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ARTS et METIERS Paris Tech CER Aix en Provence

TRANSMISSION DE PUISSANCE HYDRAULIQUE

V 2010 Alain LAGIER

ENSAM Aix en Provence - Alain LAGIER – Transmission de Puissance Hydraulique – 12/2005 2�

1 Introduction : Exemples d'utilisations de Transmission de Puissance Hydraulique ................................................................4 1.1 Automobile ........................................................................................................................................................................4 1.2 Avionique ..........................................................................................................................................................................4 1.3 Engins de Travaux publics ................................................................................................................................................4 1.4 Jardinerie ..........................................................................................................................................................................4 1.5 Presses, machines-outils ..................................................................................................................................................4 1.6 Robotique .........................................................................................................................................................................5 1.7 Tracteurs et machines agricoles .......................................................................................................................................5

2 Bibliographie utile .....................................................................................................................................................................6 3 Quelques éléments d’histoire ...................................................................................................................................................7

3.1 L'école d'Alexandrie ..........................................................................................................................................................7 3.2 Le Moyen Age ...................................................................................................................................................................7 3.3 La renaissance ..................................................................................................................................................................7 3.4 Les XVII° et XVIII° siècles ................................................................................................................................................8 3.5 Le XIX° siècle ...................................................................................................................................................................8 3.6 Le XXème siècle ...............................................................................................................................................................9 3.7 Aujourd’hui ........................................................................................................................................................................9

4 Pour ou contre la Transmission de Puissance Hydraulique ? ................................................................................................11 4.1 Encombrements, puissance massique ...........................................................................................................................11 4.2 Aspect énergétique, rendement ......................................................................................................................................11 4.3 Compressibilité et faible raideur ......................................................................................................................................12

5 Comment effectuer un positionnement avec des actionneurs oléo-hydrauliques ? ...............................................................12 5.1 Généralités ......................................................................................................................................................................12 5.2 Utilisation des vérins ......................................................................................................................................................13 5.3 Utilisation de moteurs rotatifs ..........................................................................................................................................22

6 Les circuits de bases de TPH .................................................................................................................................................30 6.1 Méthode de conception d’un circuit de base ...................................................................................................................30 6.2 Circuits classiques ..........................................................................................................................................................31 6.3 Schématisation ...............................................................................................................................................................33

7 Les composants des circuits de TPH .....................................................................................................................................34 7.1 Les fluides utilisés en TPH ..............................................................................................................................................34 7.2 Le réservoir .....................................................................................................................................................................42 7.3 Les canalisations ............................................................................................................................................................44 7.4 Les filtres .........................................................................................................................................................................48 7.5 Les pompes : générateurs de débits ou de pression ......................................................................................................48 7.6 Les limiteurs de pression et valves de contrôle de pression ...........................................................................................50 7.7 Les éléments de contrôle de débit ..................................................................................................................................54 7.8 De l’application d'efforts moteurs ou résistants ..............................................................................................................56 7.9 Les distributeurs ..............................................................................................................................................................56 7.10 Les accumulateurs ........................................................................................................................................................58 7.11 Les refroidisseurs et réchauffeurs ................................................................................................................................62

8 Introduction au positionnement asservi ..................................................................................................................................62 8.1 Vérin simple effet et cavitation ........................................................................................................................................62 8.2 Vérin double effet équipé de "freins" de débits ...............................................................................................................62 8.3 Vérin double effet alimenté par une pression constante .................................................................................................63 8.4 De la commande en boucle ouverte BO ou boucle fermée BF .......................................................................................63

9 Introduction aux Transmissions hydrostatiques de vehicules ................................................................................................68 9.1 Besoin : ..........................................................................................................................................................................68 9.2 Moyens : ........................................................................................................................................................................68 9.3 Etapes du dimensionnement ..........................................................................................................................................68 9.4 Distributeur proportionnel ................................................................................................................................................70 9.5 Servo commande ............................................................................................................................................................70

10 Raideurs et fréquence propre des actionneurs ....................................................................................................................70 10.2 Fuite dans un assemblage cylindre piston ....................................................................................................................71 10.3 Annexes ........................................................................................................................................................................72 10.4 Symbolisation associée au schémas de TPH ...............................................................................................................72 10.5 Bases de mécanique des fluides utiles en TPH ............................................................................................................77 10.6 Ecoulement avec frottement .........................................................................................................................................78 10.7 Calcul des pertes de charges .......................................................................................................................................81 10.8 Lexique Français – Anglais - Allemand ......................................................................................................................82

ARTS et METIERS Paris Tech - Aix en Provence - Alain LAGIER – Transmission de Puissance Hydraulique – 2009 3�

1 INTRODUCTION : EXEMPLES D'UTILISATIONS DE TRANSMISSION DE

PUISSANCE HYDRAULIQUE La transmission de Puissance Hydraulique est présente dans tous les domaines de l’industrie des plus rustiques aux plus « high tech », dans la production de masse comme dans la machine d’essai la plus sophistiquée.

1.1 Automobile Longtemps la direction assistée fut réservée aux véhicules lourds ou aux véhicules haut de gamme. Citroën en fut le précurseur avec la DS (1956). La direction assistée est aujourd'hui montée en série sur la plupart des véhicules de tourisme utilisant une pompe hydraulique entraînée par le moteur thermique ou, de plus en plus, par un moteur électrique 12VCC.

1.2 Avionique Servocommandes, servovalves, asservissements à grande bande passante, tel est le paysage qu’offre l’avionique de la TPH. C’est le domaine de la haute technologie, fait renforcé par la nécessité de concevoir des composants d’une grande légèreté.

1.3 Engins de Travaux publics Les commandes par vérins hydrauliques ont presque totalement supplanté les dispositifs à câbles et crémaillères qu'on trouvait sur ces machines jusqu'à la fin des années 50. L'hydraulique trouve son application aussi bien dans la mini pelle de 0,5 tonnes que dans l'excavatrice de 350 tonnes. Elles fonctionnent sur tous les chantiers, du Sahara à l'Alaska. Les pressions couramment atteintes vont de 250bar (25MPa) à 450 bar (45MPa).

1.4 Jardinerie Le domaine grand public du matériel de jardinerie est aussi investi par la TPH. On trouve ainsi des tondeuses à gazon à transmission hydrostatique. La hache est remplacée par la fendeuse de bûche hydraulique.

1.5 Presses, machines-outils La presse est celle d’un ajusteur monteur qui fournit un effort de quelques centaines de kN, mais c’est aussi la presse à forger ou à matricer de « 5000t ». Sur une telle machine, il n’y a pas moins de 12 pompes entraînées chacune par un moteur de 450kW qui débitent, en tout, 125l/s sous 400bar (40Mpa). Dans les machines-outils sont utilisées des actionneurs spéciaux comme les amplificateurs d'efforts ou de couple. Ils utilisent un moteur pas à pas ou CC qui commande, via un asservissement de position, un distributeur hydraulique ; celui-ci alimente un vérin ou un moteur hydraulique de grande puissance. Lorsqu’une grande précision est recherchée, la pression est limitée à 5 ou 10 MPa pour réduire l’effet de la compressibilité des fluides hydrauliques.

1.6 Robotique Les robots de manutention de charge supérieure à 25daN utilisent en général des actionneurs hydrauliques. Les moteurs hydrauliques sont attrayants par leur forte puissance massique ainsi que par la possibilité de les alimenter au travers de distributeurs proportionnels ou de servovalves pilotés électroniquement.

1.7 Tracteurs et machines agricoles Pendant longtemps le tracteur agricole ne fut pas plus efficace en labour qu'une paire de bœufs. Le relevage hydraulique, inventé en 1925 par Harry FERGUSON, va révolutionner l'attelage des machines agricoles. Par son système d'asservissement, il permet de contrôler la position des outils attelés mais aussi l'effort qu’ils appliquent sur le tracteur. L’utilisation de la transmission de puissance hydraulique permet de multiplier les actionneurs et de réaliser des machines de plus en plus performantes. Les pressions varient de 15 à 20MPa.


2 BIBLIOGRAPHIE UTILE La technologie de la TPH présente une grande diversité. L’aborder nécessite, de même, de savoir consulter un large éventail d’ouvrages. Il est donné ci-après une liste, non exhaustive, d'ouvrages de base en Français. Les Techniques de l'Ingénieur présentent aussi plusieurs chapitres sur le sujet. Il ne faut pas ignorer les ouvrages en Anglais ou en Allemand. Les revues qui traitent du sujet sont entre autres, Energie Fluide, Hydraulics and Pneumatics, et surtout, pour le haut niveau technologique de ses articles, Ölhydraulik und Pneumatik. La toile Internet est devenue une immense source de données. Il faut toujours vérifier la fiabilité et la crédibilité de ces sources qui ne sont pas validées par un comité de lecture !

TITRE

AUTEUR

EDITEUR

1

Hydraulique : Machines et Composants

Georges FAYET

EYROLLES

2

Oléo-Hydraulique

Claude DUCOS

LAVOISIER

3 Hydrostatique et Hydrodynamique

Francis ESNAULT Patrick BENETEAU

ELLIPSES Tome 1 et 2

4

Circuits Hydrauliques

R. LABONVILLE

Ecole Polytechnique. de Montréal

5

Manuel de l'Hydraulique

M. BOUVERET

SOPROGE

6 Hydraulique : de la théorie à la pratique

BOSCH

7

Manuel d'Hydraulique

VICKERS

8

Technologie de l'hydraulique des tracteurs agricoles

Claude DECRIEM ETAI

9

Asservissement hydraulique et électro-hydraulique

Marcel GUILLON

DUNOD T1 et 2

10 Les servomécanismes hydrauliques J.Cl ; PRUVOST Techniques et documentation

11 Mécanismes hydrauliques et pneumatiques Jacques FAISANDIER DUNOD

12

Hydraulique et Informatique

Promotion Presse Internationale

13 Aircraft Hydraulic Systems William A ; NEESE Krieger

14 Cellule et circuits associés J-C RIPOLL CEPADUES

15 Commande et automatismes hydrauliques Y. TCHOUPRAKOV Editions Moscou

16 Cours d’hydraulique B. NEKRASSOV Editions Moscou

17 Oil hydraulic Systems S. R. MAJUMBAR Mc Graw-Hill


3 QUELQUES ELEMENTS D’HISTOIRE L’étude de la mécanique des fluides préoccupe l’homme dès son installation en tant qu’agriculteur. La maîtrise de l’eau était et reste un savoir-faire incontournable, gage de réussite de l’irrigation des cultures. Plus en avant, l’étude des fluides sous pression permet d’imaginer les premières distributions d’eau sous canalisation et jette les bases de la transmission de puissance. Dans ce dernier cas le fluide peut être gazeux ou liquide. Si la sarbacane de chasse et la seringue de momification peuvent être les objets les plus ressemblant à nos vérins modernes, il ne faut pas oublier le soufflet de forge et le siphon de vidange des amphores.

3.1 L'école d'Alexandrie De 332 av. JC (création par Alexandre le Grand) à 47 av. JC (Destruction par Jules César), une brillante Ecole des Sciences se développa à Alexandrie (Egypte). ARCHIMEDE (287-212 av. JC) en fut un élève célèbre, il jeta les fondements de l'hydrostatique. Son maître, EUCLIDE avec ses Eléments de géométrie, a été le grand maître de la logique. Moins connus mais tout aussi remarquables, HERON et PHILON disciples de CTESIBIUS (à qui on attribue l'invention de la clepsydre), se passionnèrent pour la mécanique des fluides. Leur œuvre nous est parvenue sous forme d'écrits, mais il est presque certain, compte tenu de l’état de la technique d’alors, que tous ces mécanismes n’ont pas été réalisés à cette époque. Il est à remarquer que la mécanique* était alors chez les intellectuels une simple branche de la philosophie et que les applications décrites étaient des machines de théâtre, de divertissement ou de guerre. Les applications "civiles" n'étaient même pas envisagées, compte tenu de la présence d'une main d’œuvre nombreuse et peu coûteuse (la population de la République d'Athènes ne comptait pas moins de deux tiers d'esclaves !). * Mécanique : Science du mouvement des corps matériels, de ses causes et de ses effets, la mécanique constitue certainement l'un des archétypes de la physique. Son origine se confond avec la naissance de l'intérêt que les hommes portent aux phénomènes naturels, puis aux techniques qu'ils ont élaborées.

3.2 Le Moyen Age L’empire romain s’étant éteint et avec lui la technique des aqueducs et des roues de moulin, il ne reste plus en occident que quelques foyers où peut survivre cette connaissance antique. L’empire grec va laisser la place aux arabes qui, dès le VIIème siècle, vont conquérir à leur tour tout le sud de la Méditerranée, l’Espagne comprise. Les mathématiques vont se développer (algèbre de l’arabe al-djabr ), la médecine, la métallurgie (aciers de Damas). Les techniques d’irrigations vont atteindre un rare degré de maîtrise (creusement des fogara ou khettara) utilisant souvent le moulin à vent.

3.3 La renaissance Les croisades vont conduirent les occidentaux vers l’Asie mineure où ils vont découvrir toute la richesse de la culture arabe. Après l’avoir partiellement détruite, ils vont en rapporter certaines techniques de verrerie, de soierie, de métallurgie. La stabilité politique de la fin du Moyen Age est accompagnée d’un foisonnement artistique et industriel. Les progrès de la métallurgie, l'apparition de riches mécènes, permettent aux ingénieurs de la renaissance de ressusciter les sciences des anciens grecs et surtout de les appliquer à l'industrie. Le besoin de produits plus complexes et la disparition de la société féodale justifient cet intérêt. Les moulins à eau et à vent apportent l’énergie nécessaire à ce développement.

3.4 Les XVII° et XVIII° siècles PASCAL (1623-1662) met en évidence la notion de pression tandis que MARIOTTE (1620-1684) caractérise les jets d’eau. NEWTON (1642-1727) introduit le concept de viscosité avant que BERNOULLI (170-1782) ne donne à l’hydrodynamique ses principes de bases. EULER (107-1783) généralisera ces principes. La métallurgie est en forte croissance mais elle est grosse consommatrice d'énergie. La disparition des forêts amène le développement de l'exploitation des mines de charbon. Il faut alors concevoir des dispositifs destinés à épuiser l'eau des puits de mines. De rapides progrès vont être réalisés tant dans la conception des pompes, que celle des machines à vapeur. La machine à vapeur à une origine lointaine. L’idée d’employer la vapeur à la production de force motrice apparaît déjà à Alexandrie mais elle est plus particulièrement attribuée à SALOMON DE CAUS (1576-1626). Denis PAPIN (1647-1714) imagine la première machine à piston. J. BRAMAH (1749-1814), mécanicien britannique, réalise en 1795, grâce à sa découverte du cuir embouti, la première presse hydraulique telle que l'avait imaginée Blaise PASCAL, 150 ans plus tôt. J. WILKINSON (1728-1808), industriel britannique, est considéré comme le père de l'industrie de l'acier. Il invente en 1774 une machine à forer et à aléser qui permet d'usiner avec précision les canons d’artillerie. James WATT (1736-1819) met à profit ces inventions pour améliorer sa machine à vapeur. Celle-ci est un élément déterminant dans la révolution industrielle du XIXème siècle.


3.5 Le XIX° siècle Le XIX° siècle va être réellement le siècle de la machine. Parallèlement à la cinématique qui va connaître son apogée avec des hommes comme REULEAU, HACHETTE, la thermodynamique initiée par la « machine à feu » de Watt, voit son heure de gloire avec, entre autres, CLAUSIUS et CARNOT. En même temps que la machine à vapeur se développe la production de fer qui permet la construction des premières voies ferrées et des premiers ponts métalliques. Dès le début du XIX°, l'invention du perforateur à air comprimé facilite le creusement des premiers tunnels. Sur mer apparaissent les premiers navires à vapeur et à coque métallique. Leur poids nécessite la mise en œuvre des premiers mécanismes d’asservissements de position permettant la commande du gouvernail. En construction métallique on notera l'invention des riveuses hydrauliques (par l'Anglais TWEDDELL en 1865) qui rendra possible la construction de grandes structures métalliques comme les chaudières à vapeur, la Tour Eiffel mais aussi les premiers gratte-ciel new-yorkais. De tels immeubles nécessitent l’utilisation d’ascenseurs. Ce nom est donné par le Français Léon EDOUX (1829-1910) à la machine qu’il inventa et installa lors de l'Exposition de Paris de 1867 (deux appareils élévateurs à piston hydraulique de 21 m de hauteur). Ces engins de foire se répandirent très vite… aux Etats Unis. Ces machines utilisaient, à l’origine, l'eau sous pression - 3 bar - distribuée par les réseaux urbains ou stockée au sommet des immeubles. Les vérins sont disposés verticalement sous la cabine, mais aussi horizontalement relayés par des câbles mouflés. Les premières machines hydrauliques telles que machines à river, appareils de levage utilisaient de l'eau sous une pression de 50 bar. On rajoute éventuellement de la glycérine à l'eau pour l'empêcher de geler. Dès 1884 est mis en place en Angleterre un vaste réseau d'eau sous pression qui permet d'alimenter les vérins et les moteurs hydrauliques des industries. Le marteau pneumatique n’est inventé qu'à la fin du siècle, il révolutionne le rivetage.

3.6 Le XXème siècle La transmission de puissance hydraulique est utilisée dans l’artillerie et notamment pour la manœuvre des tourelles de cuirassé. L’Américain JANNEY invente à cet effet, en 1906, une pompe à barillet à plateau inclinable tandis qu’en 1912, l’Anglais HELE-SHAW réalise une pompe à pistons radiaux tournants et à débit variable destinée à la commande des barres à gouverner de navires de guerre. Ces deux inventions vont de pair avec l’introduction des huiles minérales comme fluide de transmission de puissance. Le tournant du siècle ne sera malheureusement réel qu’avec la 1ère Guerre mondiale qui va voir s’affronter deux grands de l’industrie lourde et l’industrie chimique. En quatre années vont aussi se développer l’aviation et le transport terrestre motorisé. L’entre deux guerres voit le développement de l’aviation commerciale et l’application de la TPH à la commande des gouvernes des aéronefs lourds. Les asservissements atteignent des performances élevées. Leur progrès est essentiellement du à l’application qu’à su faire HEAVISIDE, en 1940, du calcul opérationnel exposé 60 ans plus tôt par LAPLACE. L’après guerre sera une période de reconstruction. Dans le génie civil se généralise l’utilisation du vérin hydraulique pour actionner les bras de pelleteuses. En agriculture c’est l’adoption du relevage hydraulique des tracteurs agricoles qui permet l’attelage performant d’outils portés. L’électronique puis l’informatique vont amener la technologie de TPH au plus haut niveau de performance que nous connaissons aujourd’hui.

3.7 Aujourd’hui "Fluid power helps feed the World" affirme un constructeur de matériel hydraulique dans une de ses publicités. On n'envisage difficilement, aujourd'hui, de concevoir une machine agricole sans utiliser l'hydraulique. Il en est de même pour tous les engins de levage et de Travaux Publics. Les exemples sont aussi très nombreux dans les ateliers de construction mécanique : presses petites ou monstrueuses, machine à brocher, rectifieuses, robots. Les pressions couramment utilisées sont de 20MPa ou 35MPa, mais des matériels récents fonctionnent à 75, voire 100MPa. Les 400MPa sont atteints couramment dans les installations de découpe au jet d’eau. Dans ce domaine, des essais sont faits à 1000MPa ! On reproche souvent aux installations hydrauliques leur mauvais rendement énergétique. Cela est quelquefois du au fait que leurs concepteurs n'ont, souvent, qu'une vague connaissance de la technologie hydraulique et des règles qui s'y rapportent. Sans aucune prétention nous allons tenter de d’apporter, dans les pages suivantes, la connaissance et une méthode d'approche qui peuvent permettre de diminuer les aléas de conception et la minimisation des risques liés à l’utilisation de la TPH.


4 POUR OU CONTRE LA TRANSMISSION DE PUISSANCE HYDRAULIQUE ?

4.1 Encombrements, puissance massique Les actionneurs hydrauliques se caractérisent par un faible encombrement et donc une puissance massique élevée. D'une façon générale, à puissances égales, un moteur hydraulique est toujours plus petit qu'un moteur électrique, à savoir :

rapport des masses > 1/14,

rapport des encombrements > 1/26,

rapport des inerties > 1/72. Attention toutefois à ne pas oublier le poids et l’encombrement de la centrale hydraulique…

4.2 Aspect énergétique, rendement Il est souvent reproché aux TPH leur mauvais rendement énergétique. Il convient d’avoir sur ce point une vision plus globale, voire macroscopique, du problème. De tout temps, tout a été fait pour maintenir bas les coûts de l’énergie. Ces faibles coûts ont fait que l'aspect rendement énergétique a été souvent négligé dans la conception des machines, quelle que soit d'ailleurs leur technologie. La productivité était recherchée avant tout en maintenant bas, plus ou moins artificiellement, le prix de l’énergie (Il est d’ailleurs pratiquement plus facile de maintenir bas les coûts de l’énergie que d’améliorer le rendement des machines). Or, en ce début de XXI° siècle, la limitation des ressources énergétiques fait qu’il apparaît vital de rechercher des gains de productivité non plus en réduisant encore la part de main d’œuvre dans le coût final du produit, mais en améliorant le rendement matière et le rendement énergétique des différentes phases de production. Pour cela il y a lieu de mieux cerner la valeur courante des rendements atteints dans nos machines. Exemple 1 : Tractopelle de 50 kW

Rendement du moteur diesel = 0.33, Rendement de l'installation hydraulique de base = 0.6 Rendement mécanique = 0.8 Rendement de l'outil = ? Rendement global << 0.16 Cet exemple semble un des pires imaginables, compte tenu de la présence du moteur diesel et de son piètre rendement...

Exemple 2 : Tour à charioter de 5 kW

Rendement de la centrale thermique = 0.35 Rendement du transport de l'électricité = 0.90 Rendement du moteur électrique = 0.8 Rendement de la transmission = 0.9 Rendement de la coupe = ? Rendement global << 0.23 Le rendement est meilleur... moins qu’on le pensait a priori car on omet souvent de prendre en compte que 95% de l’électricité est produite par des machines dans lesquelles entre jeu un cycle thermodynamique. Que n’entend-on pas à ce sujet sur le chauffage électrique ?

Exemple 3 : Rendement d'une tache exécutée manuellement

Rendement de la « machine » humaine 10%, 50%? Rendement de l’outil manuel : toujours optimal ! Le rendement global est fort intéressant, ce qui montre tout l’intérêt des bio composants (ce qui ne justifie en rien la tendance forte à maintenir l’état d’esclavage dans certains pays d’Asie du Sud Est…)

Il faut garder à l’esprit que la plupart des machines ont un rendement guère meilleur que 10% et que le restant concourt à l’accroissement de l’entropie. La maîtrise de l’utilisation de l’énergie est réellement l’affaire de tous. Le point qui est aussi à améliorer est le rendement des outils ; sachons choisir ou inventer les procédés les plus efficaces. Pour notre sujet, il existe des composants hydrauliques qui, bien que plus coûteux à l’achat, permettent d’améliorer le rendement global des TPH. Il importe d’avoir toujours à l’esprit que le coût horaire d’une machine est la somme d’un coût d’amortissement et d’un coût d’exploitation, ce second pouvant devenir monstrueusement prépondérant si on néglige le facteur rendement énergétique.


4.3 Compressibilité et faible raideur Si le rendement souvent médiocre des TPH est économiquement pénalisant, il ne perturbe pas les performances mécaniques comme le fait le phénomène de compressibilité de l’huile ou de tout fluide de TPH. En effet, si dans une première approche, le modèle de fluide incompressible est admissible, il apparaît, dans les faits, impossible d’ignorer ce phénomène qui va diminuer systématiquement la raideur des actionneurs de TPH. Cela donne lieu à des fréquences propres des structures très basses et, par la même, des phénomènes d’imprécision, voire même, d’instabilité. Cette caractéristique mécanique des fluides rend ainsi la TPH impropre à être utiliser dans les applications nécessitant de grandes rigidités de structure comme le sont, par exemple, les machines d’usinage. Ce problème est abordé à différents chapitres (11.4, 11.5, 11.6, 12.5).

5 COMMENT EFFECTUER UN POSITIONNEMENT AVEC DES ACTIONNEURS OLEO-HYDRAULIQUES ?

5.1 Généralités Le positionnement dans l'espace d'un solide est obtenu par la combinaison de six degrés de liberté. Le propos du présent exposé n'est pas de présenter cette problématique, mais, dans tous les cas, le problème élémentaire réside dans la réalisation d'un positionnement rectiligne ou d'un positionnement en rotation autour d'un axe. L'utilisation d’actionneurs utilisant la technologie oléo-hydraulique est particulièrement adaptée dans les cas où il est recherché :

de grands efforts ou de forts couples,

une grande puissance massique,

une grande dynamique ; Toutefois, des inconvénients inhérents à la viscosité et à la compressibilité du fluide sont à intégrer dès la conception :

rendement énergétique souvent médiocre,

rigidité et précision limitées,

fréquence propre basse et risque d'instabilité.

5.2 Utilisation des vérins L'appellation générique de "vérin" qualifie un actionneur capable de fournir un effort et conséquemment un déplacement rectiligne. Le vérin hydraulique est principalement constitué d'une enceinte déformable délimitée par un cylindre clôt à une extrémité et d'un piston mobile. Un débit de fluide y est envoyé tendant à provoquer la déformation de l'enceinte. Les forces extérieures appliquées à ce vérin s'opposent à sa déformation en faisant augmenter la pression du fluide par le biais d'une augmentation de sa masse volumique (fluide compressible).

5.2.1 Constitution d'un vérin

5.2.1.1 Architecture classique

Tige� Piston

Liaison côté fond Liaison côté tige

Alimentation Nez de vérin Etanchéité Guidage Cylindre


Différents types de vérins

Le vérin est un récepteur linéaire constitué d’un cylindre et d’un piston. Il reçoit un débit d’huile Q qui provoque le déplacement du piston à une vitesse v. Si une force résistante F s’oppose au mouvement du piston, il apparaît dans le fluide une pression p. Il existe différentes configurations de vérins qui permettent de s’adapter au besoin les plus divers :

Vérin simple effet avec ou sans rappel par ressort

Vérin double effet simple

Vérin double effet différentiel

Vérin double effet à deux tiges alimenté par le corps

Vérin double effet à deux tiges alimenté par la tige

Vérin télescopique à simple effet

Vérin télescopique à double effet. Les vérins peuvent être équipés d’un dispositif d’amortissement de fin de course. Celui-ci évite les chocs en fin de course en transformant l’énergie cinétique du mobile en chaleur (laminage de l’huile). Une étude énergétique est à faire.

5.2.1.2 Le cylindre

Fonction

Résister à la pression, guider le piston, participer à l’étanchéité

Procédé de fabrication

Le cylindre étant soumis à la pression, le tube soudé n’est pas autorisé. Seuls les tubes étirés sont admis à cette fonction. On trouve aussi les tubes en composite résine fibre réalisés en enroulement filamentaire.

Matériau

Pour les mêmes raisons que ci-dessus les aciers à haute limite élastique sont exclus réservant l’utilisation d’acier à fort allongement A% tel que le Tu 52b (Rm=520Mpa). Un revêtement intérieur tel que le chromage augmente avantageusement la dureté de la surface et donc sa résistance à l’usure. Les vérins pneumatiques utilisent aussi certains alliages d’aluminium ou des composites résine fibre.

Eléments de dimensionnement

Sous l’effet de la pression p, la rupture d’un cylindre se fait selon la génératrice du cylindre. L’épaisseur e étant relativement faible par rapport au diamètre D, une hypothèse d’enveloppe mince peut être admise.

e > 0.5 x p x D / ad avec e/4 < ad < e/2 ceci selon le mode de sollicitation (phénomène de fatigue).

5.2.1.3 Les fonds

Fonctions

Fermeture du cylindre, raccordement aux canalisations d’huile, guidage de la tige, fixation au bâti ou au solide mobile.


Moulage, forgeage, découpe.

Matériau

Fonte, acier ou alliage d’aluminium.


Mode de ruine : déformation normale au plan. Il est vérifié que le déplacement induit par l ‘application de la pression ne remet pas en cause le bon fonctionnement de l’appareil.

5.2.1.4 Le piston

Fonctions

Fermeture, étanchéité de la chambre sous pression. Liaison à la tige. Guidage en translation.



Moulé ou usiné dans la barre. Il est souvent doté de garnitures de friction

Matériau

Fonte, acier ou alliage d’aluminium. Les bagues de frottement sont en bronze, en alliage d’aluminium ou en matière synthétique telle que PA6 ou PTFE.


Mode de ruine : déformation normale au plan. Il est vérifié que le déplacement induit par l ‘application de la pression ne remet pas en cause le bon fonctionnement de l’appareil et notamment, que le piston ne se coince pas dans la chemise.

5.2.1.5 La tige

Fonctions

Transmettre l’effort entre le piston et la charge à déplacer. Assurer une part du guidage en translation. Participer à l’étanchéité avec l’extérieur.


Corroyage, tournage, rectification

Matériau

Acier revêtu d’un dépôt dur tel que chrome.


Mode de ruine : flambement La pièce étant alternativement tendue et comprimée, c’est ce dernier mode de chargement qui est critique pouvant provoquer le flambage de la tige. Il est rappelé l’importance qu’a le mode de fixation du vérin dans le risque de ruine.

5.2.1.6 L'étanchéité

Statique

Le joint torique est principalement utilisé. Il est logé dans des gorges radiales ou axiales. Les matériaux utilisés sont des élastomères mais aussi des métaux tels que Al et Cu.

Avec mouvement

L’étanchéité dynamique de translation est à réaliser entre le piston et le cylindre et entre la tige et le nez de vérin. Le joint torique est à la base des solutions classiques (v<0.5m/s). Il est associé à des bagues anti-extrusion ou des bagues à frottement réduit en PTFE. Des profils très variés en quadrilobe ou en C sont utilisés. Les segments métalliques sont aussi utilisés.

Frottements et rendement

Le contact élastomère acier même lubrifié présente un mauvais coefficient de frottement. Cela conduit à un rendement guère meilleur que 0.9. On l’améliore par l’utilisation de bague de frottement ou par la suppression pure et simple des joints.

5.2.1.7 Les assemblages internes

Tige/piston

On utilise principalement les assemblages vissés. Il faut veiller à conserver l’étanchéité entre ces deux organes

Cylindre/fonds

La solution classique utilise des tirants axiaux mais les fonds peuvent aussi être vissés sur le cylindre voire même soudés (solution la plus économique).


5.2.1.8 Les liaisons au milieu extérieur

Sur la tige

Elle est le plus souvent de type rotule. Cela est réalisé plus ou moins purement à l’aide de rotules en acier, de paliers antifriction ou de simple contact acier-acier. Il faut éviter le plus possible de solliciter les tiges en flexion.

Sur le corps

Des raisons cinématiques conduisent à lier le corps du vérin en divers points :

Arrière (le plus fréquent)

avant

médiane Ces deux dernières solutions ont l’avantage de réduire les longueurs de flambement.

5.2.2 Choix et dimensionnement

Diverses gammes de vérins sont proposées, ayant :

des pressions nominales de fonctionnement variant de 6 à 70 MPa (60 à 700 bar)

des durées de vie (nombre de cycles) plus ou moins grande,

des niveaux de possibilités de réparations différents. Après avoir fixé un niveau de pression nominale, le vérin est choisi (diamètres, course) Le besoin en vitesse définit le débit utilisé par ce vérin et donc la pompe ou les composants de régulation de débit. Le rendement volumétrique est égal à 1 tandis que le rendement mécanique sera compris entre 0,9 et 0.96. Le vérin étant soumis à un effort de compression, le risque de non-flambement sera vérifié dans les situations les plus critiques. La prise en compte de la compressibilité du fluide hydraulique permet de déterminer la raideur du vérin.

5.2.3 Simple ou double effet

5.2.3.1 Simple effet et positionnement vertical

Le positionnement vertical ou incliné permet d’utiliser les forces de gravité comme forces de rappel de la tige du vérin simple effet. Deux solutions sont possibles : « Au sol » : la gravité assure la rentrée de la tige, la plus grande surface du piston est utilisée. La tige est comprimée, le risque de flambement est maximal. « Au plafond » : la tige est sollicitée en traction supprimant le risque de flambement. Cela nécessite souvent une structure plus complexe.

5.2.3.2 Simple effet à rappel par ressort

Le ressort peut être logé dans le cylindre mais peut aussi être extérieur au vérin. De façon générale, cette solution est souvent encombrante et limitée aux faibles courses.

5.2.3.3 Double effet

C’est la solution la plus courante. Elle permet de maîtriser les mouvements aller et retour du mobile déplacé. Le comportement et les performances sont très souvent dissymétriques tant par la différence de section des deux chambres que par le risque de flambement de la tige comprimée.


5.2.4 De la dissymétrie du comportement

La plupart des actionneurs utilisés dans les mécanismes ont une caractéristique indépendante du sens de rotation ou de déplacement de leur élément d’action. Le vérin double effet est d’une utilisation courante. Le dessin du § 5.2.1 en présente une réalisation qualifiée de dissymétrique. Ce type de vérin est inadapté dans les applications qui réclament une action et une vitesse de déplacement indépendantes du sens de déplacement.

5.2.4.1 Vérin double tige

Le vérin double tige est obtenu en l’équipant de deux tiges opposées et de même diamètre. Si cela résout le problème de dissymétrie cela a par contre l’inconvénient de multiplier presque par deux l’encombrement axial.

5.2.4.2 Vérin différentiel

Si l’encombrement axial est trop pénalisant, il existe le vérin différentiel. C’est un vérin double effet, simple tige dont le rapport du diamètre de piston au diamètre de tige est égal à 20.5. Le mouvement de recul est obtenu en alimentant la chambre avant du vérin. Le mouvement d’avance est obtenu en alimentant simultanément les deux chambres

5.2.5 Utilisation directe

5.2.5.1 Dimensionnement

A partir du choix de la pression maximale on vérifie que le mouvement est possible dans toutes les situations de fonctionnement. Prise en compte des frottements, des accélérations, des pertes de charges.

En poussant

Grand effort car grande section mais risque de flambement (charge critique de Euler / charge de compression > 3 à 5).

Rappel : Validation des tiges

de vérin au flambement

Un vérin est assimilable à une poutre soumise à un effort normal de compression. La ruine est liée au risque de flambement. Ce risque est maximal lorsque le vérin est en extension maximale. Il concerne donc plus particulièrement la tige. Dans la modélisation de Euler, il est admis que la charge critique au-delà de laquelle il y a flambement est :

Fcr = ² . E . Iyy / ( . L)²

Iyy est le moment quadratique de flexion de la

section considérée (Iyy = . d4 / 64 dans le cas d’une tige ronde)

permet de tenir compte des différents modes d’attaches et de guidages des extrémités du vérin. La valeur de l est donnée dans le tableau ci-dessous. Pratiquement le vérin sera soumis à une charge limite Fk = Fcr / k

k étant un coefficient de sécurité (ou d’incertitude !) est :

k > 5 si l’élancement (4 . . L / d)

3 < k < 4 si l’élancement (4 . . L / d) < 50 et que les mouvements sont effectués sans choc


En tirant

Petite section active mais l’absence de risque de flambement donne la possibilité d’obtenir de très grandes courses.

5.2.6 Utilisation amplifiée

5.2.6.1 Câble, chaîne et mouflage

Obtention de mouvements de grande amplitude par le principe inversé du moufle de levage. Applications : Chariots élévateurs, Ascenseurs.

5.2.6.2 Levier en rotation

Intérêts

Il est plus aisé de réaliser des guidages en rotation que des guidages en translation. La mise en série de plusieurs "axes" de ce type est peu encombrante. Les structures obtenues sont dites articulaires. Applications : Grue d'atelier, Pelleteuses

Limites

Ces structures ont une fonction de transfert non linéaire, c’est à dire que la vitesse de déplacement du mobile n’est pas proportionnelle au débit entrant dans l’actionneur qui provoque ce déplacement.

aspect cinématique : '=f(Q)

aspect efforts : M=f-1(p)

Amplitude << 180°

Le vérin est articulé à ses deux extrémités. L'angle maximal théorique d'utilisation est de 180°. Pratiquement pour des problèmes de comportement non linéaire de ce montage, on se limite à 120° voire 90°.

180° < Amplitude < 360°

Un amplificateur de rotation est mis en œuvre. Il est couramment constitué d'un système à quatre barres effectuant une transformation des angles de rotations Application classique : orientation des godets de pelleteuses ou des outils d'épareuses.

5.2.7 "Vérins rotatifs"

Cette appellation malheureuse est donnée à des dispositifs qui permettent d'obtenir un mouvement de rotation d'amplitude limitée tels que vérin à crémaillère ou vérin à palette. Les angles de rotation son limités souvent à 360°. Le couple est constant.


5.3 Utilisation de moteurs rotatifs On appelle couramment "moteur" un actionneur capable de fournir un couple moteur et d'obtenir un mouvement de rotation continue. Le débit de fluide entrant y est donc "transformé" en pulsation de rotation, le moment résistant s'opposant à ce mouvement induit une augmentation de la pression du fluide. Les moteurs hydrauliques utilisent tous le principe de capsulisme, c'est à dire, comme pour le vérin, la mise en œuvre d'une enceinte close déformable. Si le système cylindre piston est aussi utilisé, un grand nombre d'applications ordinaires utilisent les machines à engrenage ou à palette. Les domaines d’application sont très vastes. Dans le domaine des forts couples et faible vitesse de rotation on notera les énormes moteurs à pistons radiaux (Cyl=42l/tr, N=30tr/min et Cm = 213kNm) de roue d’engin de TP ; à l’autre extrême, les moteurs à engrenage externe de moins de 1 cm3 de cylindrée tournant à 6000tr/min ou des moteurs à pistons atteignant les 12000tr/min.

NOTA : LES POMPES QUI GENERENT LE DEBIT UTILISE DANS LES ACTIONNEURS, VERIN OU MOTEUR, SONT D'UNE TECHNOLOGIE TOUT A FAIT SEMBLABLE A CES MOTEURS. IL EST DONNE DANS CE QUI SUIT DES ELEMENTS GENERAUX COMMUNS AUX DEUX

5.3.1 Définitions

Les pompes et les moteurs sont des appareils qui convertissent l'énergie hydraulique en énergie mécanique (moteur) ou inversement (pompe). Les pompes génèrent un débit qui, suivant la technologie de la pompe, est constant (pompe à cylindrée constante)ou ajustable (pompe à cylindrée variable). Les moteurs transforment le débit en rotation de son arbre. Le couple résistant qui s’oppose à ce mouvement induit une pression dans le fluide qui l’alimente. Ce fluide sous pression induit lui-même un couple résistant qui s’oppose à la rotation de l’arbre d’entraînement de la pompe. Les grandeurs associées à ces appareils sont : cylindrée, rendement, débit et couple.

5.3.1.1 La cylindrée

C'est la quantité d'huile déplacée (reçue par le moteur ou refoulée par la pompe) lorsque l’arbre de la machine fait un tour. Elle s'exprime en volume/cycle comme par exemple cm3/tr. On distingue pratiquement deux cylindrées :

La cylindrée géométrique (ou théorique) qui est calculée sur plan à partir des dimensions et formes du composant. Cette cylindrée ne tient pas compte des fuites internes, c'est celle qu'aurait le composant s'il était parfait. On note cette cylindrée théorique qu th.

La cylindrée réelle qui tient compte des fuites internes. Ces fuites dépendent de nombreux paramètres : viscosité de l'huile, pression d'utilisation, vitesse d'utilisation, usure du composant, etc. La cylindrée réelle est donc variable et fonction de ces paramètres. Ces cylindrées sont déterminées par les constructeurs (essais) et sont indiquées dans les catalogues en fonction des différents paramètres. La cylindrée réelle d’une pompe est plus petite que sa cylindrée théorique, ce qui est l’opposé pour un moteur… On note la cylindrée réelle qu r.

5.3.1.2 Les rendements

Le rendement volumétrique v caractérise les fuites internes de ces composants et dépend évidemment des

mêmes paramètres que la cylindrée réelle. v agit sur les débits.

Le rendement mécanique m caractérise les pertes par frottements et les pertes de charge internes. m agit sur les couples.

Le rendement global g , lui, caractérise le rapport entre la puissance entrant dans le composant et celle en ressortant (définition de tout rendement énergétique). Ce rendement ne peut être déterminé que par des essais et il est indiqué par les constructeurs sous forme de tableaux ou de courbes. Le rendement global est donné par la

formule suivante : g = v x m

Nota : On établit la relation entre les deux cylindrées et le rendement volumétrique:

Pour une pompe : qu r = qu th x v En effet, la pompe réelle fournit moins d'huile par tour que la pompe parfaite.

Pour un moteur: qu r = qu th / v


Le moteur réel absorbant plus d'huile par tour que le moteur parfait…

5.3.1.3 Le débit dans la machine

Le débit volumique Qv fourni par une pompe ou absorbé par un moteur : Qv = N x qu r = x qu r /2/

N est la fréquence de rotation de l'arbre, en est la pulsation de rotation L'unité de Qv est couramment donnée en l/s ou l/min

5.3.1.4 Le couple sur l'arbre

Si le rendement d'une pompe (ou d'un moteur) était de 1, alors les puissances d'entrée et de sortie seraient

identiques, c'est à dire que: p x Qv = C x .

D’où il vient C = p x qu th / 2 /

Prise en compte des rendements : On peut considérer que les pertes volumétriques (fuites) n'ont pas d'effet sur le couple, seules la pression et les surfaces actives (pistons, engrenages, palettes, etc.) entrant en compte dans la détermination géométrique du couple. Par contre les frottements (paliers, joints, etc.) et les pertes de charges internes influent ici. Si ces pertes mécaniques et pertes de charges peuvent êtres considérées comme négligeables à faible fréquence de rotation, elles ne le sont pas à régime nominal d’où l’expression du couple :

Pour un moteur C = p * qu th / 2 / * m

Pour une pompe C = p * qu th / 2 / m

Les rendements dépendent de la pression, du régime de rotation. Il est utile de disposer des valeurs mesurées par le constructeur sous forme de réseau de courbes tel que celui-ci. En B, le couple est plus important qu'en A, le moteur demande plus de débit pour le même régime (fuites internes). En C, la vitesse est plus importante qu'en A, le moteur demande plus de pression pour le même couple (frottements mécaniques et pertes de charge).

5.3.2 Familles de machines

Les pompes hydrauliques se classent en deux familles : hydrodynamique et volumétriques. Les figures ci-contre présentent les caractéristiques Q(p) des deux familles de pompes ainsi que le domaine d’application dans un espace Q,p. Le premier diagramme est celui d’une pompe volumétrique couramment utilisée en Transmission de Puissance Hydraulique. Elle fournit un débit quasiment indépendant de la pression de refoulement, elle est considérée comme un générateur de débit. Le deuxième diagramme est celui d’une pompe hydrodynamique donc le domaine d’application est le pompage des fluides à des pressions bien plus faibles que celle de la Transmission de Puissance Hydraulique. Le 3ème diagramme montre les domaines d’applications de ces deux types de machines.

p

Q

p

Q

p

Q

PV

PH PV

PH


5.3.3 Analyse technologique des machines volumétriques

5.3.3.1 Moteurs et pompes à pistons axiaux

On désigne ainsi les machines dont les pistons sont disposés parallèlement à l'axe de rotation de l’arbre. Ces machines sont adaptées, de par leur technologie, à des vitesses relativement élevées (jusquà 18000tr/min en aviation). Elles peuvent être à cylindrée fixe ou variable. La gamme de pressions pouvant aller jusqu'à 45 MPa ou 450 bar. Le mouvement de pistons est sinusoïdal et leur course est induite par l'inclinaison d'un plateau par rapport au barillet contenant les pistons. Si l'inclinaison est variable, alors la cylindrée est variable. Le nombre et la parité de pistons déterminent la régularité du débit de la pompe ou du couple du moteur. . Pompe à pistons axiaux à axe droit, plateau inclinable, barillet tournant et à distribution par glace Pompe à plateau incliné tournant, barillet fixe et distribution par clapets Dans ce principe, l’arbre d’entraînement fait tourner le plateau incliné qui transmet un mouvement alternatif aux pistons immobilisés en rotation. Les pistons sont rappelés par des ressorts de rappel vers le plateau Pompe à axe brisé, barillet inclinable Certaines machines, dites "à axe brisé", sont classées dans les unités à pistons axiaux à cause de leur technologie et de leurs caractéristiques similaires. Dans ce principe, le barillet doit être entraîné en rotation de façon synchrone depuis l’arbre principal. Il peut être incliné par rapport à l’axe d’entraînement. Ces unités ont une cylindrée fixe, ou variable fonction de

l'angle arbre/barillet.


5.3.3.2 Moteurs et pompes à pistons radiaux

Ces machines ont leurs pistons disposés radialement par rapport à l’axe de rotation de l’arbre. Certaines de ces machines sont adaptées, de par leur technologie, à des fréquence de rotation relativement faibles et à la fourniture d’un couple très élevé qui permet de réaliser des moteurs lents à très fort couple. La course des pistons est donnée par un excentrique ou "vilebrequin". Leur cylindrée est par conséquent généralement fixe. Il existe des moteurs "multi-cylindrées" (à 2 ou 3 cylindrées), permettant plusieurs gammes de vitesses.

5.3.3.3 Moteurs et pompes à engrenages

C’est le type de machine le plus économique et donc le plus répandu. Les pompes et moteurs à engrenage sont constituées de 2 pignons qui engrènent dans un boîtier. La rotation des pignons isole successivement les volumes d’huile contenus dans les creux de dents qui sont déplacés de l’entrée vers la sortie de la machine. L'engrenage peut être à denture externe ou interne. Ces unités sont adaptées à des vitesses (<= 5000 tr/min) et pressions moyennes (engrenage externe >> 250 bar, engrenage interne >> 250-300 bar). Elles sont à cylindrée fixe. Elles sont assez bruyantes. Les pompes à engrenages peuvent être accouplées les unes à la suite des autres (jusqu'à 4) sur le même arbre, et entraînées par le même moteur. Les équilibrages hydrostatiques sur les paliers sont sophistiqués pour assurer une étanchéité de qualité.

Pompe à engrenage externe


Eclaté de la pompe à engrenage externe Noter la présence des paliers lunette mobile axialement dans le but de réduire les jeux axiaux et donc les fuites internes de la pompe Pompe à engrenage interne

5.3.3.4 Moteurs et pompes à palettes

La pompe est constituée d’un rotor qui tourne dans un anneau excentré. Le volume compris entre ces deux éléments est fractionné par des palettes coulissant elles-même dans le rotor. Sur un demi-tour le volume inter palettes augmente ; c'est l'aspiration. Sur l'autre demi-tour, le volume inter palettes diminue, c'est le refoulement (voir figure ci-dessous).

Le modèle de pompe à palettes ci-dessus présente l'inconvénient que le rotor est soumis à une forte résultante radiale de pression. Pour remédier à cela, la pompe symétrique peut être rendue symétrique ce qui équilibre les effets de pression sur le rotor. Il existe des pompes à palettes à cylindrée variable, la variation de cylindrée s'obtient en faisant varier l'excentration entre le rotor et le corps (stator).


5.3.4 Comparaisons des machines (pompes ou moteurs) semi-rapides et rapides

Désignation Rendement Vitesse de rotation Remarques

Engrenages externes 0.8 1500 à 6000tr/mn les moins chers

Engrenages intérieurs 0.88

Orbitaux 0.85 150à 1800tr/mn Vitesse lente

Palettes 0.85 jusqu’à 4000tr/mn

Pistons axiaux > 0.9 jusqu’à 4000tr/mn

Pistons radiaux > 0.9 0 à 1500tr/mn

6 LES CIRCUITS DE BASES DE TPH Le circuit de base le plus simple que l’on puisse imaginer est constitué d'un générateur de débit qui peut être actionné manuellement, à l'occurrence une pompe, et d'un récepteur, vérin ou moteur. Exemple : Barre de navire, pompe à pistons axiaux et vérin double tige. Cette disposition remplace souvent les commandes par câbles tendus ou gainés. Dans ce cas la puissance est toujours fournie par l’opérateur. Dans le cas où l’opérateur ne peut fournir la puissance nécessaire à l’entraînement de la pompe, on lui substitue un moteur électrique ou thermique qui va souvent tourner en permanence (C’est le principe général de la mécanisation). Un (ou plusieurs) distributeur est rajouté qui, piloté par l’opérateur ou une partie commande automatisée, va diriger le débit fourni par la pompe vers les entrées des actionneurs ou vers le retour au réservoir. Si on veut éviter de caler le moteur en fin de course ou sur un obstacle, il y a lieu de rajouter un limiteur de pression (Dans le cas ou le moteur est sur dimensionné, cela évite une élévation de la pression qui détériorerait l'installation). La valeur de tarage du limiteur de pression et la valeur du débit de la pompe définissent la puissance nominale de l'installation hydraulique.


Remarque : La valeur de tarage du limiteur de pression peut être réglable, c’est le cas des presses plieuses utilisées en tôlerie. Elles utilisent une centrale électrohydraulique et sont équipées d'un limiteur de pression réglable gradué directement en valeur d'effort.

6.1 Méthode de conception d’un circuit de base

1. Dans les différentes phases de fonctionnement de la machine, évaluer les forces ou couples appliqués aux actionneurs (vérins ou moteurs).

2. Une gamme de pression de fonctionnement étant choisie, déterminer la section ou la cylindrée mini des actionneurs.

3. La vitesse de déplacement des actionneurs étant fixée, en déduire le débit de la centrale hydraulique et donc sa puissance (pompe, moteur électrique ou thermique).

4. Analyser les différentes phases de fonctionnement pour déterminer la nature des distributeurs, des limiteurs de pression et de débit.

5. Réaliser un bilan énergétique en vue d’optimiser le choix des composants (accumulateurs, pompes à débit variable, distributeurs proportionnels, etc.)

6.2 Circuits classiques

6.2.1 Centre ouvert

Cette appellation fait référence aux distributeurs qui sont utilisés dans ce type de circuit. « Centre ouvert » car ils laissent passer librement le débit de la pompe vers le réservoir lorsqu’il n’est pas envoyé vers un actionneur. Ce type de circuit est réservé aux applications à actionneur unique ou à actionneurs multiples mais à fonctionnement exclusif. Dans le cas de plusieurs actionneurs, les distributeurs sont mis en série. Le plus en amont étant prioritaire sur ceux situés en aval.


Dans le cas où il n’est pas souhaité de priorité entre les actionneurs, des distributeurs à blocage de ligne de retour sont utilisés. Le distributeur possède les quatre voies classiques mais, en plus, peut couper un circuit supplémentaire de retour au réservoir (branche a,b,c,d)

6.2.2 Centre fermé

Dans le cas où il est souhaité de faire fonctionner plusieurs actionneurs simultanément et indépendamment, le circuit fermé est utilisé. Le centre est dit fermé car il ne laisse pas passer le débit de la pompe vers le réservoir lorsqu’il n’est pas envoyé vers un actionneur. Cela étant la pompe se retrouve bloquée. Pour éviter cela, on ajoute différents dispositifs décrits ci-après.

6.2.2.1 Utilisant un conjoncteur disjoncteur

Le principe est identique à celui des circuits utilisant l’énergie pneumatique. La production d’énergie est découplée de la consommation. Une pompe fournie un débit constant. Ce débit est envoyé dans un accumulateur de pression. Lorsque la pression est suffisante le débit de la pompe est envoyé directement au réservoir en minimisant les chutes de pression en ligne (disjonction). Le fonctionnement des actionneurs se fait en puisant du fluide sous pression dans l’accumulateur qui voit sa pression chuter. Lorsque celle-ci descend en deçà d’un seuil bas le débit de la pompe est de nouveau orienté dans l’accumulateur (conjonction). Avantage : pompe à débit constant, Inconvénients : pression disponible non constante, surpoids de l’accumulateur.

Exemple : l’exemple le plus courrant est le circuit hydraulique des automobiles CITROËN. Un moteur thermique entraîne à vitesse variable une pompe à cylindrée fixe qui alimente de nombreux actionneurs dont la demande en fluide est liée au profil de la route.

6.2.2.2 Utilisant une alimentation à pression constante

Les actionneurs demandent un débit variable avec le temps. Une pompe à débit variable est installée. Elle fournit une pression constante toujours disponible. Cela est rendu possible par un dispositif de régulation qui agit sur la commande de débit de la pompe. Avantages : pression constante, légèreté Inconvénients : pompe coûteuse, pression constante toujours supérieure à celle nécessaire dans l’actionneur.

Exemple : Alimentation des servocommandes de vol d’avion ou d’hélicoptère


6.2.2.3 Utilisant une régulation de puissance

Une pompe fournie une puissance P qui est le produit entre la pression p, et le débit Q. Dans une même application il peut apparaître une charge résistante et donc une pression variable. Si la fonction le permet, il est judicieux d’ajuster le débit de la pompe de sorte à ce qu’elle fournisse une puissance constante. Le résultat est que l’actionneur a une vitesse variable. Il faut pour cela installer une pompe à débit variable munie d’une régulation adaptée à cet objectif. Avantage : puissance consommée constante, optimisation des temps de cycle Inconvénients : une pompe par actionneur. Exemple : pompe d’alimentation des actionneurs de pelleteuse de Travaux Publics

6.2.2.4 Utilisant une commande Load-Sensing

Lorsque plusieurs actionneurs sont alimentés par une même pompe, ils demandent des débits variables et ce, à des pressions toutes différentes. Pour limiter les chutes de rendement il est intéressant que la pompe fournisse en plus d’un débit variable, une pression variable qui soit au moins toujours égale à la valeur maximale des pressions qui apparaissent dans les différentes branches du circuit. Un circuit de mesure de pression est installé sur chacun des circuits et pilote le régulateur de pression de la pompe, d’où l’appellation de « Load sensing » Avantage : rendement optimisé, légèreté Inconvénients : pompe et régulation coûteuse.

Exemple : pompe d’alimentation des actionneurs de pelleteuse de Travaux Publics

6.3 Schématisation La représentation d'une installation hydraulique peut être faite sur un plan d'ensemble réalisé à l'échelle, on peut y représenter les composants, mais il est difficile de comprendre le fonctionnement du circuit. Les coupes sont souvent complexes. Ces représentations peuvent être accompagnées de perspectives isométriques sur lesquelles apparaisse le détail des canalisations. Les schémas "silhouette" sont utilisés par certains monteurs, ils ne permettent pas non plus de comprendre le fonctionnement du circuit. En fait seul un schéma symbolique, "filaire" permet de "lire" un circuit. Cette représentation est normalisée (NF 04-056 ou DIN /ISO1219). Elle fait totalement abstraction de la technologie qui est mise en œuvre dans le composant où seule sa fonction est représentée. Des extraits de la norme sont présentés en ANNEXE


7 LES COMPOSANTS DES CIRCUITS DE TPH

7.1 Les fluides utilisés en TPH

7.1.1 Besoin

Le fluide est le vecteur de puissance. Il doit donc circuler le plus librement possible dans le circuit tout en admettant des pressions élevées. Les paramètres sensibles en sont donc la viscosité et la compressibilité. Il assure des fonctions multiples, il doit ainsi :

Transmettre la puissance hydraulique de la pompe jusqu’au moteur ou vérin

Assurer la lubrification et le refroidissement des machines dans lesquelles il circule.

Protéger contre la corrosion des surfaces métalliques humidifiées

Evacuer les impuretés, boue, eau, air,etc

Dans certaines installations, ne doit pas être combustible et dans tous les cas il ne doit pas être agressif vis à vis des matériaux constituant les composants de TPH.

7.1.2 Différents types

7.1.2.1 Eau pure

Historiquement l’eau fut le premier fluide utilisé en TPH (d’où la qualification d’hydraulique !). Ses inconvénients sont multiples : solidification à 0°C, faible viscosité rendant difficile l’étanchéité des composants, pouvant lubrifiant très faible, catalyseur de corrosion. Toutefois ses avantages restent : grande disponibilité, incombustible, compressibilité plus faible que les huiles. L’eau fut donc dans un premier temps additionnée de glycérine avant d’être remplacée par les huiles minérales issues des distillats pétroliers. La transmission de puissance hydraulique devint donc oléo-hydraulique !

7.1.2.2 Huiles minérales

L’huile minérale résulte de la distillation du pétrole brut. Elle est composée de paraffine, de naphtène et d’aromatiques. Leur combinaison donne des molécules complexes dont il est difficile de connaître à l’avance les propriétés physico-chimiques. Cela impose l’utilisation systématique d’additifs permettant d’obtenir les propriétés souhaitées. Les normes DIN 51 524 et 51 525 donnent les définitions pour les huiles hydrauliques.

Type Définition

H Huiles hydrauliques sans additifs. Elles ont les caractéristiques des huiles de graissage type C selon DIN 51 517. Ces huiles sont de moins en moins utilisées en hydraulique.

HL Huiles hydrauliques avec additifs améliorant les performances anti-rouille et anti-oxydation. Ces huiles sont généralement utilisées dans les circuits hydrauliques travaillant jusqu’à des pressions de services de 200 bar. Elles résistent correctement aux sollicitations thermiques de ces circuits.

HLP Huiles hydrauliques avec additifs permettant un usage en haute pression grâce à leurs performances anti-usure. Ces huiles trouvent leur emploi dans les circuits travaillant à des pressions de service au dessus de 200 bar (norme ISO future : HM).

HV Huiles hydrauliques ayant des performances viscomètriques très améliorées. Les autres propriétés sont identiques à celles de la classe HLP.

Cette classification en grande catégorie est complétée par une série de chiffres définissant l’indice de viscosité. Dans beaucoup d’applications, du type mobile, pour des raisons de facilités d’approvisionnement, les constructeurs et surtout les utilisateurs adoptent les huiles minérales de type moteur ou transmission, ceci selon la classification SAE. Il faut citer ici les huiles ATF (Automatic Transmission Fluid) qui sont utilisées dans les coupleurs hydrauliques.

7.1.2.3 Huiles de synthèse

En partant de dérivés gazeux du pétrole, purs, sont créées les huiles de synthèses, Elles ne comportent qu’une structure moléculaire et ont des qualités constantes (encore améliorées par des additifs).

7.1.2.4 Emulsions résistant au feu

La recherche de fluides non inflammables amène le développement de fluides aqueux :


émulsion de 4 à 15% d’huile minérale dans l’eau,

émulsion de 40 à 50% d’eau dans l’huile

solution de 40 à 50% de polymères (poly glycols) dans de l’eau. Mais aussi de fluides non aqueux :

hydrocarbures chlorés

esters phosphatés,

silicates esters

huiles de silicones

fluoro-esters.

7.1.2.5 Fluides biodégradables

Dans les matériels forestiers notamment il est préconisé d’utilisé des fluides à base d’huiles végétales plus facilement biodégradables en cas de rupture de circuit. Certains constructeurs ont développé récemment, pour des applications en génie nucléaire, une gamme de composants utilisant l’eau pure. Ces composants peuvent être utilisés dans des applications tout à fait écologiques !

7.1.3 Caractéristiques des fluides hydrauliques

Le fluide de transmission de puissance est considéré comme étant un milieu continu déformable, sans rigidité, qui peut s'écouler, c'est-à-dire subir de grandes variations de forme sous l'action de forces qui sont d'autant plus faibles que ces variations de formes sont plus lentes. Les propriétés physiques les plus importantes du point de vue mécanique sont l'isotropie, la mobilité, la viscosité, ainsi que la compressibilité. Les huiles que nous utiliserons seront isotropes, c'est-à-dire que leurs propriétés seront identiques dans toutes les directions de l'espace. Elles seront également mobiles c'est-à-dire qu'elles n'auront pas de forme propre : elles occuperont la forme du récipient qui les contient ou elles s'écouleront. En ce qui concerne la viscosité et la compressibilité, nous allons en donner quelques notions.

7.1.3.1 La viscosité

La viscosité d’un fluide est la propriété exprimant sa résistance au mouvement relatif des molécules. La viscosité est due principalement à l’interaction entre les molécules du fluide.

Soient :

un écoulement fluide de type laminaire, c’est-à-dire qui se produit par glissement de lames et sans mélange entre les lames voisines,

un parallélépipède infiniment petit limité par plusieurs plans, Une force s’oppose au mouvement relatif des deux lames. Elle prend naissance au sein du liquide entre les plans horizontaux, parallèlement à l’écoulement La contrainte de cisaillement qui en résulte est

où est le gradient de vitesse et un coefficient caractéristique du fluide appelé viscosité dynamique

La relation liant les viscosités dynamique et cinématique est :

où est la masse volumique fonction également de la température et de la pression.


La viscosité cinématique dépend fortement de la température. Il est donc nécessaire que la valeur de la viscosité de l’huile utilisée soit donnée pour une température précise. La relation de Mac Coull décrit la relation entre la température et la viscosité cinématique :

où est la viscosité cinématique en (centistokes), est la température

en , est une constante égale à 0.7 lorsque , et sont des constantes caractéristiques de l’huile. Ci-contre : Evolution de la viscosité cinématique en fonction de la température Remarque : Une transformation logarithmique des coordonnées viscosité-température permet de convertir les courbes en lignes droites. La viscosité de l’huile augmente aussi avec la pression. Les variations de la viscosité en fonction de la pression sont données

par la loi de BARUS :

où est la viscosité absolue à la pression , la viscosité

absolue à la pression atmosphérique et un coefficient de

viscosité/pression de valeur . Ci-contre : variation de la viscosité en fonction de la pression.

Diagramme de la viscosité cinématique en cSt des huiles de transmission de puissance hydraulique aviation


A titre de comparaison, le diagramme suivant donne les caractéristiques des huiles de lubrification pour moteur thermique.

Le diagramme suivant donne les caractéristiques des huiles utilisées dans les transmissions de puissance hydrauliques « terrestres »


7.1.3.2 La compressibilité

En hydraulique industrielle classique, l’huile est souvent considérée comme incompressible et les calculs effectués avec une valeur constante du coefficient de compressibilité procurent des résultats satisfaisants. En électro-hydraulique appliquée notamment aux asservissements de position, dans le cadre de la modélisation d’un composant, l’approximation précédente ne peut plus être faite : L’huile doit être considérée comme compressible. Son module de compressibilité est caractérisé, à une température donnée, par la variation de sa masse volumique en fonction de

la pression. La masse volumique d’un corps, définie par l’expression suivante

où et sont la masse et le volume considérés, dépend de la température et de la pression. On donne, à titre d’exemple (figure ci-dessus), le cas de l’huile Shell Tellus 37 : On définit trois modules de compressibilité : le module de compressibilité isotherme, le module de compressibilité isentropique et le module de compressibilité effectif.

1- Module de compressibilité isotherme

Le module de compressibilité isotherme est homogène à une pression :

où est la variation relative de volume et est la variation correspondante en pression. Il peut aussi s’exprimer à partir de la masse

volumique :

2- Module de compressibilité isentropique

Le module de compressibilité isentropique est homogène à une pression :

Ce module de compressibilité est une fonction de la température et de la pression. A titre indicatif, la figure ci-dessous représente le module de compressibilité de l’huile Shell Tellus 37 :

3- Module de compressibilité effectif

A la compressibilité de l'huile, il faut ajouter d'autres effets

intervenant sur le module de compressibilté (Bulk Modulus), en particulier l'élasticité des différentes enceintes, de la tuyauterie et du réservoir de l'installation ainsi que l'air entraîné et dissous dans le fluide. On définit alors un module de


compressibilité effectif prenant en compte tous ces phénomènes. Par exemple, dans le cas d'une installation hydraulique classique, les conditions habituelles de fonctionnement sont

, . Pour ces valeurs, le module de compressibilité effectif est égal à

. A titre indicatif, le graphe ci-contre représente l’influence de l’air sur le module de compressibilité dans le cas isotherme où

est le ratio air/huile.

4- Equation d’état isotherme du fluide

L’équation d’état (au sens thermodynamique) est définie par la relation . L’hypothèse d’un module de compressibilité constant permet d’expliquer la dépendance du volume avec la pression. En effet, d’après la définition du

module de compressibilité exprimé à partir de la masse volumique, on obtient :

L’intégration de cette relation en supposant conduit à l’expression de la masse volumique en fonction de la

pression: puis à l’expression du volume en fonction de la

pression où est une pression de référence arbitraire.

Si la valeur de P-P0 est petite devant (T), cela donne simplement V/V = - P/ .

Remarques :

En première hypothèse on considère souvent que les fluides liquides sont incompressibles. Cela est satisfaisant pour l’étude des régimes permanents de fonctionnement. Lorsqu’on veut prévoir le comportement en régime transitoire, en régime oscillatoire, et donc dans tout système hydraulique asservi, il est indispensable de prendre en compte le caractère compressible des liquides.

Pour les gaz contenus dans un vérin pneumatique ou dans accumulateur oléopneumatique, on retient couramment

une loi d'évolution polytropique, p.vk = cte.

La compressibilité relativement importante des fluides hydrauliques fait que les actionneurs voient leur raideur diminuée, ce qui donne une moindre précision et une pulsation propre plus basse. La compressibilité des fluides diminue aussi sensiblement le rendement des pompes volumétriques utilisées dans les Transmissions de Puissance Hydraulique.

7.1.3.3 Dilatation des fluides (Coefficients de dilatation en /K ou K-1 )

Pour les solides L = * L * T et pour les liquides V = * V * T

cuivre 17 x 10-6 84%Cu, Pb, Zn, Sn

17 x 10x-6 verre à vitre 8,7 x 10-6 TPH : Huile minérale

7 x 10-4

fer 12 x 10-6 64% Fe, 36% Ni (Invar)

1,2 x 10 -6 verre ordinaire

7 x 10-6 Essence minérale

10 x 10-4

or 14 x 10-6 PVC entre -40°C et 10°C

50 x 10-6 verre pyrex 3 x 10-6 benzène 11 x 10-4

platine 9 x 10-6 PVC entre 10°C et 40°C

60 x 10-6 mercure 1,8 x 10-4 chloroforme 11 x 10-4

plomb 27 x 10-6 ciment 30 x 10-6 eau à 20°C 2 x 10-4 alcool éthylique

11 x 10-4

zinc 29 x 10-6 granulats 7 x 10-6 eau à 60 °C 5 x 10-4 acétone 14 x 10-4

65%Cu, 35%Zn

19 x 10-6 béton armé 7 x 10-6 glycérine 5 x 10-4 éther 16 x 10-4


7.1.3.4 Autres caractéristiques de fluides de TPH

On ne retient souvent que la viscosité et la compressibilité comme principales caractéristiques d’un fluide de TPH, mais ses fonctions associées multiples font qu’il est nécessaire d’en connaître aussi :

la résistance au cisaillement,

les pouvoirs lubrifiant et anti-usure,

la masse volumique,

l’indice de désémulsion, la compatibilité avec d’autres fluides hydrauliques

le pouvoir de désaération, anti-mousse, la tension superficielle et la tension de vapeur.

la résistance à la chaleur, la filtrabilité et la non-toxicité,

le point d’aniline, la compatibilité avec les métaux,

le point éclair et le point de feu,

le point d’écoulement et le point de congélation,

les chaleurs spécifiques Cp et Cv,

la conductivité thermique et la non-conductivité électrique,

l’indice d’acidité, les propriétés anti-corrosives et anti-oxydantes Exemple de fiche de caractéristiques d’une huile de TPH ROYCO HYDRAULIC OIL 756 Fluide hydraulique minéral micro filtré. (Fabriquée par Royal Lubricants, Inc.) UTILISATIONS

La ROYCO HYDRAULIC OIL 756 est une huile hydraulique microfiltrée à bases minérales de couleur rouge.

La ROYCO HYDRAULIC OIL 756 est préconisée pour tous les systèmes hydrauliques fonctionnant dans des conditions d’utilisation de pressions élevées et de températures basses et très basses (entre – 54°C et + 90°C ) nécessitant une huile micro filtrée à bases minérales. Elle est particulièrement recommandée pour tous les systèmes hydrauliques d’aéronefs mais aussi pour toutes les applications industrielles terrestres (robots mécaniques, systèmes

hydrauliques de précision, etc.)SPECIFICATIONS La ROYCO HYDRAULIC OIL 756 est qualifiée MIL-H-5606G,

Elle est homologuée DCSEA 415/A,

Elle est conforme aux spécifications DEF STAN 91-48 super clean,

Joint service désignation OM-15.

Code OTAN : H-515AVANTAGES Très haut indice de viscosité.

Excellent indice de filtration.

Excellente stabilité au cisaillement.

Très bonne stabilité thermique liée à une excellente résistance à l’oxydation.

Très bonnes propriétés anti-usure, anticorrosion, antirouille, antimousse.

Absence de rétention d’air.

Très bas point d’écoulement

LIMITATIONS La ROYCO HYDRAULIC OIL 756 ne doit pas être utilisée dans les systèmes utilisant des joints élastomères en

caoutchouc naturel.

CARACTERISTIQUES TYPES UNITES METHODES ROYCO HYDRAULIC OIL 756

Masse volumique à 15°C kg/m3 ISO 3675 855 Couleur - ISO 2049 Rouge Viscosité à - 53,9°C mm²/s ISO 3104 1450 Viscosité à - 40°C mm²/s ISO 3104 434 Viscosité à 40°C mm²/s ISO 3104 15,7 Viscosité à 100°C mm²/s ISO 3104 6,1 Indice de viscosité - ISO 2909 388 Point éclair PENSKY °C ISO 2719 105 Point d’écoulement °C ISO 3016 - 70 Corrosion Cuivre - ISO 2160 1b Comptage des particules NAS 1638 Classe de contamination 3 5-15 µm 1200 16-25 µm 550 26-50 µm 70 51-100 µm 5 >100 µm 0

Les valeurs des caractéristiques figurant dans ce tableau sont des valeurs typiques données à titre indicatif.


7.2 Le réservoir Il assure plusieurs fonctions :

le stockage du fluide hydraulique dans un bac dont le volume varie entre

le refroidissement par convexion sur les parois externes

la désaération par mise en place d’une cloison entre les circuits d’aspiration et de retour,

la connexion au circuit par des tubes et la mise à l’air libre (reniflard),

le contrôle du niveau, de l’état d’usure,

le remplissage et la vidange (bouchon, fond en pente). Remarque : le volume des réservoirs varie souvent énormément d’une application à l’autre. Un grand volume permet d’augmenter la durée de vie du fluide et donc la période entre deux vidanges. Cela permet aussi d’augmenter la surface d’échange thermique avec l’air extérieur et par la même de refroidir le fluide de TPH. Par contre cela augmente l’encombrement et le poids de l’ensemble. Cela n’est pas gênant dans les installations fixes mais l’est plus dans les installations mobiles sauf s'il concourt à l’équilibrage des structures. D’où la valeur de la contenance du réservoir :

Installations fixes : 3 et 5 fois le volume refoulé par la pompe en une minute,

Installations mobiles : 1 à 2 fois le volume refoulé par la pompe en une minute. Dans ce cas prévoir absolument un échangeur refroidisseur externe.

Les réservoirs sont le plus souvent réalisés en tôle mécano soudées. Les soudures internes ainsi que la protection interne contre la corrosion seront particulièrement soignées. Compte tenu des importantes variations de température du fluide et donc de sont contenant, il n’est pas opportun d’utilisé un réservoir comme élément de structure de machine si la précision est recherchée dans celle-ci.

7.3 Les canalisations

7.3.1 Généralités

Le transport de l’huile entre les différents composants d’un circuit hydraulique qui permet la transmission de la puissance hydraulique est fait par des tubes rigides ou flexibles, des perçages dans les blocs ou les plaques de base, etc. La liaison entre ces différents éléments se fait généralement de façon démontable grâce à des raccords. Le choix des éléments de liaison se fait en tenant compte des critères tels que pression statique et dynamique, débit, étanchéité, vibrations mécaniques et hydrauliques, facilité de manipulation, ambiance. Les points essentiels à déterminer lors du choix des tuyaux et raccords sont :

la matière. Elle ne doit pas se corroder (extérieur et intérieur) et ne doit pas polluer le fluide,

le diamètre intérieur. Le tube doit générer le minimum de pertes de charges systématiques, pour un débit donné, le choix du diamètre intérieur d’une tuyauterie et des raccords définit la vitesse d’écoulement du fluide, ainsi que le régime d’écoulement (laminaire ou turbulent), la chute de pression qui apparaît entre l’entrée et la sortie de cette canalisation, la perte d’énergie dans cette même canalisation,

L’épaisseur de la paroi du tube est fonction de la pression du fluide, du diamètre intérieur du tube et de la résistance à la rupture du matériau.

Le tube et ses fixations doivent supporter les vibrations On distingue :

les canalisations rigides en acier sans soudure,

les canalisations souples en élastomères renforcés de fibres métalliques. On limitera dans tous les cas la longueur des canalisations (et plus particulièrement celle des canalisations souples) qui se comportent comme des « capacités » parasites qui introduisent des phénomènes vibratoires et des temps de retard. Pratiquement et pour optimiser le poids des canalisations tout en limitant les chutes de pression, le diamètre intérieur des canalisations est choisi de sorte que la vitesse d’écoulement soit :

< 1m/s (de 1 à 2 m/s en aviation) dans les conduites d’aspiration partant d’un réservoir à l’air libre,

comprise entre 3 et 6m/s (6 à 12 m/s en aviation) dans les conduites de refoulement sous pression,

2 à 3 m/s dans les canalisations retour à basse pression,

< 1,5 m/s dans les conduites de drainage. Remarque : Les tubes étant mis en œuvres par cintrage à froid, des aciers à fort A% sont imposés (A% > 16). La nuance Tu 52b (Rm=520Mpa) est, par exemple, une nuance couramment utilisée.


Rappel :Validation des enveloppes minces soumises à la pression Le cylindre d’un vérin comme les tubes de canalisation de fluide, de diamètre intérieur d, sont soumis à une pression p. Le besoin est de prévenir tout risque d’éclatement. La mécanique des milieux continue nous donne le modèle de LAME qui permet d’établir que l’épaisseur doit être supérieure à : emini = d/2* [ [ (Rm/ks + p) / (Rm/ks – p) ]^0.5 – 1 ]

Rm résistance à la rupture du matériau et ks coefficient de sécurité,

p tient scrupuleusement compte des coups de béliers éventuels. Nota : Si les enveloppes considérées sont du type mince (e < d/10), le modèle simplifié des enveloppes minces peut être utilisé et donne : emini = 0.5 * p . d . ks / Rm ks coefficient de sécurité est couramment au moins égal à 4 sauf si l’utilisation est caractérisée par une absence totale de chocs auquel cas 2 < ks < 3 Exemple : d = 100 p = 20MPa Rm = 520Mpa ks = 4 LAME : emini = 8.4mm Enveloppe mince emini = 7.7mm

7.3.2 Tuyaux rigides et flexibles

Les tuyaux rigides sont soit des tubes acier (haute pression) et leur désignation est définie par la norme NF A 49 – 330 donnant le diamètre intérieur et l’épaisseur de la paroi, soit en cuivre ou en alliage d’aluminium (basse et moyenne pression). Les tuyaux flexibles sont constitués d’un fourreau intérieur en caoutchouc synthétique résistant aux hydrocarbures et assurant l’étanchéité, d’une ou plusieurs tresses textiles (basse pression) ou tresses de fils d’acier (moyenne et haute pression) qui lui confèrent sa résistance à la pression, d’une robe extérieure en caoutchouc synthétique qui le protège des agents extérieurs. Réglementairement le tube doit être sans soudure de fabrication ni d’assemblage. Deux standards cohabitent, les tubes de diamètre fraction de pouce (mesure anglaise) et les tubes métriques. Les tableaux suivants présentent leurs dimensions. Rappel : 1 pouce = 25.4 mm 1 psi = 0.069 bar


7.3.3 Les raccords

Les raccords ont pour rôle d’assurer la liaison démontable entre les composants hydrauliques et les tuyaux rigides et flexibles. Les figures ci-dessous en donnent quelques exemples :

7.3.3.1 Les raccords à bague coupante

Les raccords à bague coupante sont adaptés à la plupart des conditions d’utilisation qui se retrouvent dans l’industrie. Ce modèle de raccord est réalisé selon la norme DIN 2353. Le principe de ce système réside dans l’emploi d’une bague coupante qui se glisse sur le tube préalablement préparé. L’écrou du raccord pousse la bague dans le cône interne de l’embout du raccord. La lèvre coupante de la bague repousse un bourrelet du tube vers le fond du cône.

7.3.3.2 Les raccords à bride pour tube rigide et flexible

Les raccords à bride ou flasqués, sont plus particulièrement utilisés sur les pompes haute pression.

7.3.3.3 Les accouplements enfichables ou rapides

Pour faciliter un désaccouplement ou branchement rapide de centrale ou composants, on peut munir les flexibles d’accouplements enfichables ou rapides.

7.3.3.4 Les raccords tournants

Le raccord tournant assure le raccordement entre un élément fixe et un autre en rotation lente ( !) Elles amènent le fluide aux différents points du circuit hydraulique.


7.4 Les filtres Afin de pérenniser le circuit hydraulique et le fluide hydraulique, ce dernier doit être débarrassé au mieux de :

l’eau,

des particules solides métalliques et non métalliques,

des produits mous,

de l’air. L’état de pollution est défini par une classe variant de 00 à 12 qui définit la taille et le nombre de particules admises dans le fluide. Une surveillance régulière de l’état du fluide permet de programmer au mieux les phases de maintenance. La filtration utilise les différents principes que sont le tamisage, l’effet magnétique ou la décantation. Le tamisage est mis en œuvre en différents points du circuit :

remplissage (filtre tamis)

aspiration (crépine 100 m),

circuit sous pression (filtre jetable dans enceinte lourde),

circuit de retour (filtre papier en cartouche jetable)

circuit secondaire (filtre papier en cartouche jetable) Un horamètre est installé sur la machine pour vérifier la périodicité des vidanges. Des prélèvements d’huile sont effectués et analysés pour effectuer un suivi de vieillissement de l’huile et des composants du circuit

7.5 Les pompes : générateurs de débits ou de pression


La fourniture de la puissance hydraulique est faite par des pompes de type volumétrique. Une telle pompe est un générateur de débit qui transvase le fluide. La pompe est entraînée par un moteur électrique ou thermique. Le plus souvent on n’a besoin que d’un débit constant, une pompe à cylindrée constante est utilisée. Lorsqu’on veut faire varier ce débit, on fait rarement varier la vitesse de rotation de la pompe mais on utilise une pompe à cylindrée variable. De façon générale on rencontre une grande diversité d’architecture et de technologie de pompes. Elles sont souvent adaptées à des domaines d’utilisation différents. Chaque constructeur à souvent développé une technologie propre ce qui conduit aussi, dans un même domaine, à la coexistence de technologies différentes.

7.5.2 Pompes à cylindrée constante

Le chapitre 6 présente plus en détail la technologie des moteurs et des pompes hydrauliques.

7.5.2.1 Pompes à engrenages

Pompes à engrenages extérieurs

La mise en rotation d’un engrenage extérieur placé dans un carter ajusté à ses formes, permet de transvaser du fluide. Ce type de pompe est très répandu. Pression nominale 17,5 MPa, pression maxi 25 MPa.

Pompes à engrenages intérieurs

L’utilisation d’un engrenage interne associé à un dispositif d étanchéité supplémentaire permet d’obtenir un meilleur rendement.

Pompes à vis

Si on réalise un engrenage hélicoïdal dont les roues n’ont qu’une ou deux dents, on obtient deux vis qui, dans leur engrènement, déplacent le volume de fluide contenu dans l’entre dent. La pression nominale de ces pompes est d’une vingtaine de bar. Elles ne sont pas utilisées en Transmission de puissance hydraulique.

7.5.2.2 Pompes à palettes

Simple dans son principe cette technologie présente des difficultés dans le contact palette stator et dans l’équilibrage du rotor. La pression courante d’utilisation est d’une centaine de bar.


7.5.2.3 Pompes à pistons en ligne

L’utilisation d’un ensemble piston cylindre est courante dans les machines volumétriques. Toutefois l’utilisation à de fortes pressions exclue l’utilisation de joint d’étanchéité. Celle-ci est obtenue par un ajustement à très faible jeu du piston dans sa chemise. La disposition des pistons en ligne est peu utilisée car elle conduit, pour un grand nombre de pistons, à une flexion importante de l’arbre de commande. On réalise pour limiter cela des pompes à cylindres opposés.

7.5.2.4 Pompes à pistons radiaux

Dans le but de limiter la longueur de l’arbre de commande, on peut disposer les pistons radialement. Certains constructeurs proposent aussi une mise en rotation du bloc cylindre, les pistons étant déplacés par une came externe. Ces pompes ont un encombrement important.

7.5.2.5 Pompes à pistons axiaux

La disposition en barillet axial des pistons permet d’avoir une grande compacité. La commande de mouvement est donnée par un plateau rotatif incliné ou par un axe de carter brisé.

7.5.3 Pompes à cylindrée variable

Pompes à palettes

La variation de cylindrée est obtenue en faisant varier l’excentration du stator par rapport au rotor. La commande peut être manuelle ou automatique. C’est le modèle le plus simple de pompe à cylindrée variable.

Pompes à pistons radiaux

La technologie à came externe permet de faire varier la course des pistons.

Pompes à pistons axiaux

C’est la technologie la plus utilisée. Les pistons sont disposés dans un barillet tournant face à un plateau incliné dont on fait varier l’angle d’inclinaison. L’architecture à axe de carter brisé permet aussi de faire varier la cylindrée

7.6 Les limiteurs de pression et valves de contrôle de pression

7.6.1 Du choix de la pression de fonctionnement

Origine de la pression : Rappelons que la pompe n'est a priori qu'un générateur de débit. Il n'apparaît de pression dans le circuit que si le fluide rencontre des résistances à son déplacement. Ces résistances seront classées en deux catégories, les fonctionnelles et les parasites.

Les résistances fonctionnelles utiles sont les efforts résistants externes s'opposant au déplacement du vérin ou le couple résistant appliqué sur l'arbre d'un moteur hydraulique. La puissance transmise est mécanique.

Les résistances parasites sont internes à l'installation hydraulique, dues aux frottements mécaniques, aux pertes de charges dans le circuit. La puissance dissipée est calorifique.

Un problème simple étant donné, à savoir appliquer un effort de 80000 N avec un vérin dont la tige se déplace à 0,1 m/s, il existe plusieurs solutions quant au choix des composants. Ce choix est essentiellement lié à la pression de fonctionnement choisie. Solution 1 : Un vérin de 50 mm de diamètre alimenté par une conduite de 6 mm de diamètre intérieur (diamètre extérieur 8mm, poids par mètre 0,123 kg) débitant 11,7 l/min d'huile à la pression de 40,8 MPa. Solution 2 : Un vérin de 100 mm, une conduite de 12 mm (diamètre extérieur 14mm, poids par mètre 0,319 kg) débitant 41,1 l/min d'huile à 10,2 MPa.

Dans le cas présenté ci-dessus, le critère d’encombrement amène à utiliser la haute pression.

Ne perdons pas de vue que des composants haute pression seront le siège de grands efforts et nécessiteront des structures plus massives. Si on retient le critère de masse, une pression de l’ordre de 280 bars apparaît optimale.

Si on retient le critère de raideur, les vérins de grande section offrent un meilleur résultat. A titre d'exemple, l'expression de la raideur d'un vérin simple effet tige est, à mi-course (cf. § 11.5) :

K = F / x = 2 .B. S / L où B est le module d'élasticité cubique de l'huile, S la section du vérin, L la course du vérin.


Remarque : La recherche du meilleur rendement de la canalisation, conduit à utiliser les plus hautes pressions afin de

minimiser les résistances parasites. En effet : = PS/PE = (PE- P)/PE = (PE - k .V2) / PE

Dans notre exemple, la vitesse du fluide dans les canalisations étant de l'ordre de 6 m/s, il apparaît que 408 est meilleur

que 102.

7.6.2 Valves de réglage de pression

7.6.2.1 Valve de réglage de pression à action directe (non pilotée)

Selon les constructeurs, ce type de matériel de sécurité prend diverses appellations : soupape de sécurité, clapet de décharge, soupape de surpression, valves de limitation de pression, etc. Ces organes sont destinés à protéger les composants d'un circuit hydraulique contre les surpressions de toute origine qui peuvent apparaître. Ce sont les surpressions dues à des surcharges d'utilisation, mais dues aussi à toutes les phases transitoires du fonctionnement telles qu’accélération ou freinage. La valve de limitation de pression est normalement fermée. Elle est commandée par la pression du circuit qu'elle protège. Elle dirige le débit de la pompe vers le retour au réservoir lorsque la pression maximale prédéterminée (souvent appelée p0), ou pression de tarage, du circuit est atteinte. La valve de limitation de pression peut être à action (ou commande) directe ou pilotée. La valve de limitation de pression à action directe est telle que l'entrée et la sortie du fluide sont séparées par un clapet (à bille, à cône ou encore cylindrique). La pression du circuit agit sur une section de mesure, la force résultante est comparée à la force appliquée sur le clapet par un ressort taré. Si la force de pression est supérieure à la force élastique le clapet s'ouvre laissant passer de l'huile vers le

réservoir.

Exemple de caractéristique P,Q et de fonctionnement d'un limiteur de pression.

Ce schéma de base amène des

observations et des commentaires. On constate que l'existence d'un débit dans la valve de limitation de pression est liée à l'apparition d'une perte de charge qui s'additionne à la pression de tarage initialement réglée. Supposons qu'en fonctionnement normal, la pression maximale induite par la charge appliquée au vérin soit de 65 bars et que la pression de tarage p0 soit réglée à 70 bars. En présence d'un débit Qlp qui traverse le limiteur de pression, la pression maximale dans le circuit est supérieure à celle initialement prévue.


D’une part, la dissipation d'énergie est donc plus importante que prévue, mais de plus, dans le cas où la pression maximale induite par la charge appliquée au vérin serait de 80 bars, il apparaîtrait un dysfonctionnement flagrant, à savoir que le vérin peu se déplacer (à une vitesse inférieure à la vitesse normale) au lieu d'être arrêté.

7.6.2.2 Valve de réglage de pression pilotée

Les valves non pilotées, outre les inconvénients cités ci-dessus, ne conviennent que pour des débits relativement faibles (<60 l/min). De telles valves à forts débits ont de forts encombrements, des comportements dynamiques défavorables et à des pertes d'énergie accrues. Les valves de réglage de pression pilotées, plus complexes, réduisent ces inconvénients. L'appareil complet est constitué par un étage principal et un étage pilote. Ce dernier n'est autre qu'un limiteur de pression à clapet (cf. §4.4.1). Il fait office d'appareil de mesure, son ressort étant taré à la pression d'ouverture souhaitée de la valve principale. La valve principale peut être à clapet ou à tiroir. La pression du circuit vient s'appliquer sur la face inférieure du piston lié au clapet ou au tiroir. A travers d'un orifice calibré, elle passe également sur l'autre face (cet orifice calibré peut être percé dans la pièce mobile comme, d'ailleurs, directement dans le corps). De cet orifice part une canalisation vers la valve pilote. Si la valve pilote est fermée, le piton est équilibré en pression, seul un ressort "léger" vient assurer la fermeture du clapet principal. Si la valve pilote s'ouvre, un débit apparaît dans l'orifice calibré et donc une perte de charge. La différence entre les efforts de pression est supérieure à l'effort du ressort, le clapet principal s'ouvre. L'avantage du pilotage est de pouvoir contrôler l'ouverture d'une grande section de passage tout en ayant un ressort de faible raideur peu encombrant. De fait, la caractéristique P,Q de la valve de limitation de pression est rendue très "plate".

7.6.3 Autres valves de contrôle de pression

7.6.3.1 Valves de réduction de pression

Les valves de réduction de pression sont généralement utilisées pour réduire la pression dans une partie du circuit à une valeur inférieure à celle du circuit principal. Il peut, par exemple, apparaître intéressant de diminuer localement la pression pour améliorer la raideur d'un actionneur. C'est une soupape de type normalement ouverte. Si la pression de sortie atteint le seuil défini par le tarage du ressort, le tiroir se déplace et diminue la section de passage du fluide. Le débit étant diminué, la pression aval diminue aussi. Le tiroir va prendre une position d'équilibre définissant une pression de sortie "constante".

7.6.3.2 Valves de séquences

Ces valves permettent de vérifier qu’une action est terminée avant dans lancer une suivante. Elle effectue le rôle d’un franchissement d’étape de GRAFCET en intégrant :

le capteur associé à la réceptivité sous la forme d’un capteur de pression


la commande de l’action suivante sous la forme d’un distributeur qui alimente l’actionneur associé. Par le principe du limiteur de pression, elles peuvent détecter un seuil de pression soit haut, soit bas. Elles simplifient et fiabilisent la réalisation d’automatismes séquentiels utilisant la TPH.

7.6.3.3 Contrôleur de vitesse de descente

Ce type de composant est utilisé dans les engins de levage ou de chargement sur lequel il est nécessaire de contrôler les vitesses de descente des charges. Ces valves laissent descendre les charges si et seulement si une information de pression leur est donnée par le circuit de descente. Elles sont aussi appelées parachute.

7.6.3.4 Conjoncteurs-disjoncteurs

Les conjoncteurs disjoncteurs sont généralement utilisés dans les circuits hydrauliques utilisant des accumulateurs de fluide sous pression. Le conjoncteur-disjoncteur est une valve de type "normalement fermée". Il relie automatiquement le circuit de refoulement de la pompe au réservoir lorsque l'accumulateur atteint sa pression nominale de charge. Le clapet anti-retour isole alors le circuit haute pression du circuit de retour au réservoir.

7.7 Les éléments de contrôle de débit

7.7.1 Nécessité d'un contrôle de débit

Considérons une installation hydraulique qui est constituée d'une pompe pouvant alimenter à la demande un vérin A de diamètre 50 mm ou un vérin B de diamètre 70 mm. Si la pompe a un débit de 20 l/min le vérin A se déplace à 17 cm/s alors que le vérin B se déplace à 8,7 cm/s. Le retour du vérin A qui est à simple effet est assuré par les forces de gravité, sa vitesse de rentrée dépend de la masse M déplacée verticalement. Le Vérin B qui est à double effet (diamètre de tige 40 mm) rentre, alimenté par la pompe, à la vitesse de 12,9 cm/s. Le problème se complique si les deux vérins ont à fonctionner simultanément ! Si on désire que toutes les vitesses soient égales, il est nécessaire de disposer de régulateurs de débit.

7.7.2 Utilisation d'une restriction

On peut agir sur la valeur du débit en interposant une restriction sur le circuit du récepteur dont on veut réguler la vitesse. Pratiquement cela peut être un robinet à pointeau ou un simple orifice calibré. Inconvénient : le débit varie en fonction de la différence de pression entre l'entrée et la sortie et donc en fonction de la charge du vérin.


7.7.3 Utilisation d'un régulateur deux voies

Ce composant permet de découpler le débit régulé de la pression utile induite par la charge appliquée au récepteur. Cela est obtenu en installant en série avec la restriction précédente (appelée restriction de mesure) un étranglement variable piloté par une balance de pression. Si l'effort sur le récepteur augmente, p3 augmente, le débit tend à diminuer. Le terme (p2-p3).S diminuant, le tiroir (5) se déplace vers le haut, ce qui augmente la section de passage du fluide et donc le débit. p2 augmente jusqu'à ce qu'un nouvel équilibre (p2-p3).S = Fressort soit atteint. Pour un débit préréglé la perte de charge

apparaissant dans la restriction de mesure (18) reste quasiment constante (Fressort varie peu avec la position du

tiroir) Les débits entrant et sortant étant égaux, la restriction de mesure peut être placée en amont ou en aval de la restriction de réglage. La restriction de mesure peut être de section fixe ou variable. Si le régulateur deux voies permet un contrôle de débit de meilleure qualité qu'une simple restriction, son rendement est par contre aussi mauvais (les débits entrant et sortant sont toujours égaux).

7.7.4 Utilisation d'un régulateur trois voies

Dans cette version la balance de pression est placée non pas en série mais en parallèle avec la restriction de mesure. Les effets d'une variation de la pression utile pu sont compensés par la variation de la section de la restriction de réglage qui dérive l'excèdent de débit Qr vers le réservoir. Une partie du débit est donc dérivée vers le réservoir. D'autre part, la pression p1 dans le circuit de refoulement de la pompe est toujours égale à la pression utile pu dans le récepteur augmentée de la pression nécessaire à l'ouverture de la restriction variable (de l'ordre de 6 à 8 bars). Ces raisons font que le rendement d'une telle installation est sensiblement amélioré. Toutefois ce composant n'est pas généralisable, il ne peut, en particulier, pas être monté en aval d'un récepteur (cas des charges motrices).

7.7.5 Régulateurs de débits pilotés

Les régulateurs de débits peuvent être pilotés par une variable externe, pression hydraulique ou grandeur électrique analogique.

pu

p1

Qr


7.7.6 Diviseurs de débits

La division de débit est utile pour synchroniser deux actionneurs. La solution présentée ci contre est régulée. Il existe aussi des diviseurs constitués de deux ou plusieurs corps de pompes accouplées sur un même arbre. Chacun est traversé par une partie du débit à diviser.

7.7.7 De la place d’un limiteur de débit dans le circuit

La solution à ce problème posé couramment est fortement liée au problème suivant qui concerne le caractère moteur ou résistant de la charge appliquée à l’actionneur. Concernant le limiteur de débit qui permet de contrôler la vitesse d’avance ou de rotation d’un actionneur, plusieurs solutions se présentent :

Le limiteur de débit peut être placé entre la pompe et le distributeur. Il permet, à lui seul, de contrôler la vitesse d'un récepteur dans les deux sens. S'il s'agit d'un vérin à une tige, les vitesses seront différentes (sections différentes).

Un limiteur de débit peut être disposé sur chaque canalisation d'alimentation d'un récepteur, il doit être doté d'un by-pass anti-retour pour n'être actif que dans un sens. Cette disposition est valable dans le cas ou la charge est toujours résistante (problème de cavitation).

Le limiteur de débit peut aussi être disposé en aval de l'actionneur, c'est à dire sur la canalisation de refoulement au réservoir. Cette disposition est satisfaisante lorsque la charge peut être motrice (cf. ci-dessus). Il faut, dans ce cas, prêter attention au risque de surpression localisée dans le circuit.

Attention : Toutes les dispositions présentés ci-dessus ont un rendement identiquement faible.

7.8 De l’application d'efforts moteurs ou résistants On qualifie de « effort résistant » un effort qui, appliqué à un actionneur, s’oppose à son déplacement. Par suite un on nomme « effort moteur » un effort qui favorise le déplacement de cet actionneur.

7.9 Les distributeurs


Le distributeur est un préactionneur, il est chargé de distribuer l’énergie sur les actionneurs. Il est donc intercalé dans le circuit de TPH entre la pompe (fonction fourniture d’énergie) et l’actionneur (fonction transformation d’énergie). Le distributeur est par ailleurs relié à la partie commande qui lui envoie les signaux de commutation. Ces signaux sont électriques mais aussi hydrauliques, pneumatiques ou tout simplement manuels. La conception du bloc de distribution se fait en tenant compte :

de la fonction des actionneurs (cycle de fonctionnement)

de la nature et des performances de la pompe

du comportement souhaité lors des différents modes de marche et arrêt.

7.9.2 La fonction distribution

7.9.2.1 Caractérisation

La fonction distribution d’un distributeur est caractérisée par :

le débit nominal

la perte de charge exprimée en fonction du débit traversant

le nombre d’orifices de raccordement au circuit hydraulique

le nombre et la nature des connections qu’il peut assurer.


Un distributeur est dit « à centre ouvert » lorsque, au repos, il laisse circuler librement le fluide fourni par la pompe. Un distributeur « à centre fermé » nécessite une pompe à débit variable ou un circuit à accumulation d’énergie.

7.9.2.2 Distributeurs à tiroirs

C’est une technique de distribution qui est héritée des distributeurs de machines à vapeurs alternatives. Une pièce mobile (le tiroir) met en relation, lors de son mouvement de translation, les canalisations d’un bloc fixe lui-même relié au reste du circuit hydraulique. Ce tiroir autrefois plan, est aujourd’hui cylindrique, l’étanchéité avec le cylindre est faite sans joint.

7.9.2.3 Distributeurs rotatifs

Cette technologie peu répandue fait appel à une pièce forée mobile en rotation. Elle est plutôt réservée aux basses pressions.

7.9.2.4 Distributeurs à clapets

La recherche d’une étanchéité de grande qualité a conduit au développement de la technologie à clapets (soupape de petite dimension plaquée sur son siège par un ressort et/ou les forces de pression). Cette technologie se développe fortement. Elle permet une plus grande intégration des composants de distribution. Elle nécessite une étude et une réalisation spécifiques à chaque circuit.

7.9.3 La fonction pilotage

7.9.3.1 Manuel

Le mouvement de l’élément de distribution se fait le plus simplement par une action humaine (levier, bouton poussoir, pédale, etc.). Ceci est notamment utilisé dans les machines non automatisées. La commande peur être de type tout ou rien (TOR) ou à action proportionnelle, le débit délivré étant à peu près proportionnel au déplacement du tiroir.

7.9.3.2 Pneumatique

Les parties commandes pneumatiques sont encore utilisées avantageusement dans des atmosphères difficiles (chaleur, humidité, poussière). Les tiroirs des distributeurs hydrauliques sont pilotés par des mini vérins pneumatiques.

7.9.3.3 Hydraulique

Dans un souci d’homogénéité et de disponibilité d’énergie, les circuits de commandes peuvent être hydrauliques (pression de quelques dizaines de bar). Les distributeurs sont pilotés par des mini vérins hydrauliques

7.9.3.4 Electrique T.O.R.

Les signaux électriques très basse tension (24 ou 48V AC ou DC) sont universellement utilisés dans les machines automatiques. Dans ce cas le distributeur est équipé de mini actionneurs électriques (électroaimants à noyau plongeur, électro vannes, etc.). Ces signaux de commande de type TOR sont faciles à mettre en œuvre mais ne permettent pas de démarrage progressif ou de marche à vitesse variable.

7.9.3.5 Electrique proportionnel

Dans le cas ou il est souhaité un fonctionnement progressif, proportionnel à une variable de commande modulée, il est possible d’utiliser des électroaimants de commande fournissant une force variable induite par un courant alternatif carré dont on fait varier le rapport de phase. La fréquence de coupure de ce type de distributeur est de l’ordre de 2Hz.

7.9.3.6 Servovalves

Lorsqu’une bande passante plus large est recherchée (de l’ordre de 20Hz), on utilise une servovalve. Elle possède une commande électrique à faible intensité relayée par un étage de puissance hydraulique qui commande le déplacement du tiroir de distribution. C’est un composant coûteux qui nécessite un très haut degré de filtration du fluide


7.10 Les accumulateurs

7.10.1 Fonction

Les accumulateurs hydropneumatiques (à pression de gaz) remplissent dans les installations hydrauliques un certain nombre de fonctions telles que : accumulation d'énergie, réserve de fluide, arrêt d'urgence, équilibrage des forces, amortissement de chocs mécaniques, amortissement de coup de bélier, compensation d'huile de fuite, amortissement de chocs et d'oscillations, amortissement de pulsations, suspension de véhicules, récupération de freinage, maintien de la pression à une valeur constante et compensation de volume (vase d'expansion). L'installation d'un accumulateur comme source d'énergie tampon diminue la puissance et la taille des pompes.

7.10.2 Technologie et différents types d'accumulateurs

Les types d'accumulateurs sont :

les accumulateurs à poids et à ressort utilisés dans le cadre d'applications industrielles très particulières.

les accumulateurs hydropneumatiques avec un élément de séparation. Selon la nature de l'élément de séparation, on distingue les accumulateurs à vessie, à membrane et à piston, les deux premiers sont les plus utilisés lors d'asservissements électrohydrauliques.

Remarque : L'accumulateur à poids est le seul qui puisse bénéficier de l'appellation "à pression constante". Les fortes pressions actuellement utilisées conduiraient à des encombrements prohibitifs pour les accumulateurs à poids ou à ressort. Ces derniers utilisés en tant qu'élément de temporisation.

Dans les accumulateurs à gaz comprimé, le gaz (azote) doit être séparé du fluide hydraulique par un piston flottant, une membrane ou une vessie, cela pour éviter la dissolution du gaz et pour pouvoir fonctionner en toute position. Le choix d'un accumulateur se fait essentiellement dans la gamme des appareils oléopneumatiques. L'inconvénient des accumulateurs à piston est la dégradation progressive de l'étanchéité permettant alors soit le passage d'huile dans le gaz (entraînant l'accroissement de la pression de gonflage), soit le passage de gaz dans l'huile (entraînant l'effet contraire). L'inconvénient majeur des accumulateurs à membrane ou à vessie est le risque de rupture imprévisible de l'élément séparateur de fluide. D'autres critères sont pris en compte, tels le rapport entre les pressions Pmax et Pmin de l'huile, la rapidité de décharge, le prix. Les accumulateurs à membrane ou à vessie sont les plus utilisés.

7.10.3 Fonctionnement d'un accumulateur hydropneumatique

L'accumulateur hydropneumatique emmagasine de l'énergie et la restitue ensuite au circuit hydraulique. Ce stockage s'opère en comprimant un gaz, en général de l'azote enfermé dans une vessie ou séparé du fluide par une membrane. Le gaz est toujours isolé du fluide hydraulique afin d'éviter toute dissolution ou entraînement du gaz dans l'huile qui aurait deux conséquences néfastes : une diminution progressive de la quantité d'azote renfermée dans l'accumulateur, d'où une chute de la pression de gonflage, et une augmentation de la compressibilité de l'huile, ce qui entraînerait une perturbation dans le fonctionnement de l'installation. Le fonctionnement comporte trois phases :

Phase n°1 : Gonflage de la vessie : La vessie de l'accumulateur est gonflée avec de l'azote à une pression p1 et occupe alors tout le volume V1 du réservoir. Lorsque la pression dans le circuit hydraulique est à une valeur supérieure à la pression de gonflage p1, l'huile pénètre dans l'accumulateur : c'est la phase n°3 de la charge de l'accumulateur.

Phase n°2 : Utilisation de l'accumulateur : Au cours du fonctionnement de l'installation hydraulique, si la pression dans le circuit diminue, l'énergie stockée


dans l'azote est utilisée et l'accumulateur fournit une quantité d'huile s'ajoutant à celle de la pompe hydraulique. Cette phase correspond à la pression de service minimale p2 où le volume est alors V2

Phase n°3 : Charge de l'accumulateur : La vessie de l'accumulateur est comprimée par l'huile du circuit hydraulique grâce à la pompe de la source de puissance du circuit hydraulique. Cette phase correspond à la pression de service maximale p3 où le volume est alors V3.

7.10.4 Transformations thermodynamiques

Chaque fois que l'accumulateur est utilisé, il y a changement d'état du gaz qu'il contient. Les caractéristiques de compression et de détente de l'azote permettent de décrire le principe de fonctionnement de l'accumulateur hydropneumatique. Le rapport des pressions et volumes est régi par la loi de BOYLE-MARIOTTE. Suivant la rapidité du changement d'état, la transformation est isochore, isotherme, adiabatique ou polytropique.

7.10.5 Transformation isotherme

Au cours de ce changement d'état, la variation de volume est suffisamment lente pour qu'il y ait échange de chaleur entre la charge de gaz et le milieu extérieur, on considère que la température du gaz reste constante. La loi de BOYLE-MARIOTTE

s'écrit : p.V = Cste où p est la pression absolue et V est le volume de gaz.

On peut donc écrire : p1.V1 = p2.V2 = p3.V3 = Cste

Le volume de fluide utile entre les pressions p2 et p3, dans l'accumulateur, est alors

7.10.6 Transformation adiabatique

Au cours de cette transformation, les variations de volume de fluide dans l'accumulateur sont très rapides, l'échange de

chaleur avec le milieu extérieur n'a pas lieu, faute de temps. La loi de BOYLE-MARIOTTE s'écrit : p.V = Cste où est le

rapport des chaleurs spécifiques du gaz ( = 1,4 pour l'azote). Le volume de fluide utile entre les pressions p2 et p3, dans

l'accumulateur, est alors : Cette formule tient compte d'une transformation isotherme pour le passage de p1V1 à p2V2 et adiabatique pour le passage de p2V2 à p3V3.

7.10.7 Transformation polytropique

Cette transformation correspond à un fonctionnement proche de la réalité physique de l'accumulateur, 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 de BOYLE-MARIOTTE s'écrit : p.Vn = Cste avec 1 ≤ n ≤ 4. n dépend des

possibilités d'échange thermique et de la rapidité de la transformation. Le volume de fluide entre les pressions p2 et p3, dans

l'accumulateur, est alors

7.10.8 Influence de la température

Toutes les formules précédentes sont applicables si la température du milieu ambiant reste constante pendant la durée du fonctionnement du système. Si la température varie dans des proportions importantes pendant le passage de p1V1 à p2V2, il

y a lieu d'effectuer la correction suivante :


avec V1R : le volume V1 à utiliser réellement pour cette application, V1C : le volume V1 calculé précédemment, Ti en °K.

7.10.9 Dimensionnement d'un accumulateur hydropneumatique

Dans le cadre de l'étude dimensionnelle d'un accumulateur hydropneumatique, les équations thermodynamiques précédentes sont nécessaires. Le choix du type d'équation, c'est-à-dire adiabatique, isotherme ou polytropique, dépend du temps de charge ou de décharge. Les règles empiriques suivantes peuvent être appliquées :

La durée du cycle est inférieure à 1 minute, le changement d'état est alors de type adiabatique.

La durée du cycle est supérieure à 3 minutes, le changement d'état est alors de type isotherme.

La durée du cycle est comprise entre 1 et 3 minutes, le changement d'état est alors de type polytropique.

Le dimensionnement d'un accumulateur hydropneumatique consiste, en général, à calculer le volume V1 d'azote qu'il doit contenir ainsi que la pression p1 de gonflage d'azote avant toute mise sous pression du circuit hydraulique. D'autre part, l'installation hydraulique utilisant cet élément fournira les caractéristiques suivantes :

Le volum - V3 que l'accumulateur doit restituer

La pression p2 de service minimale de l'huile dans le circuit

La pression p3 de service maximale de l'huile dans le circuit

La pression de gonflage p1 doit rester légèrement inférieure à la pression de service minimale p2 de façon à éviter que lors de chaque décharge, la vessie viennent frapper sur la soupape d'où une usure prématurée de celle-ci. On prend en général p1 = 0.9 × p2.

A partir de ces éléments, on est alors capable de calculer le volume V1 d'azote nécessaire au remplissage de la vessie.Dans

le cas d'une transformation isotherme, on obtient :

Dans le cas d'une transformation adiabatique, on obtient :

7.11 Les refroidisseurs et réchauffeurs

7.11.1 Utilité

Les rendements de tous les composants d’un circuit hydraulique sont tels que, une fois combinés, ils provoquent un échauffement systématique du fluide de TPH. Si une partie de cette chaleur est sûrement évacuée par convection et rayonnement de ces mêmes composants, et notamment du réservoir, il est presque inévitable de devoir adjoindre au circuit un refroidisseur. Ceci afin d’éviter une élévation de température de l’huile telle que sa viscosité diminuerait au point de le rendre inutilisable. De même dans des phases de fonctionnement à très basses températures il est utile de réchauffer l’huile de sorte à ce qu’elle puisse au mois circuler dans les canalisations.

7.11.2 Technologie

On utilise pour cela des échangeurs huile-air, appelés couramment radiateurs munis d’un ventilateur, ou huile-eau tels qu’échangeurs à tubes ou à plaques. De par leur conception les échangeurs ne peuvent pas être disposés sur les branches de circuit sous pression.

7.11.3 Dimensionnement

L’huile à une capacité calorifique voisine de 2kJ/kg.°K (moitié de celle de l’eau). Après avoir évalué le flux calorifique à évacuer, l’échangeur est dimensionné par la différence de température entre l’entrée et la sortie et le débit qui le traverse. L’échangeur étant par nature le siège d’écoulements fortement turbulents, la puissance de transvasement est à définir qui assurera la circulation de l’huile.


8 INTRODUCTION AU POSITIONNEMENT ASSERVI

8.1 Vérin simple effet et cavitation Le vérin simple effet est la réalisation de vérin la plus simple. Il convient tout à fait dans les applications telles que le mouvement de rentrée de tige est assuré par un potentiel élastique ou de gravité. Si un effort est appliqué au vérin tendant à faire sortir la tige, le fluide de TPH va se vaporiser (caviter). En plus de l’absence d’effort résistant opposé au mouvement imposé, la cavitation participe à l’endommagement des joints d’étanchéité. Une analyse fine des cycles de fonctionnement permettra de détecter tout risque de cavitation. Tout sera mis en oeuvre pour l éliminer.

8.2 Vérin double effet équipé de "freins" de débits Le phénomène de cavitation apparaît aussi dans les vérins simple effet lorsqu’ils sont soumis à des forces dont le signe change en cours de cycle. Cela conduit à mettre en place des « freins » opposé au débit sortant du vérin sous la forme de limiteur de débit ou de limiteur de pression. Une analyse fine des différentes phases de fonctionnement permet d’évaluer l’évolution de la pression du fluide.

8.3 Vérin double effet alimenté par une pression constante Une réponse au problème précédant peut-être de relier les deux chambres du vérin (nécessairement symétrique) à une source de pression unique et constante. Le mouvement est alors obtenu par modulation symétriquement opposée des pressions des chambres du vérin. Cela nécessite une pompe à débit variable équipée d’une régulation de pression et d’un distributeur équipé d’un tiroir à action proportionnelle. Cette technique de haute qualité est fréquemment utilisée dans les actionneurs utilisés en avionique.

8.4 De la commande en boucle ouverte BO ou boucle fermée BF Il est régulièrement admis que le choix entre une commande dite en Boucle ouverte et une en Boucle fermée dépend essentiellement du niveau de performance attendu de la « machine » ; performance en terme d’autonomie et/ou de rapidité. Il semble important de rappeler que la commande en boucle ouverte pure n’est pratiquement pas utilisée, voire utilisable. Il y a en effet, presque toujours, un bouclage sensoriel assuré par un opérateur ou un conducteur de machine. On distingue donc BO de BF par la nature de la boucle de retour (homme ou partie commande quelle soit mécanique, électrique ou informatique). Des ensembles propres à effectuer des positionnements en boucle fermée sont proposés, appelés couramment servocommande ou servomécanisme, mais aussi dispositif d’assistance de toute sorte. Dans le domaine de la Transmission de Puissance utilisant une fluide liquide ou gazeux, on rencontre ainsi les directions assistées et les servofreins d’automobile, les servocommandes de vol d’avion ou d’hélicoptère. Ces servocommandes intègrent donc toutes les spécificités citées précédemment telles que la symétrie, la maîtrise des débits fournis par une pompe à régulation de pression. Leur classification est faite selon la nature de la boucle de retour. La tendance actuelle étant à l’abandon des systèmes purement mécanique au profit des systèmes à boucle électronique et informatique.

8.4.1 Les servomécanismes hydrauliques à asservissement mécanique utilisant une source de pression fixe

8.4.1.1 Servocommande à corps fixe, vérin symétrique et distributeur différentiel

Cette disposition n’est quasiment pas utilisée. Elle a l’avantage de présenter clairement la structure de la machine. Avantages : Encombrement radial Inconvénients : Canalisations longues canalisations flexibles Encombrement axial


8.4.1.2 Servocommande à corps fixe vérin symétrique et levier différentiel

Avantages :

Canalisations courtes Inconvénients : Encombrement axial Levier complexe Course limitée

8.4.1.3 Servocommande à corps mobile et à vérin symétrique

Avantages : Canalisations courtes Commande directe, course illimitée Inconvénients : Canalisations flexibles Encombrement axial Masse mobile élevée

8.4.1.4 Servocommande à corps mobile et à vérin différentiel

Avantages : Canalisations courtes Inconvénients : Canalisations flexibles Encombrement radial Masse mobile élevée

8.4.1.5 Servocommande à corps fixe et à vérin différentiel

Avantages : Utilisation des volumes perdus Canalisations courtes Inconvénients : Encombrement radial Commande concentrique difficile maintenance difficile


8.4.2 Servocommandes utilisant une pompe à débit variable inversable

Le mécanisme comparateur peut, au lieu d’agir sur le tiroir d’un distributeur qui gère le débit entrant dans l’actionneur asservi, agir sur la commande d’une pompe à débit variable et donc sur le débit alimentant l’actionneur. Les applications sont restées assez rares

8.4.3 Les servomécanismes électro-hydrauliques

Le bouclage n’est plus mécanique mais fait appel à un capteur de position qui délivre un signal électrique. Ce signal, comparé à la grandeur électrique de consigne est amplifié est alimente un actionneur qui agit sur le tiroir du distributeur du vérin. Dans le cas où l’amplification est électrique et que l’actionneur est un électroaimant l’ensemble est nommé « distributeur proportionnel ». Dans le cas où l’amplification est hydraulique est que l’actionneur est un micro vérin, l’ensemble est nommé « servovalve ».

8.4.3.1 Distributeurs proportionnels

Le distributeur proportionnel est moins coûteux, plus rustique qu’une servovalve. Il s’accommode d’un niveau de filtration du fluide courante. Le noyau de l’électroaimant étant relativement massif et la présence de phénomènes d’hystérésis électromagnétique font que la bande passante de cet appareil est limitée à quelques Herz

8.4.3.2 Servovalves

Ces appareils furent très tôt développés pour les besoins de l’aviation. Ce sont des matériels très sophistiqués qui nécessitent de haut niveau de filtration. Elles ont l’avantage de présenter des bandes passantes de plusieurs dizaines de Herz.

les servovalves à un étage

Amplification électrohydraulique

les servovalves à deux étages

Amplification hydraulique : système buse-palette


9 INTRODUCTION AUX TRANSMISSIONS HYDROSTATIQUES DE VEHICULES

9.1 Besoin : Assurer la transmission de puissance entre un moteur thermique et les roues motrices d’un véhicule en permettant :

l’inversion de mouvement de sortie

le démarrage progressif sans embrayage

la variation continue de vitesse des roues

la fonction « frein moteur ».

9.2 Moyens : On constitue un circuit fermé qui contient à minima une pompe à cylindrée variable et un moteur à cylindrée fixe. Ce circuit est complété d’un bloc de gavage qui renouvelle l’huile échauffée qui est dans le circuit ainsi qu’un bloc de protection contre les sur couples. Un échangeur qui assure le refroidissement de l’huile est installé à l’extérieur de même que le dispositif de filtration.

9.3 Etapes du dimensionnement

Evaluation du besoin.

Le résultat est représenté sous forme d’un tracé du diagramme (F, v) force de traction en fonction de la vitesse d’avancement. La courbe obtenue est l’hyperbole d’iso puissance de traction.

Evaluation du rendement de la chaîne cinématique Cela permet de déterminer la puissance minimale du moteur thermique

Evaluation du besoin de couple aux roues motrices

Du diagramme (F,V) est déduit, par la connaissance du diamètre et du glissement fonctionnel des roues,

le diagramme (Cr, r), couple appliqué aux roues en fonction de la pulsation de rotation de ces roues.


Evaluation du besoin de couple en sortie de moteur hydraulique

Du diagramme (Cr, r) est déduit, par la connaissance du rapport de réduction et du rendement mécanique de la

transmission finale, le diagramme (Cmh, mh), couple fourni par le moteur hydraulique en fonction de la pulsation de rotation de l’arbre de ce moteur hydraulique.

Evaluation de p, pression du fluide à l’entrée du moteur hydraulique en fonction de Q, débit entrant dans ce même moteur

Le choix de la cylindrée du moteur hydraulique permet de fixer la valeur maximale de la pression induite par l’application de Cmh. Les données d’un catalogue permettent d’affiner ce choix en intégrant notamment la valeur du rendement mécanique et volumétrique du moteur. Tracé du diagramme (p, Q).

Choix de la pompe à cylindrée variable

La pompe est entraînée par le moteur thermique. Connaissant son régime de rotation et le débit à fournir au moteur hydraulique, la cylindrée de la pompe est calculée. Les données d’un catalogue permettent d’affiner ce choix en intégrant notamment la valeur du rendement mécanique et volumétrique de la pompe

Observations et variantes

Ce mode de dimensionnement conduit souvent au choix d’une pompe et d’un moteur de cylindrées élevées et donc coûteux.

Variante 1 : Utilisation d’une boîte à 2 ou 3 rapports de réduction située en aval du moteur hydraulique. Celle-ci permet de multiplier le couple du moteur et donc de réduire d’autant sa cylindrée et par conséquent celle de la pompe.

Variante 2 : Utilisation d’un moteur hydraulique à cylindrée variable dans un facteur 2 ou 3 permettant de réduire dans un même facteur la cylindrée de la pompe

Variante 3 : Utilisation d’un (ou plusieurs) moteur-roue dont la cylindrée peut être soit double soit variable. Cela permet de supprimer la réduction finale à engrenages.

Il faut compléter l’étude par le dimensionnement du dispositif de refroidissement, de filtration et de stockage de l’huile.

10 RAIDEURS ET FREQUENCE PROPRE DES ACTIONNEURS La prise en compte du caractère compressible de l’huile se traduit par une possibilité de mouvement de la tige de piston (ou de l’arbre de moteur) en l’absence de débit entrant. La variation d’effort résistant entraîne une variation de pression du fluide et donc un débit « de compressibilité ». Les actionneurs hydrauliques ont une raideur faible qui conduit à l’existence de fréquences propres basses des machines qui les utilisent. Cela doit être pris en compte pour l’étude du comportement dynamique de la structure ainsi que dans la fonction de transfert du modèle de commande.

La raideur d’un vérin simple effet de section S et d’extension L est de la forme Kv = *B*S/L ou encore Kv = B*S²/V Rappel : La loi de débit dans une enceinte de volume V est établie en exprimant la conservation de la masse du fluide contenu. Ceci conduit à : Qe - Qs = dV/dt + V/B . dP/dt Dans le cas ou Qe - Qs = 0 (Ex : vérin isolé du circuit ou compression avant ouverture des clapets de la pompe) on obtient :

dV/V = -dP/B avec = 1/B = -1/V . dV/dP

est appelé coefficient de compressibilité et B (ou ) coefficient d'élasticité cubique ou volumique ou encore, module d'élasticité cubique (pour les huiles minérales 1200 < B < 1600 MPa).


11 FUITE DANS UN ASSEMBLAGE CYLINDRE PISTON Considérons une enceinte de volume V. Elle contient une masse de fluide M. Soient D1 et D2 les débits entrant et sortant de cette enceinte. Ce fluide est compressible de module cubique de compressibilité B

Ce fluide est visqueux de viscosité et de masse volumique

A un instant t, on a : D1 - D2 = dM/dt avec M * V

Si Qi sont les débits volumiques tels que Qi = Di

Alors il vient Q1 – Q2) dV/dt + V d /dt

Si on pose d dp/B,

on a Q1 - Q2 = dV/dt + V/B . dp/dt (2)

Hypothèses : Débit entrant = Q1 = 0 Enceinte indéformable soit dV/dt = 0 Débit de fuite = Q2 = Qf Il vient – Qf = V/B . dp/dt (1) Or le débit de fuite entre une chemise et un piston cylindrique non excentrés est, (d’après GUILLON, Asservissements hydrauliques et électro-hydrauliques, exemples de calculs d’écoulements laminaires entre deux parois concentriques) tel que si J est le jeu au diamètre L le recouvrement chemise piston D le diamètre moyen de l’ajustement

p est la différence de pression qui génère la fuite

Qf = [ /96 . 1 / L . D . J3 ] . p p (2)

De (1) et (2) il vient . p = - V/B . dp/dt car p = pamont – paval = p

cela donne: dt = - V/ /B . dp/p

soit, après intégration : t1-t0 = [- V /B] . Ln (p1/p0)

soit encore t1-t0 = 96 / . V / B . L / D / J3 . Ln (p0/p1)


12 SYMBOLISATION ASSOCIEE AU SCHEMAS DE TPH La schématisation se réfère à la norme ISO 1219-2 de 1995.

12.1 CONDUITES & RACCORDEMENTS

SYMBOLE SIGNIFICATION

Conduite de travail, de retour, d’alimentation Conduite de pilotage Conduite de récupération, de fuite, de purge

Croisement de conduites

Raccordement de conduites

Conduite flexible

Prise : a – bouchée b – avec conduite branchée

Réservoir : 1 – réservoir à l’air libre 2 – réservoir à l’air libre avec conduite débouchant au-dessous du niveau du fluide 3 – réservoir à l’air libre en charge

Raccord rapide sans clapet de non-retour désaccouplés accouplés

Raccord rapide avec clapet de non-retour désaccouplés accouplés

12.2 POMPES


Pompe hydraulique à cylindrée fixe 1 – à un sens de flux 2 – à deux sens de flux

Pompe hydraulique à cylindrée variable 1 – à un sens de flux 2 – à deux sens de flux


12.3 MOTEURS


Moteur hydraulique à cylindrée fixe 1 – à un sens de flux 2 – à deux sens de flux 3 - oscillant

Moteur hydraulique à cylindrée variable 1 – à un sens de flux 2 – à deux sens de flux

12.4 POMPES-MOTEURS


Appareil à 2 fonctions (Pompe-Moteur) hydraulique à cylindrée fixe 1 – avec inversion du sens de flux 2 – sans inversion du sens de flux 3 – à deux sens de flux

Appareil à 2 fonctions (Pompe-Moteur) hydraulique à cylindrée variable 1 – avec inversion du sens de flux 2 – sans inversion du sens de flux 3 – à deux sens de flux

12.5 SOURCE D’ENERGIE


1 – moteur électrique 2 – moteur thermique 3 – accumulateur 4 – source de pression (simplifiée)

12.6 VERINS


Vérin à simple effet : 1, 2 – à rappel par force non-défini 3 – à rappel par ressort

Vérin à double effet : 1 – à simple tige 3 – à double tige

Vérin différentiel


Vérin avec amortisseur : 1 – amortisseur fixe agissant dans un seul sens 2 – amortisseur fixe agissant dans les deux sens 3 – amortisseur réglable agissant dans un seul sens 4 – amortisseur réglable agissant dans les deux sens

Vérin télescopique : 1 – simple effet 2 – double effet

Multiplicateur de pression détaillé simplifié

12.7 DISTRIBUTEURS modes de commande


Commande musculaire : 1 – par bouton poussoir 2 – par levier 3 – par pédale

Commande mécanique : 1 – par ressort 2 – par poussoir ou palpeur 3 – par galet

Commande électromagnétique : 1 – à un enroulement 2 – à deux enroulements agissant en sens contraire 3 – à action variable

Commande hydraulique (pression) : 3 – voie de commande à l’intérieur de l’appareil 4 – indirecte par distributeur pilote

Commande combinée : 1 – dépendantes 2 – indépendantes (l’une ou l’autre)

12.8 ORGANE de REGLAGE du DEBIT


Etranglement à paroi longue : 1 – non réglable 2 – réglable 3 – réglable avec clapet anti-retour

Régulateur de débit : 1 – à débit réglable (détaillé) 2 – à débit réglable (simplifié) 3 – à débit réglable avec clapet de non-retour (détaillé) 4 – à débit réglable avec clapet de non –retour (simplifié) 5 – à débit réglable avec retour au réservoir (détaillé) 6 – à débit réglable avec retour au réservoir (simplifié)


Diviseur de débit

Clapet de non-retour : 1 – simple 2 – taré

Clapet de non-retour piloté : 3 – pour ouvrir le passage de P vers A 4 – pour fermer le passage de P vers A

12.9 ORGANE de REGLAGE de la PRESSION


Limiteur de pression : (normalement fermé) 1 – réglable 2 – réglable, à commande pilotée (x) 3 – proportionnel

Réducteur de pression : (normalement ouvert) 1 – réglable 2 – réglable, à distance 3 – à commande pilotée avec clapet de non-retour 4 – autorégulateur avec orifice de décharge

Régulateur : 1 – différentiel 2 – proportionnel

12.10 APPAREILS COMPLEMENTAIRES


1 – manomètre 2 – thermomètre 3 – débitmètre 4 – débitmètre avec compteur totalisateur


13 BASES DE MECANIQUE DES FLUIDES UTILES EN TPH

13.1 Théorème d’ARCHIMEDE

"Tout corps plongé dans un liquide subit une poussée verticale, dirigée de bas en haut, égale au poids du liquide déplacé".

GALILEE (1564-1642) vérifiera ce principe à l’aide de la première balance hydrostatique. Principe fondamental de l'hydrostatique :

La variation de pression entre deux points A et B est égale au produit du poids volumique du liquide (tel que . g), par la différence d'altitude des points concernés h (telle que h = zA-zB).

pA - pB = . h

13.2 Principe de Pascal (1623-1662)

"La pression d'un fluide au repos dans un vase clos est intégralement transmise dans toutes les directions et exerce des forces égales sur des surfaces égales du récipient."

L'unité de pression est le Pascal, 1Pa = 1N/m2, mais on utilise encore couramment le bar tel que : 1bar = 1daN/cm2.

13.3 Travail et puissance en hydraulique

Nous pouvons noter que : - la pression à l'intérieur d'un vérin ne dépend que de la force exercée sur ce dernier, - la vitesse de déplacement d'un vérin ne dépend que du débit de la pompe d'alimentation. Le travail d'une force fournie par un vérin est égal au produit de l'intensité de cette force par la distance de déplacement :

W(J) = F(N).d(m) = p(Pa).s(m2).d(m) = p(Pa).v(m3) Il est donc égal au produit de la pression du fluide par le volume de fluide déplacé. En terme de puissance,

P(J/s ou W) = p(Pa) . Q(m3/s) qui s'exprime aussi en unités plus courantes : P(kW) = 1/600 . p(bar) . Q(l/mn).

13.4 Ecoulement avec frottement

13.4.1 Viscosité

13.4.1.1 Viscosité dynamique ou absolue

La viscosité dynamique a pour expression : = . dy/dv

avec : - contrainte tangentielle s'exerçant entre les filets du fluide, - dy/dv gradient de cisaillement, dv/dy étant le gradient de vitesse.

L'unité de est le Pa.s ou Poiseuille (Pi), on utilise aussi le Poise (Po) et le centipoise (cPo) 1 Pi = 10 Po = 1000 cPo. Exemples :


Variation de la viscosité cinématique de l'eau avec la température ( en 10-6 m²/s)

Fluide viscosité cinèmatique

(m2/s) à 0°C

viscosité cinèmatique

(m2/s) à 20°C

viscosité cinèmatique

( m2/s) à 50°C

Densité

(kg/m3)

viscosité dynamique n (Pa·s) à 20°C

Air 13 x 10-6 15 x 10-6 17 x 10-6 1.2 18 x10-6

H2 (20 °C) 100 x 10-6 0.09 9 x 10-6

O2(20 °C) 14 x 10-6 1.4 20 x 10-6

eau 1,5 x 10-6 1 x 10-6 0.55 x 10-6 1000 1 x 10-3

Essence auto 1.1 x 10-6 0.87 x 10-6 0.64 x 10–3 740

gas oil 9.5 x 10-6 max

850

huile de colza 87 x 10-6 914 80 x 10-3

glycérine 400 x 10-6 1257 500 x 10-3

La viscosité absolue varie en fonction de la pression suivant la loi : p = pa . a[(p/pa)-1]

p : viscosité dynamique à la pression p, pa : viscosité dynamique à la pression atmosphérique,

a = 1.003 pour les huiles minérales. La viscosité varie surtout en fonction de la température et ce de façon complexe. Le maintien de la température de l'huile entre 40 et 50°C lui conserve toutes ses propriétés. Il est souvent nécessaire d'installer un dispositif de refroidissement du fluide hydraulique, mais aussi un dispositif de réchauffage si la température peut descendre en dessous de 10°C.

13.4.1.2 Viscosité cinématique

On appelle viscosité cinématique le rapport de la viscosité dynamique à la masse volumique. /

L'unité de est le m2/s.

Il est plus couramment utilisé le stokes, tel que 1 St = 1 cm2/s (CGS), et le centistokes utilisé dans la norme ISO.

On utilise couramment des graphes ( , T°C).

La normalisation ISO définit les caractéristiques de viscosité à 40°C


13.4.2 Nombre de REYNOLDS et régimes d'écoulement

Le régime de l’écoulement circulant à l'intérieur d'une conduite est variable. L'expérience de REYNOLDS (1842-1912) ingénieur et physicien anglais, montre qu'il existe deux régimes d'écoulement : - un régime laminaire dans lequel les particules suivent des trajectoires parallèles et ordonnées, - un régime turbulent dans lequel les particules suivent des trajectoires non parallèles et désordonnées. Le passage du régime laminaire au régime turbulent a lieu pour une valeur déterminée d'un nombre adimensionnel, appelé nombre de REYNOLDS, défini ainsi :

Re = V . d/- V est la vitesse moyenne du fluide, - d est le diamètre de la canalisation,

- (nu) est la viscosité cinématique. Si Re < 2500, le régime est laminaire, pour 2500 < Re < 3000, le régime est incertain et pour Re > 3000, le régime est turbulent.

13.4.3 Equation de BERNOULLI

Dans le cas où le fluide est réel, c'est à dire visqueux, l'équation de BERNOULLI (1700-1782, mathématicien suisse), s'écrit pour une unité de masse de fluide et en l'absence de travail échangé :

1/ (p2 - p1) + 1/2.(V22 - V1

2) + g.(z2 - z1) + J1,2 = 0

J1,2 est exprimé en Joules/kilogramme, il est la somme des pertes de charges systématiques et pertes de charges

singulières qui apparaissent entre le point 1 et le point 2.

13.5 Calcul des pertes de charges

13.5.1 Pertes de charge systématiques dans une conduite circulaire

Dans une conduite circulaire de diamètre d et de longueur l, parcourue par un fluide circulant à la vitesse V, la perte de charge systématique est :

J1,2 = 0,5 . . l . V2 / d où est une constante qui dépend du régime d'écoulement :

- = 64 / Re en régime laminaire, formule de DARCY (1803-1858).

- = 0,316 . Re-0.25 en régime turbulent, formule de BLASIUS. Remarque : Rendement d'une conduite

La pression chute donc entre l'entrée et la sortie d'une canalisation : p = pC = pE - pS.

Le rendement est égal au rapport des puissances PS/PE qui, le débit étant conservé, est aussi égal au rapport des

pressions pE/pS, d'où : = 1 - (pC / pE)

Important : Il est à noter qu'une augmentation de pression dans la conduite ne conduit pas à une augmentation des pertes de charges systématiques, et donc, conduit à une amélioration du rendement.


13.5.2 Pertes de charges singulières

Les accidents de formes des canalisations tels que variation brusque de section ou changement de direction constituent des pertes de charge singulières. Leur expression est de la forme :

J1,2 = 0,5 . . V2 (J/kg)

Quelques valeurs de sont données ci-contre. TABLEAUX DES PERTES DE CHARGES SINGULIERES D’APRES [11]


13.6 Lexique Français – Anglais - Allemand

Français Anglais Allemand

Ter

mes

phy

siqu

es

Alésage du vérin Contre-pression Course Cylindrée Débit Energie Force Fréquence de rotation Hydraulique Masse volumique Moment Perte de charge Pression Puissance Rendement Surface Temps Viscosité Vitesse

Cylinder bore Back Pressure Stroke Capacity Flow Rate Energy Force Rotational frequency Hydraulics Density Torque Pressure Drop Pressure Power Efficiency Area Time Viscosity Speed

Zylinderbohrung Gegendruck Hub Fördervolumen Volumenstrom Energie Kraft Drehzahl Hydraulisch Dichte Drehmoment Druckabfall Druck Leistung Wirkungsgrad Kolben Zeit Viskosität Geschwindigkeit

Gro

upe

hydr

auliq

ue

Echangeur de chaleur Elément filtrant Fluide Filtre hydraulique Fuite Moteur électrique Pompe à engrenages Pompe à palettes Pompe à vis Pompe à pistons Pompe à pistons axiaux Pompe à pistons radiaux

Heat Exchanger Filter élément Fluid Hydraulic Filter Leakage Electric Motor Gear Pump Vane Pump Screw Pump Piston Pump Axial Piston Pump Radial Piston Pump

Wärmeaustauscher Filterelement Flüssigkeit Hydraulikfilter Leckstrom Elektromotor Zahnradpumpe Flügelzellenpumpe Schraubenpumpe Kolbenpumpe Axial Kolbenpumpe Radial Kolbenpumpe

Div

ers

Purgeur (Purge d'air) Réchauffeur Réservoir Niveau visible Robinet d'isolement Vidange (d'une installation)

Air Bleed Heater Reservoir Sight Glass Shut-offvalve System Draining

Entlüfter Anwärmer Behälter Schauglas Absperrventil Entleerung


Con

duite

s C

onne

xion

s Bride de raccordement Conduite de travail Conduite de retour Conduite de pilotage Conduite de fuite Croisement de conduites Raccordements Raccord rapide Tube Tuyaux flexibles

Flange Connection Working line or feed line Return Line Line Pilot Control Drain Line Crossing Line Connections ~~ Quick Release Coupling Tube Flexible Hoses

Verbindungsflansch Arbeitsleitung Rücklaufleitung Steuerleitung Leckleitung Leitungskreuzung Verbindungen Schnellkupplung Röhr Schlauchleitungen

App

arei

ls

Accumulateur hydropneu… Clapet de non-retour Clapet de non-retour piloté Clapet de non-retour taré Commande manuelle Commande mécanique Commande électrique Commande par pression Contact à pression (Pressostat) Distributeur Electro-aimant Embase Joint Joint torique Joint à lèvre Limiteur de pression Limiteur de pression à commande pilote Moteur hydraulique Orifice Réducteur de débit dérivation Réducteur de débit série Réducteur de pression Ressort Servodistributeur Soupape de séquence Tiroir Vérin simple effet Vérin double effet

Accumulator Gas Loaded Check Valve or non Return… Pilot Controlled Check Valve Check Valve with back Pressure Manual Control Mechanical Control Electrical Control Pressure Control Pressure Switch Directional Control Valve Solenoid Sub Plate Seal Seal «O» Ring Seal, Lip Pressure Relief Valve Pilot controlled Pressure Relief Valve Hydraulic Motor Port By-pass Flow Control Valve Series Flow Control Valve Pressure reducing Valve Spring Servo-valve Sequence Valve Slide Cylinder-Single Acting Cylinder-Double Acting

Gasdruckspeicher Sperrventil Entsperrbares Rückschlagventil Rückschlagventil mit Gegendruck Muskelkraftbetätigung Mechanische Betätigung Elektrische Betätigung Druckmittel Betätigung Druckschalter Wegeventil! Elektromagnet Anschlussplatte Dichtung 0-Ring Lippendichtung Druckbegrenzungsventil Druckbegrenzungsventil mit Vorsteuerung Hydromotor Anschluss Verstelldrossel Wege-Stromregelventil Druckminderventil Feder Zuschaltventil Folgeventil Schieber Einfachwirkender Zylinder Doppeltwirkender Zylinder

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