLAER » SURFE AU SOMMET DE LA VAGUE!

Transformer le mouvement des

vagues en énergie électrique :

c'est l'objectif prometteur que

s'est fixé la société britannique

Océan Power Delivery Ltd en

coopération avec Fawcett

Christie (groupe Olaer) grâce à

son système Pelamis P-750

Wave Energy Converter, fruit de

six années de développement,

tests et modélisations.

Et aujourd'hui, ça marche !

Un prototype est actuellement en fonctionnement au large des côtes du Portugal sous la forme de trois véritables serpents de mer flottants de 3,5 mètres de diamètre, constitués de quatre tronçons d'une longueur totale de 150 mètres. Il y a donc trois articulations par serpent de mer. Chacun des tronçons est relié au suivant par une articulation qui constitue le module de génération d'énergie (PPCM : Pelamis Power Conversion Module).

Le fonctionnement est simple : l'énergie des vagues est transformée en mouvement linéaire par l'intermédiaire d'un vérin qui pousse l'huile dans un système de récupération (accumulateurs haute pression) qui va délivrer cette énergie à des moteurs hydrauliques qui, eux-mêmes, vont entraîner des générateurs électriques.

Un simple câble permet de diriger l'énergie produite vers le fond de la mer, puis vers la côte. Il s'agit d'un véritable système hydraulique "inversé", remarque Christian Lecossier, Directeur Produit du groupe Olaer qui fournit les accumulateurs. Dans un circuit hydraulique classique, l'énergie électrique est transformée en mouvement mécanique via la puissance hydraulique.

Ici, on part du mouvement mécanique de l'actionneur pour remonter à la génération électrique.

Les résultats sont probants ; un seul tube représente une puissance installée de 750 kW (3 modules de 250 kW équipés chacun d'un système complet de génération électro-hydraulique). Au total, la production annuelle d'électricité atteint 2,7 GWh.

Selon la société Océan Power Delivery, un champ offshore d'une quarantaine de machines occupant une superficie de 1 km² aurait une capacité de 30 MW et permettrait d'approvisionner plus de 20.000 foyers en électricité...

Schéma de principe :



Schéma hydraulique de principe :

A

SORTIE DE TIGE.

RENTRÉE DE TIGE.



DOCUMENTS

Ce clapet à inclure directement dans un orifice pratiqué sur le vérin, provoque le blocage de celui-ci lors de l'augmentation instantanée du débit, dû à la rupture de la tuyauterie sur la ligne d'alimentation correspondante.



MOTEUR HYDRAULIQUE type BG



BG 40



SERVODISTRIBUTEUR document MOOG® série D661 à 665.



SERVO-VÉRIN



Extrait de la documentation « Leroy Somer® »

152221607 01 Hydraulique Industrielle Appliquee Guibert

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