01- Hydraulique Industrielle Appliquee-guibert

H Y DRAU LI QU E I N DU ST RI ELLE APPLI QU ÉE

P. GUIBERT

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Introduction.

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Hydraulique théorique.

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Fluides hydrauliques.

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Systèmes hydrauliques.

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Symbolisation, présentation d’un schéma.

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

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

7 8

Générateurs de débit : les pompes. 8-1 Choix du groupe de pompage et pompes à cylindrée fixe. 8-2 Pompes à cylindrée variable.

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

10 Réalisation de fonctions hydrauliques courantes. 11 Centrales hydrauliques et organes de mesures et de contrôles. 12 Transmissions hydrauliques. 13 Applications aux engins de Travaux Public. 14 Applications aux Machines Outils. 15 Informations sur les produits hydrauliques : maintenance et sécurité. 16 Annexes : Nouveautés en hydraulique industrielle. 17 Annexes : Composants industriels.

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AVANT PROPOS. L’hydraulique, technique de puissance assez ancienne, connaît aujourd’hui une évolution profonde, et une généralisation d’emploi très large. Par sa souplesse d’utilisation, sa puissance massique élevée, ses rendements excellents, les simplifications de construction qu’elle autorise par l’élargissement de la gamme de ses composants ainsi que les progrès exponentiels en électronique de puissance et informatique, elle a acquis sur le marché une place importante ; machines outils, robotique, presses, manutention, équipements portuaires, travaux public, aéronautique,… Ce cours, nécessairement limité dans son étendue, n’a pas la prétention d’être complet, mais, j’espère être une base à la connaissance des techniques hydrauliques dans leurs applications industrielles. P. GUIBERT

BIBLIOGRAPHIE (partielle) • • • • • • • • • • • • • • • • • • • •

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

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INTRODUCTION. L’hydraulique est la science qui étudie les fluides sous leur aspect physique. Hydrostatique : Science qui traite des lois des fluides ou liquides non élastiques au repos : • Permet de transmettre de l’énergie grâce aux propriétés des fluides : énergie de pression. • L’énergie est transmise par le déplacement du fluide sous pression (le fluide se déplace à faible vitesse < 10m/s, les forces d’inertie sont négligeables). • La puissance hydraulique est convertie en mouvement linéaire ou/et en mouvement rotatif. Hydrodynamique : Science qui traite des lois des fluides ou liquides non élastiques en mouvement. • Permet de transmettre de l’énergie grâce aux propriétés des fluides : énergie de pression et de débit. • Met en évidence les frottements internes : viscosité. • Fait apparaître la pression dynamique : pression crée par l’énergie cinétique du fluide. Remarque : Hydrocinétique : Utilisé pour définir des systèmes de transmission de puissance qui utilisent • L’énergie cinétique. • Le sens de déplacement du fluide • La vitesse du fluide>80 m/s. Exemple :

coupleur, convertisseur de couple, P. GUIBERT

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Machines volumétriques. Elles sont caractérisées par le fait que leur débit, est, aux fuites prés, défini par des caractéristiques purement géométriques. On les appelle aussi machines Hydrostatiques. Remarques : • Si on obture le refoulement, cela entraîne la destruction de la machine, il faut donc prévoir un organe de décharge. • La pression règne dans une chambre d travail et est la même en tout point de cette chambre à l’instant T. • On peut considérer comme négligeable les effets dus à l’énergie cinétique et ne tenir compte que de l’énergie potentielle : Exemple : pompe ou moteur à engrenage.

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

Comparaisons entre les deux types de machines

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE LES SYSTEMES HYDRAULIQUES.

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Dans les premières années du siècle. Mise au point et réalisation de la pompe réversible à plateau oscillant, de la pompe à piston rotatif, utilisation des pompes accouplées directement aux moteurs électriques et emploi des fluides hydrauliques à base d'huile prirent rapidement la place de l'eau avec l'apparition des moto-pompes associées aux machines entraînées individuellement. Des fluides anti-gel (eau glycol) furent mis au point pour les systèmes hydrauliques de la marine. Peu avant 1920. Adoption des freins hydrauliques sur les automobiles en utilisant des fluides de freinage à base d'alcool-huile de ricin et des joints d'étanchéité en caoutchouc naturel. Dans les années 1920. Première mise au point des systèmes hydrauliques de précision pour les avions avec des pompes à engrenages entraînées par le moteur de l'appareil et des fluides hydrauliques à base d'huile de ricin. Les pressions dans les systèmes atteignaient déjà 70 bar (1 000 psi). Dans les dernières années 1920. La pression-, monte jusqu’à100 bar (1500 psi) dans les systèmes utilisés sur les avions, avec la mise au point par différents constructeurs des pompes à pistons axiaux. Dans les dernières années 1930. Adoption généralisée des fluides à base d'huile minérale pour les avions et extension des services hydrauliques. Au début des années 1940. Travaux considérables de recherche et de mise au point portant sur différents fluides destinés aux systèmes hydrauliques du type aviation. Au milieu des années 1940. Essais de qualification sur les hydrolubes à base d'eau-glycol par l'Aéro Navale US, démarrant un programme de recherches sur la possibilité d'utilisation généralisée des fluides hydrauliques ininflammables. 1948. Apparition des fluides à base de phosphate ester. 1951. Utilisation sur les lignes aériennes du fluide Skydrol (phosphate ester). Pendant les années 1950. Adaptation de façon progressive et continue des techniques hydrauliques du type aviation aux systèmes et composants hydrauliques industriels. C'est ainsi que l’on améliore de façon substantielle la durée de vie et la performance des fluides à base d'huile minérale par l'utilisation d'additifs. Des émulsions eau-dans-huile furent largement adoptées en tant que fluides ininflammables dans des systèmes hydrauliques industriels exposés à un environnement dangereux. Dans les dernières années 1960. Réapparition des fluides ininflammables à base d'eau-glycol dans les applications industrielles. De plus, le fluide Skydrol avec des joints d'étanchéité à base de caoutchouc synthétique éthylène-propylène et des bagues d'appui en PTFE (polytetrafluorethylène) est utilisé par la majorité des grands avions de lignes civiles, y compris le Boeing Jumbojet. Concorde utilise le fluide Oronite M2V sous une pression de 280 bar (4000 psi) avec un échangeur de chaleur du type huile/combustible. P. GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE AVANTAGES DES « TOP » d’après un article de l’UNITOP.

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

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Les avantages particuliers des systèmes hydrauliques à l'huile sont : • Rapport puissance/poids élevé. • Très haut rendement dans la conversion de la pression. • Extrême souplesse de fonctionnement et d'application. • Extrême souplesse d'installation. • Haute fiabilité avec un minimum d'entretien. • Longue durée de vie des composants due aux propriétés lubrifiantes du fluide qui minimisent l'usure. • Aptitude à supporter des surcharges sans dommage. • Facilité de contrôle. • Facilité d'adaptation aux opérations en séquence. • Faible inertie du système. • Rigidité élevée (comparée, par exemple, à celle des systèmes pneumatiques). • Possibilité d'obtention de très hautes amplifications. • Fluide à coût moyen et longue durée de vie de service. Les systèmes hydrauliques à l'huile présentent cependant quelques inconvénients : • Synchronisation difficile à réaliser entre deux ou plus de deux actionneurs, etc... • Bonne étude et bonne réalisation indispensables pour obtenir un système parfaitement étanche. • Inflammabilité du fluide. • Température limite de fonctionnement ≈ 65°C à 70°C maxi. • Compressibilité pouvant affecter la rigidité à des pressions de fonctionnement dépassant 140 bar (2 000 psi). Les systèmes hydrauliques sont sans égaux lorsqu'il s'agit d'amplifier de petites impulsions de contrôle, soit mécaniques, soit électriques car leur aptitude à remplir cette fonction est telle qu'un système comparativement simple peut assurer des amplifications quasi illimitées. Les missiles téléguidés, les outils de machines à commande numérique, les stabilisateurs de bateaux contrôlés par gyroscope et les régulateurs de turbines sont autant d'exemples choisis parmi tant d'autres, d'application des systèmes hydrauliques dans ce domaine. Le vérin hydraulique a été et est encore de nos jours, le symbole de !a force brute et l'homme n'a jamais fait de machine aussi puissante que les plus grosses presses hydrauliques. Que ces dernières aient atteint leurs caractéristiques limites, cela est difficile à dire, mais, par contre, on peut affirmer que les plus grosses presses qui aient jamais été étudiées et projetées furent rendues inutiles avant même d'avoir été construites par des machines-outils actionnées hydrauliquement et commandées par bande perforée (commande numérique). D'autres facteurs revêtent une certaine importance: les moteurs hydrauliques présentent un bon rapport puissance/poids ainsi qu'un faible moment d'inertie. Un moteur hydraulique peut avoir un encombrement égal au quart de celui d'un moteur électrique de puissance équivalente et peut être arrêté et inversé dans sa marche en un temps nettement plus faible.

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Rapport entre la puissance par unité de poids et la puissance par unité de volume (puissance massique) Type de MOTEURS Thermique (diesel)

Puissance / Poids Watt / kg 70-150

Puissance / Volume Watt / dm3 20-70

Électrique

20-100

70-150

Pneumatique (pistons)

70-150

70-300

Pneumatique (palettes)

300

1000-1200

Hydraulique

600-800

2000

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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PRESSE HYDRAULIQUE 1796 "En 1796, M. Bramah de Londres, prit une patente, comme inventeur d'une nouvelle Machine, fondée sur le principe hydrostatique de Pascal". Ce dernier établit qu'un liquide (de l'eau, et plus tard de l'huile) étant sous pression, les efforts appliqués sur un piston sont proportionnels à sa section; en utilisant alors des cylindres de dimensions différentes, on peut obtenir une multiplication de force assez importante. La réalisation pratique ne fut possible qu'une fois résolu le problème de l'étanchéité, à l'aide d'un joint de cuir embouti monté sur un disque métallique. Cette machine fut aussitôt introduite en France par Périer et Bétancourt, qui prirent un brevet d'importation en 1797. Mais son emploi fut longtemps réservé à des opérations exigeant une grande puissance, l'amortissement du prix de l'installation étant difficile. Les deux parties de la vue centrale (élévation avec coupe partielle) montrent: à gauche la presse proprement dite, et ses deux mâchoires (celle du haut étant fixe, celle du bas est mise en mouvement sous la pression de l'eau introduite dans le cylindre inférieur) ; à droite, le mécanisme de levier, actionnant la pompe située en dessous (et dont le détail est figuré en coupe sur la vue de côté, à droite). La vue située à l'extrême gauche représente la presse, en vue extérieure de côté ; elle sera reproduite, sous forme de silhouette, sur une autre planche gravée, pour servir d'esquisse au dessin lavé demandé aux élèves. La vue de dessus situé en bas du plan fait apparaître les deux parties principales de cette machine, pendant que diverses vues complémentaires précisent certains détails.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE HYDRAULIQUE THÉORIQUE.

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1. Mesures, unités, symboles. 1.1 Masse.

Symbole formel: m SI – Unité: Kilogramme [kg] La masse est le poids d’un corps défini par le kilogramme étalon en platine iridium. La masse est indépendante du lieu. Un dm3 d’eau à 4°Celsius a une masse de 1 kilogramme. 1.2 Force.

Symbole formel: F SI – Unité: Newton [N] N = kg.m / s2 D’après la loi de Newton : Force = Masse * Accélération: F = m * a (on prendra souvent γ) Si l’on remplace l’accélération générale a par l’accélération de la planète g (gravité), on obtient la force du poids : Force = Masse * Gravité. F=m*g. Une masse d’un 1 kg occasionne ainsi une force de 9.81 N sur la Terre. Dans la pratique, on arrondit souvent à 10 N ou 1 daN. 1.3 Travail.

Symbole formel: W, on prendra souvent T SI – Unité: Joule [J] Lorsqu’un corps est déplacé d’une certaine distance s par une force F, il en résulte le travail W • T=F*s Travail mécanique en J = Force en N * S en m. • T = Vol * ∆p Travail hydraulique en J = Vol en m3 * ∆p en Pa. 1.4 Energie.

Symbole formel: E SI – Unité: Joule [J] 1J = 1N.m = W.s Lorsqu’un corps est sur le point d’exécuter une tâche, il a une réserve de travail. On nomme ce stock de travail « énergie ». Le travail et l’énergie sont mesurés par la même unité. Selon le type de travail, on fait la différence entre : • Energie potentielle (énergie par la position) Ep : Un corps, de par sa position en hauteur, peut descendre jusqu’à un certain niveau et ainsi exécuter un travail. Celui-ci dépendra de la différence de niveau et du poids du corps. Ep = m * g *h Energie en J = masse en kg * accéleration en m/s² * hauteur en m •

Energie cinétique (énergie de mouvement) Ek : Si un corps en mouvement rencontre un corps qui ne bouge pas, le corps mouvant exerce un travail sur celui qui ne bouge pas (ex. travail de déformation). Dans ce cas, la réserve de travail se trouve dans le mouvement du corps. Ek = ½ * m * V2 Energie en J = ½ * masse en kg * vitesse en (m/s)²

1.5 Puissance.

Symbole formel: P on prendra souvent W. SI – Unités: Watt [W] W = J / s Lorsqu’un travail est réalisé dans un temps déterminé, on parle de puissance. La puissance est le quotient du travail sur le temps. W=T/t Puissance en W = Travail en J / temps en s 1.6 Vitesse.

Symbole formel: V SI – Unités: Mètres/Seconde [m/s] 1m/s = 3,6 km/h La vitesse V est le quotient de la distance x sur le temps t, pendant lequel la distance a été parcourue. V=x/t Vitesse en m/s = distance en m / temps en s

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Symbole formel: a ou γ SI – Unités: Mètres / Seconde carrée [m/s2] g = 9,81 m/s2 Si un corps se déplace avec une vitesse variable, il subit une accélération a. Cette accélération peut être positive (accélération) ou négative (décélération). L’accélération linéaire a est le quotient de la vitesse v sur le temps t. γ=V/t Accélération en m/s² = Vitesse en m/s * temps en s. g = 9,81 m/s2 Accélération terrestre.

1.7 Accélération.

1.8 Pression.

Symbole formel: P SI – Unités: Pascal [Pa] 1Pa = 1N/m2 = 105 bar Pour la description des mouvements des fluides, la pression est une unité de mesure très importante. Lorsqu’une force également répartie s’exerce perpendiculairement sur une surface S, on nomme pression P le quotient résultant de la force F sur la surface S P=F/S Pression = Force / Surface 2 1 Pa = 1 N /m Pression mesurée en Pascal 1 bar = 1kg / cm2 Pression mesurée en bar (utilisée en hydraulique industrielle). 1 bar = 100 000 Pa = 0,1 Mpa (Megapascal). En unité anglaise psi (pound per square inct) 1 psi = 0,06893 bar (1000 psi ≈70 bar).

Echelles des pressions : pression absolue et pression relative. Dans la pratique, la pression atmosphérique vient s'ajouter à la surpression hydraulique (env. 1 bar au niveau de la mer). Cette correction est sans importance dans les plages de la moyenne et haute pression. Toutefois, il faut en tenir compte pour les dépressions dans les conduites d'aspiration. Il est à noter que, sur l'échelle des pressions, graduée à partir de la pression absolue, le 0 des graduations correspond au vide absolu. Dans le cas de l'échelle des pressions, graduée en pression relative le 0 des graduations correspond à la pression atmosphérique. La dépression maximale admissible dans la conduite d'aspiration d'une pompe à engrenage est de: 0,7 bar (absolue) ou -0,3 bar (relative). En hydraulique industrielle, les manomètres indiquent la pression relative en bar.

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1.9 Débit.

Symbole formel: Q SI – Unités: Mètres cube / Seconde [m3/s], avec 1 m3/s = 60 000 l/min Le débit Q est le quotient du volume Vol des fluides sur le temps t. Q = Vol / t Débit = Volume / Temps Q=S*V Débit = Surface * Vitesse En hydraulique industrielle, le débit Q est indiqué généralement en [l/min]. Q = 6.V.S

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

1.10 Puissance hydraulique.

Symbole formel: P on prendra souvent W SI – Unités: Watt (J/s) On calcule la puissance en fonction de l’exécution d’un travail dans un temps déterminé. W = T / t et W = F * x / t En hydraulique industrielle, on se sert de: F = P * S avec W = P * S * x / t par ailleurs : Vol = S * x W = P * Vol / t Q = Vol / t W=P*Q Puissance hydraulique Il existe différentes formules pour calculer la puissance hydraulique (selon les unités choisies): W = P * Q [W] = [Pa] * [m3/s] W = P * Q / 600

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

Rappel: Puissance mécanique : • en translation : W = F. V [W] = [N] * [m/s] • en rotation : W = C. ω [W] = [m.N] * [rad/s] avec ω = π.n / 30 [rad/s] avec n en tr/min

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Transformation de la puissance dans une installation hydraulique. Exemple : cric hydraulique.

Commande Manuelle. Électrique. Thermique PUISSANCE MÉCANIQUE N(tr/min) C(m.daN) F(N) V(m/s)

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⇒

⇒

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POMPE HYDRAULIQU E

⇒

Appareils hydrauliques de commande et de régulation

PUISSANCE HYDRAULIQUE Q(l/min) P(bar)

⇒

ACTIONNEUR S Vérin ou Moteur hydraulique

⇒

⇒

Elément de travail à commander

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

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 2. LOIS PHYSIQUES.

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2.1 Pression hydrostatique. Par pression hydrostatique, on comprend la pression générée par le fluide lui-même, de par sa masse et sa hauteur. Pression hydrostatique: P= • • • •

.g.h

P Pression [Pa] Densité du liquide [kg/m3] g Accélération terrestre [m/s2] h Hauteur du liquide [m]

La pression statique est indépendante de la forme du contenant. Elle est seulement fonction de la hauteur et de la densité de la colonne de fluide. 2.2 Création d’une pression. Lorsqu’on applique une force F sur un liquide clos sur une surface S, une pression P s’exerce sur toutes les parois. Cet effet est appelé la loi de Pascal. Loi de Pascal: (Transmission de pression) P=F/S • • •

p Pression [Pa] F Force [N] S Surface [m2]

1 Pa = 1 N / m2 1 bar = 1 kg / 1 cm2 Comme les pressions de service dans les systèmes hydrauliques sont en général très élevées, on peut mesurer, calculer les pressions sans prendre en compte la pression hydrostatique qui joue aussi un rôle mais qui est négligeable. 2.3 Transmission de la force. La pression dans un système fermé s’exerce de la même manière partout, la forme du contenant ne joue ainsi aucun rôle. Imaginons un contenant de cette forme, on peut traduire les forces. F1

F2

x1 x2 x1 S1

S2

=

S 2 F2 = S1 F1

x2

Dans ce cas, on a : • P1 = F1 / S1 Pression dans le premier vérin (pompe). • P2 = F2 / S2 Pression dans le deuxième vérin (actionneur vérin). • P1 = P2 La pression est la même partout. F1 / S1 = F2 / S2 Loi de la transmission de la force.

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2.4 Transmission de la course. D’après le principe énoncé ci-dessus, si l’on soulève la charge F2 sur une distance x2, le piston 1 va déplacer une certaine quantité de liquide qui va ainsi relever le piston 2 sur une distance x2. Le volume de déplacement nécessaire est calculé ainsi : • Vol1 = x1 * S1 volume de déplacement du vérin 1. • Vol2 = x2 * S2 volume de déplacement du vérin 2. x1 * S1 = x2 * S2 Principe de continuité. 2.5 Transmission de la pression. La pression du liquide P1 agit sur la surface S1 avec une force F1 (Loi de Pascal). Celle-ci va être transmise sur S2 par une tige de piston et traduite par la pression P2. S1 S2 F1 = F2

et donc P1 * S1 = P2 * S2 Par conséquent: P1 / P2 = S2 / S1

Comme la force reste constante, la pression sur S2 augmente de manière inversement proportionnelle au rapport des surfaces. Ceci peut conduire à des montées de pression non désirées dans des vérins différentiels, d’où un risque d’accidents. S2 S1 Sur l’image suivante, en raison de la chambre de droite obturée, la pression d’utilisation P1, va être multipliée par le rapport entre les surfaces S1 / S2 pour donner la pression P2. Ceci conduit la plupart du temps à une cassure dans le vérin. On définira : S2 / S2 = k avec 0 < k ≤ 1 2.6 Loi de la continuité. Dans tous les systèmes hydrauliques, on travaille avec un certain débit Q (constant ou variable). Q = Vol / t Débit = Volume / temps. Cette valeur est à prendre en considération lors du dimensionnement de la tuyauterie. Q = S * V ... Débit [m3/s] = Surface (section) [m²] * Vitesse du débit [m/s] A travers un tuyau ayant des sections différentes, à chacune de ces sections, s’écoule en un même temps le même volume. Cela signifie que la vitesse de déplacement du liquide augmente dans la section étroite.

Q = constant, le débit ne change pas. Loi de la continuité. S1*V1 = S2*V2 En général, en hydraulique, il faudrait que les sections soient toujours choisies assez grandes pour éviter autant que possible les frottements (pertes de charge) sur les parois des tuyaux (et ainsi des contre-pressions dans le système).

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2.7 Loi du maintien de l’énergie. La loi du maintien de l’énergie (s’applique aux liquides en mouvement) stipule que l’énergie totale d’un liquide ne peut pas être changée tant qu’aucune énergie extérieure ou vers l’extérieur ne lui est appliquée. L’énergie totale se compose en général de l’énergie potentielle et de l’énergie de mouvement : • L’énergie potentielle (hydraulique). Dépend de la position du liquide dans la colonne et de la pression statique • L’énergie de mouvement (hydraulique). Dépend de la vitesse du débit et de la pression d’attente. Il en résulte le principe de Bernoulli (traduit pour l’hydraulique): P = Pst + * g * h + / 2 * V2 • Pst Pression statique, • * g * h Energie potentielle, • / 2 * V2 Energie de mouvement. Dans un essai d’application simple, on peut constater ce principe comme suit: Lorsqu’un rétrécissement apparaît dans un tuyau, l’huile qui passe à l’intérieur va passer plus vite à cet endroit (principe de continuité) et son énergie de mouvement va ainsi augmenter. Comme l’énergie totale doit rester la même, (Bernoulli), il faut que l’énergie potentielle se réduise à cet endroit. Cela signifie que la pression dans cette partie plus étroite du système est plus faible 2 1 que dans la partie précédente et dans la partie suivante. Relation de BERNOULLI. En régime d’écoulement permanent, dans un fluide parfait incompressible, la somme des variations d’énergie de pression, d‘énergie potentielle et d’énergie cinétique est nulle.

P1 + ρ.g.h1 +

1 1 ρ.V1² = P2 + ρ.g.h2 + ρ.V 2² 2 2

Remarque : En fait, dans les installations hydrauliques industrielles, on ne tient pas compte en général des termes de l’énergie potentielle et de l’énergie cinétique. En effet, une différence de niveau de 5 m par exemple, pour un fluide de masse volumique de 900 kg/m3, équivaut seulement à : ∆P = ρ . g . h = 900 * 9,81 * 5 = 44145 Pa soit 0,44 bar. De même, les vitesses d’écoulement d’un fluide dans une canalisation est généralement faibles, le terme de pression due à la vitesse est • pour une vitesse de 1 m/s : ∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *1² = 450 Pa soit 0,0045 bar. • pour une vitesse de 5 m/s : ∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *5² = 11250 Pa soit 0,11 bar. • pour une vitesse de 10 m/s : ∆P = ½ . ρ . V² = ½ * 900 *10² = 45000 Pa soit 0,45 bar.

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Vitesses d’écoulement du fluide dans une conduite.

Conduite d’aspiration Conduite de pression Conduite de retour

0,5 à 1,5 m/s < 50 bar 50 à 100 bar > 100 bar

4 à 5 m/s 5 à 6 m/s 6 à 8 m/s

2 à 3 m/s

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

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 3. FORMULES USUELLES.

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Exemple : Cric hydraulique.

POMPE

P = pression en bar

ACTIONNEUR Vérin Moteur

Q = débit en l/min

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

V = vitesse en m/s

F = effort en N

Q = débit en l/min

q = cylindrée en cm3/tr

P = pression en bar

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

q = cylindrée en cm3/tr P = pression en bar

S1 = section piston en cm² Q = débit en l/min

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Vitesse du fluide. Pour calculer la vitesse V d’un fluide dans une conduite. • V = vitesse en m / s. V = Q / 6 *S • Q = débit en l / min. • S = section de la conduite en cm2. Pompe hydraulique. • Débit d’une pompe. Pour calculer le débit Q au refoulement de la pompe. • Q = débit en l / min. -3 • N = vitesse de rotation en tr / min. Q = (N * q * 10 ) * ηvol • q = cylindrée en cm3 / tr. • ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,90 à 0,95) • Couple mécanique absorbé par une pompe. Pour déterminer le couple mécanique C nécessaire pour le fonctionnement d’une pompe avec une pression en sortie de pompe. • C = couple en daN. • q = cylindrée en cm3 / tr. C = (q * P / 200 π) / ηhm • P = pression en bar. • ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0,90) • Puissance hydraulique absorbée par une pompe. Pour déterminer la puissance mécanique W nécessaire par une pompe délivrant un débit sous une pression. • W = puissance en kW • P = pression en bar. W = (P * Q / 600) / ηtot • Q = débit en l / min. • ηtol = rendement total = ηvol *.ηhm Moteur hydraulique. • Vitesse de rotation délivrée par un moteur. Pour calculer la vitesse N. • N = vitesse de rotation en tr / min. 3 • Q = débit à l’alimentation en l / min. N = (10 Q / q) * ηvol • q = cylindrée en cm3 / tr. • ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,92 à 0,97) • Couple mécanique délivré par un moteur. Pour déterminer le couple mécanique C délivré par un moteur avec une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement. • C = couple en daN. • q = cylindrée en cm3 / tr. C = (q * ∆P / 200 π) * ηhm • ∆P = pression en bar = Paspiration si Prefoulement ≈ 0. • ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0,85) • Puissance mécanique délivrée par un moteur. Pour déterminer la puissance mécanique W délivrée par un moteur sous une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement. • W = puissance en kW • ∆P = pression en bar = Paspiration si Prefoulement ≈ 0. W = (∆P * Q / 600) * ηtot • Q = débit en l / min. • ηtol = rendement total = ηvol * ηhm P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Rendement volumétrique : ηvol, rendement hydro mécanique : ηhm et rendement total : ηtol Les valeurs des différents rendements dépendent de la pression, de la vitesse de rotation, des caractéristiques du fluide (en fonction de la température et de la viscosité) et de la durée de vie du composant (usure). ηtol = rendement total = ηvol *.ηhm

ηvol

ηhm

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

entrée

ηvol ηhm

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

sortie

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

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M RELATION « PRÉSSION – DEBIT » : Écoulement par un orifice à paroi mince. On désigne par orifice à paroi mince, un orifice placé sur le trajet d’un fluide afin de limiter le débit en augmentant la vitesse et percé dans une paroi dont l’épaisseur est faible par rapport au diamètre intérieur du tuyau ou du composant hydraulique (ex : limiteur de débit, distributeur,…). Un tel orifice provoque une perte de charge importante qu’on détermine en utilisant l’équation de BERNOULLI en ¦ et , se qui nous donne la relation suivante : P1 + ρgz1 +

• • • • • •

1 .ρ . V1² = 2

P2 + ρgz 2 +

1 .ρ . V 2² avec 2

P1 et P2, pressions en 1 et 2 ; V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ; ρ = masse volumique de l’huile, g = accélération due à la pesanteur ; z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ; D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2 Avec Q1 = V1 . S1 et Q2 = V2 . S2,

1

2

Q1

Q2

P1 D1

P2 D2

ici Q1 = Q2 = Q,

En écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression : Q = S2 .

2 . ∆P ρ

En réalité, le jet continue à se contracter après son passage dans l’orifice et les frottements internes réduisent la vitesse d’écoulement. Le débit réel devient : Q= c.S2.

2. ∆P ρ

avec c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75)

Q = K . ∆P avec K = c. S2 .

2 ρ

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

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

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

Liquide : C'est un fluide peu compressible dont les molécules sont en équilibre. Elles peuvent se déplacer les unes sur les autres tout en conservant des distances quasi constantes. Dans le domaine de l'hydraulique, on utilise les liquides afin de transmettre de l'énergie. Ils peuvent en effet restituer l'énergie reçue au moyen de la pression pour une application déterminée où la commande d'un élément récepteur.

Caractéristiques d'un fluide. Masse volumique: C'est la masse de l'unité de volume :

en kg / m3.

La masse volumique moyenne des huiles minérales utilisées dans les installations hydrauliques est comprise entre 850 et 950 kg / m3. Pour les huiles synthétiques, la masse volumique peut atteindre des valeurs plus élevées, jusqu’à 1400 kg / m3. Remarque : Dans les pays anglo-saxons « density » correspond à notre masse volumique à température °F. d60/60F = specific gravity C'est le rapport des masses d'un volume de liquide sur un même volume d'eau à 60°F (15,5°C). La gravity A.P.I. s'exprime par la relation : densité en °API = 141,5 / d60/60F - 131,5 Chaleur massique ou Capacité thermique massique : La chaleur massique (Cp) est un coefficient qui traduit la faculté d’un corps, ici des fluides, à absorber une quantité de chaleur, par unité de masse, pour une élévation de température d’un degré KELVIN (ou d’un degré Celsius). Ce coefficient qui dépend de la nature du fluide et de sa température est d’autant plus élevé que la masse volumique du fluide est faible. On le note Cp, avec « p » pour pression constante, son unité est J / kg . K. Si la température s’élève de 100°C, la chaleur massique augmente de 20% pour les huiles minérales. A pression constante la chaleur massique des huiles est environ la moitié de celle de l’eau. A 40°C, la chaleur massique Cp est : • 1875 J / kg.°K pour une huile de densité 0,934. • 1997 J / kg.°K pour une huile de densité 0,825. Pour les huiles minérales on peut retenir les valeurs moyennes suivantes : • 1500 J / kg.°K à 0°C. • 2000 J / kg.°K à 100°C. En général on prend comme valeur moyenne pour des huiles minérales : 1880 J / kg.°C

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Conductivité thermique : La conductivité thermique détermine le flux thermique (unité Watt) passant à travers un corps sous l’effet d’un gradient de température. En fait la conductivité thermique traduit la faculté du fluide à absorber et évacuer la chaleur produite en différents points d’un circuit hydraulique. Elle est fonction de la température (de 10°C à 120°C, elle chute de 7%) et varie de façon inversement proportionnelle à la densité. Coefficient de diffusivit é =

Conductivi té thermique Caleur massique * Masse volumique

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

α =

2,3 − 0,0019 ρ0

(avec g exprimé en kg / m3)

Pour les huiles minérales : g ≈ 62.10-5

Cette dilatation du fluide entraîne aussi une diminution de la masse volumique. On peut calculer ρ =

à la température t (°C) connaissant ρ0 ≈ ρ0 .(1 − αt ) 1 + α.t

ou

0

à t0 = 0°C.

∆V = α . ∆t V

avec V = Volume.

Remarque : Le coefficient de dilatation cubique de l’acier est de l’ordre de 36.10-6. Il faudra tenir comte de ce paramètre, en cas de montée en température d’un composant (exemple un vérin), s’il n’y a pas de fuite possible, l’huile va se dilater beaucoup plus que le cylindre en acier du contenant, entraînant une forte augmentation de pression pouvant aller jusqu’à la destruction de celuici. Compressibilité : Attention ici V est un volume et ∆V une variation de volume. Les fluides liquides utilisés dans les installations hydrauliques sont peu compressibles. Compressibilité isotherme : (ne tient pas compte de la variation de température due à la variation de pression du fluide). Cette propriété est importante car dans ces installations le fluide doit souvent assurer la transmission de puissance. D’où l’intérêt de minimiser les pertes dues à sa compressibilité :

Coefficient de compressibilité : ou son inverse B =

⎛ ∆V ⎞ ⎜ ⎟ 1 ⎛ ∆V ⎞ ⎝ V ⎠ β=− ⎜ = − ⎟ . V ⎝ ∆P ⎠ ∆P 1 , module de compressibilité (Bluck Modulus). β

∆P ∆V variation relative de volume et ∆P variation correspondante de pression. avec ∆V V V Pour les huiles minérales : B ≈ 15 000 bar, et pour les huiles synthétiques : B ≈ 18 000 bar. B=−

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Mais pour tenir compte de la dilatation de volume du contenant (tuyaux, cylindre de vérin, …), on prendra des valeurs plus faibles, par exemple : B ≈ 12 000 bar. Remarque : − ∆P

1 ⎛ ∆V ⎞ V2 ⎛ ∆V ⎞ β=− ⎜ = e − β(P1 − P2 ) = e B . ⎟ → β.∆P = −⎜ ⎟ ce qui donne entre deux états ¦ et P V ⎝ ∆P ⎠ 1 V ⎠ ⎝ B est donc l’augmentation de pression qu’il faut donner à un fluide pour diviser son volume par e = 2,718.

La variation de volume pour une augmentation de pression de 100 bar avec B = 10 000 bar, nous donne une variation de volume de 1% Cette compressibilité joue un rôle très important dans les servomécanismes (raideur hydraulique et fréquence propre), et à un moindre niveau dans le rendement volumétrique des pompes. Compressibilité adiabatique : (tient compte de la variation de température due à la variation de pression du fluide). Lorsque l’on comprime une quantité d’huile donnée en la faisant passer d’une pression P1 à une pression P2, on constate qu’il se produit au sein du liquide une élévation de température : • T = température ambiante (en °K ou °C). T.α ⎛ ∆T ⎞ = ⎜ ⎟ • ∆T = élévation de température. ρ . Cp ⎝ ∆P ⎠adia • ∆P = élévation de pression. • α = coef. de dilatation ≈ 62.10-5 /°K. • ρ = masse volumique ≈ 850 kg / m3. • Cp = chaleur massique ≈ 1880 J / kg.°K Application : T.α 315 . 62.10 −5 = ≈ 1,2.10 −7 °K / Pa à 40°C : ρ . Cp 850.1880 Soit une variation de 1,2°C pour une variation de pression de 100 bar. Cette notion est surtout importante lorsque l’on veut faire un bilan énergétique du fonctionnement d’une pompe ou d’un moteur. 1 ⎛ ∆V ⎞ Le coefficient de compressibilité adiabatique est : βadia = − ⎜ adia ⎟ , sous l’effet d’une V ⎝ ∆P ⎠ compression ∆P, la variation de volume peut être décomposée en : • variation de volume isotherme : ∆V = -β.V. ∆P, • accroissement du volume dû à l’augmentation de température ∆T : ∆VT = α.V.∆T. T.α V . T . α² T.α ∆P → ∆VT = α . V. . ∆P = . ∆P or ∆T = ρ . Cp ρ . Cp ρ . Cp V . T . α² au total : ∆Vadia = ∆V + ∆VT → ∆Vadia = − β.V.∆P + . ∆P ρ . Cp T . α² → βadia = β − ρ . Cp Cet accroissement de rigidité intervient de façon favorable dans la stabilité des servomécanismes. Application : avec : B = 14 000 bar, Cp = 1880 J/kg.°C, α = 62.10-5, ρ = 850 kg/m3 ; on trouve βadia ≈ 7,14.10-5 - 7,6.10-11 Dans la pratique, on négligera le terme du à la compressibilité adiabatique. P.GUIBERT 04/06/2008 CHAP : 2 page 3

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Exemples : Mesure indirecte du rendement d’une pompe par relevées de température. Soit une pompe débitant 50 l/min dans une installation de à la 0Z3 pression de 200 bar. 200 bar La température en régime établi à la sortie de la pompe est de 46°C. La température de l’huile dans le réservoir est de 40°C. Les caractéristiques de l’huile sont : 0P • masse volumique, ρ = 850 kg / m3, • chaleur massique, Cp = 1875 J / kg.°K, • coef. de dilatation cubique, α = 0,62.10-3 °K-1. ∆θ Ta . α La compressibilité adiabatique nous donne : = donc : pour un ∆P = 1 Pascal ∆P ρ . Cp

0Z2 46°C

0Z1 40 °C

(273 + 40). 0,62.10 −3 = 1,2.10 − 7 °C / Pa soit pour une variation de 200 bar : 2,4°C. 850 . 1875 Si le rendement de la pompe était parfait, l’augmentation de température due à la compressibilité de l’huile pour une augmentation de pression de 200 bar serait de 2,4°C. Or l’augmentation est de 6°C. Donc la pompe génère une augmentation de température de :

6 – 2,4 = 3,6°C.

La perte d’énergie par unité de masse (kg) dans la pompe est alors : Ep = Cp . ∆θ = 1875 . 3,6 = 6750 J. Le travail utile par unité de masse (kg) de la pompe est : ∆P 200.10 5 Eu = = = 23530 J 850 ρ Eu 23530 = = 0,78 Le rendement de la pompe est donc : Eu + Ep 23530 + 6750 0Z2 0Z3

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

56,1°C

200 bar

0Z1 0P

40 °C

Ta . α . ∆P nous donne comme il n’y a pas de différence de pression, donc α ρ . Cp ∆P ∆P ∆P = et Ta n’intervient pas, → ∆θ = → ∆θ = soit pour 1 bar : ρ . Cp 850 . 1875 1593750 200 ∆P ∆θ = , ce qui représente une élévation de température pour 200 bar : ∆θ = = 12,5°C 16 16 Or l’augmentation est de 16,1°C. Donc la pompe génère une augmentation de température de :

La relation ∆θ =

16,1 – 12,5 = 3,6°C. Le rendement de la pompe est donc :

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∆θthéo 12,5 = = 0,78 ∆θréel 16,1

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Débit de compressibilité. Attention ici V est un volume et ∆V une variation de volume. Le terme de « débit de compressibilité » est associé à un phénomène de variation de volume dû à la compressibilité et à la variation de volume qui engendre un débit. A partir de la définition du débit massique, on déduit, pour une masse m de fluide isolée (sans fuite) : dρ dV d(ρ . V ) D= = ρ. + V. dt dt dt D dV V dρ dV V dρ dV V dP dρ dP = + Q= . = . . avec = + = + ρ dt dt dt ρ dt dt B B ρ ρ dt dV V dP . Q= + dt B dt dV = Qd = débit de déplacement, dû à une variation de volume sur une différence de temps. • dt V dP • . = Qc = débit de compressibilité, dû a un volume fonction de la variation de pression. dt B Q = Qd + Qc Remarque : Le débit instantané entrant dans la chambre coté fond d’un vérin est utilisé : x • pour compenser, ou provoquer le déplacement du dx dV F V2 piston : Qd = = S1 . V1 dt dt P1 S1 S2 P2 • pour assurer le débit dû à la compressibilité : V dP Q1 Q2 dx/dt . Qc = B dt • pour compenser (si fuites entre piston et cylindre), un débit de fuite : Qf = f(P1 – P2).

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

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

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

Une première évaluation approximative de cette température consiste à admettre que toute la puissance dissipée en chaleur échauffe l'huile du réservoir. Un deuxième calcul plus précis tient compte, en plus, de la perte de puissance par rayonnement au niveau du réservoir. A - Echauffement de l'huile d'un circuit, sans tenir compte du rayonnement.

La chaleur nécessaire pour échauffer de ∆θ en °C une masse M d'huile est, par définition de la capacité thermique massique Cp (quantité de chaleur qu'il faut fournir à l'unité de masse d'un fluide pour élever sa température de 1°C) M.Cp.∆θ = ϕ.Vol.Cp.∆θ avec Vol = Volume en huile du réservoir. Si la chaleur dissipée pendant le temps ∆t est W.∆t, l'échauffement produit est égal à: W . ∆t ∆θ = ou W est la puissance dissipée. ρ . Vol . Cp Il s'agit par exemple, d'un débit, d’un débit Q, passant à la pression ∆P par un limiteur de pression. Q . ∆P. ∆t ∆θ = ¦ ρ . Vol . Cp La capacité thermique massique Cp d'un fluide est approximativement égale à :

• • • • •

huiles minérales ≈ 1,9 kJ / (kg .°K) émulsions d'huile dans l'eau ≈ 3,8 kJ / (kg .°K) émulsions d'eau dans l'huile ≈ 2,8 kJ / (kg .°K) solutions de polyglycols ≈ 2 à 3 kJ / (kg .°K) fluides de synthèse ≈ 1,2 à 1,7 kJ / (kg .°K) Pour calculer ∆θ, il est préférable d'utiliser les unités du système SI. Rappelons que 1 degré Celsius est égal à 1 degré Kelvin.

Cependant, certains oléo-hydrauliciens utilisent la formule pratique suivante : Si on exprime : Q en I/min, ∆p en bar, ∆t en min, ρ en kg / l, Vol en l, Cp en kJ / (kg .°C) et ∆θ en °C: ∆θ (°C) =

Q (l / min) . ∆P (bar ). ∆t (min) 10 . ρ (kg / l) . Vo l (l) . Cp (kJ / kg.°C)

∆P Q . ∆t ∆θ = = 1 et en écrivant alors : ρ . Cp Vol Il faut alors comprendre que l'échauffement ∆θ est produit par cycle de fonctionnement.

On peut simplifier la relation ¦ en posant

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

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Toutefois, il est encore possible d'utiliser les formules pratiques suivantes : Si on exprime : ∆P en bar, ρ en kg/l, Cp en kJ / kg.°C et ∆θ en °C, ∆P (bar ) ∆θ ( °C ) = 10 . ρ ( kg / l ) . Cp ( kJ / kg.°C )

on obtient:

Remarque : en prenant ρ = 0,9 kg / l et Cp = 1,9 kJ / kg .°C, on obtient : ∆θ( C) = 5,85.10-2.∆P(bar) = ∆P(bar) / 17,1, et cela est vérifié par une formule empirique couramment utilisée : ∆T(°C) ≈

∆P(bar ) 17

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

Une partie de la puissance dissipée en chaleur est évacuée par rayonnement, l'autre partie continuant à échauffer l'huile. Généralement, on ne tient compte que des pertes par rayonnement au niveau du réservoir. En appliquant le principe de conservation de l'énergie, on peut écrire : W . dt = Vol . ρ . Cp. d(∆θ) + E . Su . ∆θ . dt où W est la puissance dissipée pendant le temps dt, Vol le volume du réservoir, Cp la capacité thermique massique de l'huile, ∆θ l'élévation de température de l'huile au-dessus de la température ambiante obtenue pendant le temps dt, E le coefficient de rayonnement et Su la surface totale de refroidissement du réservoir ou surface utile. En posant

A=

E. Su Vol . ρ . Cp A=

W , Vol . ρ . Cp E(kW / (m².°C)). Su (m²) B=

et

3

3

Vol (m ) . ρ (kg / m ) . Cp (kJ / kg.°C)

d( ∆θ) + A . ∆θ = B dt

on obtient :

a pour dimension s-1.

Il s'agit d'une équation différentielle linéaire du premier ordre, à coefficients constants et à second membre constant. La résolution de cette équation différentielle nous donne, en appelant θo l'échauffement initial de l'huile au-dessus de la température ambiante : ∆θ =

W .(1 − e − At ) + θo . e − At E . Su

¡

La relation ¡ nous permet de calculer le temps mis par l'huile pour passer d'une température à une autre. En particulier, on peut calculer le temps mis par l'huile d'une installation au repos avec θo = 0, pour passer de la température ambiante initiale à une température finale donnée. On peut alors écrire ∆θ =

W .(1 − e − At ) E . Su

¢

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

∆θ =

W E . Su

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

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£

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Cependant, certains oléo-hydrauliciens proposent la formule pratique suivante, permettant de calculer la formule £. Si on exprime W en kW, E en kW / m².°C, Su en m et ∆θ en °'C, on obtient : ∆θ (°C) =

W (kW ) E (kW / m².°C) . Su (m²)

⁄

Le coefficient de rayonnement E (appelé aussi coefficient de transfert themique), dépend de l'emplacement de montage du réservoir et de la circulation d'air autour de celui-ci : • Réservoir d’huile : • sans ventilation E ≈ 10 à 30 J /m².°C.s • avec bonne ventilation E ≈ 30 à 75 J /m².°C.s (valeur usuelle 40 J /m².°C.s) • avec ventilation forcée E ≈ 140 à 350 J /m².°C.s •

Echangeur de chaleur : • de type air / huile • de type eau / huile

E ≈ 140 à 350 J /m².°C.s E ≈ 450 à 600 J /m².°C.s

•

Tuyau d’acier de Ø 50 mm

E≈

5 à

8 J /m².°C.s

Généralement, ces réservoirs sont en tôle d'acier. La plupart du temps, on ne peut faire intervenir que le rayonnement du réservoir car il est très difficile de déterminer le rayonnement des tuyauteries et des appareils d'utilisation. Propriétés de transfert thermique.

Conductibilité thermique : W / m².°K

Capacité thermique massique : J / kg.°K

Température

20°C

50°C

100°C

20°C

50°C

100°C

Eau

0,59

0,63

0,68

Huile minérale

0,14

0,13

0,125

1850

1950

2150

Polyglycols

0,17

0,155

0,145

2100

2300

2500

4184

Remarque : la conductibilité thermique n’est pas le coéf. de rayonnement. RAPPEL. 1 cal = 4,18 J

1W=1J/s

Cp = 1880 J / kg.°C = 0,45 kcal / kg.°C J /m².°C.s = W /m².°C

et

kJ /m².°C.s = kW /m².°C

-2

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

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Viscosité. La viscosité est la propriété qu’ont les substances fluides à s’écouler, ou la résistance qu’ont les molécules du fluide à se glisser les unes sur les autres. Elle est influencée par d’autres paramètres (température, pression, taux de cisaillement du fluide). Plus la viscosité est importante, plus le passage dans un tube est difficile. z Viscosité dynamique (absolue). F u + du S C’est la mesure du frottement interne d’un fluide. Considérons un écoulement laminaire entre deux dz u S surfaces S planes, parallèles et distance de dz, x dont l’une se déplace par rapport à l’autre à une vitesse du.

τ

y

Si l’on désigne par , la tension de cisaillement, ou effort de frottement par unité de surface F/S, au quelle est soumis le fluide entre les deux surfaces, la relation de NEWTON, en coordonnées cartésiennes x, y, z nous donne : τ=µ.

du ou dz

µ est la viscosité dynamique et

du . le taux de cisaillement. dz

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

τ en N / m² et

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

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

υ=

µ ρ

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

Unité : en SI

υ en

N.s / m 2 kg / m

3

donc en m 2 / s ,

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

Remarque : Cette classification remplace officiellement les systèmes utilisant les viscosités exprimées en ENGLER, en seconde SAYBOLT et seconde REDWOOD. Indice de viscosité : L’indice de viscosité, noté V.I. correspond à un simple coefficient obtenu en comparant la viscosité à 100°F de l’huile essayée (exprimée en cSt) à celle de deux huiles de référence. Pour les fluides hydrauliques on exige un indice de viscosité proche de 100, ou supérieur s’il s’agit de liquide synthétique. C’est la « pente » de la droite comportement viscosité – température. Plus l’indice est élevé, moins il y a de risque que le fluide subisse des changements importants avec la variation de température : • 60 à 70 : Très moyen • 80 à 90 : Bon • 90 à 100 : Très bon • 100 ou supérieur : Excellent P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE •

Variation de la viscosité en fonction de la température. La viscosité d’une huile diminue lorsque la température augmente. C’est pourquoi, la valeur de la viscosité doit être donnée à une température déterminée. La classification ISO spécifie :la viscosité des huiles est définie en cSt à 40°C. La relation de MAC COUL et WALTER (1936) nous donne :

log [log(ν + a)] = m.log T + b

avec :

•

ν = viscosité cinématique en cSt,

•

T = température en °K,

•

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

Toute fois, une transformation logarithmique des coordonnées viscosité-température permet de convertir les courbes en ligne quasiment droite (anomorphose rectiligne) ce qui simplifie la représentation graphique et l’exploitation des données. En effet, l’emploi de ce diagrame logarithmique adopté par l’ASTM a l’aventage de ne nécessiter que deux mesures pour connaître la viscosité d’une huile à une température quelconque. On remarque que pour les huiles minérales, la viscosité cinématique diminue de moitié pour une augmentation de température de 10°C.

Diagramme ASTM 1000

Viscosité ( cST )

100

10

1 -20

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-10

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0

10

20

30 40 Température ( °C )

50

60

70

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Variation de la viscosité en fonction de la pression.

Lorsque la pression P augmente, la mobilité des molécules diminue et la viscosité augmente. Les variations sont données par la loi de BARUS. (si on néglige la variation de la masse volumique en fonction de la pression)

νp = νp0 . ek.P avec, •

νp = viscosité cinématique à la pression P (bar), • νp0 = viscosité absolue à la pression atmosphérique (bar), • k = coeficient de viscosité / pression • k ≈ 0,004 bar-1 pour un écoulement adiabatique et 0,002 bar-1 pour un écoulement isotherme. La variation est plus importante pour des huiles à faible indice de viscosité (VI < 100). Il faut noter que ce calcul devient imprécis au-dela de 1 500 bar. On remarque que pour les huiles minérales, la viscosité cinématique double pour une augmentation de pression de 350 bar. Viscosités recommandées. Les valeurs de viscosité recommandées pour les différents appareils figure toujours dans les fiches techniques correspondantes. Cependant, le tableau ci-dessous donne un ordre de grandeur des valeurd admissibles par différents types de pompes et de moteurs hydrauliques. • Les valeurs de viscosité nominales sont données en cSt pour une température de 40°C, • Les températures de fonctionnement recommandées : 50 à 60 °C.

Type

démarrage

nominale

fonctionnement

Pistons en ligne

220

32 à 68

13 à 54

Pistons, axe brisé

800

49 à 70

13 à 54

Palettes

770

32 à 49

13 à 54

Engrenage externe

700 maxi

10 mini

32 à 48

Engrenage interne

1000 maxi

16 mini

35 à 45

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Caractéristiques viscosité / température des huile minérales type ISO VG Choix de la classe de viscosité. Parmi les 18 classes de viscosité (ISO VG) énumérées dans la .Classification de viscosité ISO pour les lubrifiants liquides. (ISO 3448, DIN 51519) les sections ISO VG10 à ISO VG 68 présentent un intérêt pour les installations hydrauliques. Le chiffre indiqué après ISO VG correspond à la viscosité nominale pour une température de référence de 40°C. Le comportement thermique indiqué dans le diagramme correspond à celui d'huiles hydrauliques minérales. En raison des différences entre les fabricants, il convient de clarifier les valeurs limites de consigne suivantes et de les comparer avec les plages de viscosité admissibles : • Viscosité à 40°C. • Viscosité pour la température (admissible, exigée) la plus basse. • Viscosité pour la température (admissible, exigée) la plus élevée (afin de préserver la durée de vie des joints d'étanchéité, cette température ne doit pas dépasser 80°C !) Valeurs indicatives. VG 10, VG 15 : Installation en service temporaire pour une utilisation à l'air libre ou pour des dispositifs de serrage. Installation en service continu (en cas d'utilisation à l'air libre, uniquement utilisation en hiver) VG 22, VG 32 : Utilisation générale (en cas d'utilisation à l'air libre, uniquement utilisation en été) VG 46, VG 68 : Installations dans des locaux fermés à une température ambiante jusqu'à 40°C ou conditions climatiques tropicales (Tenir compte de la viscosité initiale!).

Propriétés physiques de l’huile minérale ISO VG 46 Température °C -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

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Viscosité cSt 3652 1191 475 220 114,4 65,3 40,1 26,2 17,94 12,82 9,487 7,23 5,66

Chaleur kJ / kg.°C 1,708 1,747 1,786 1,823 1,86 1,897 1,933 1,969 2,004 2,039 2,073 2,107 2,14

Conductibilité W / m.°C 0,133 0,132 0,132 0,131 0,130 0,130 0,129 0,128 0,127 0,126 0,126 0,125 0,124

Densité kg / m3 913 906 899 892 885 878 872 865 858 852 845 839 832

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Documents

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ECOULEMENT ET PERTES DE CHARGE. Expérience de Schiller-Reynolds.

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

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

•

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

•

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

Ecoulement laminaire : La vitesse du fluide est nulle prés de la paroi et augmente à mesure qu’on s’en éloigne. Le profil des vitesses est parabolique. Ceci est dû à la viscosité du fluide. Ces forces de frottement interne sont fonction de la viscosité et de la vitesse du fluide. Ecoulement turbulent : Lorsque la vitesse de la veine fluide augmente, il n’y a plus de glissement parallèle des lames fluides entre elles mais des tourbillons. La distribution des vitesses n’est plus parabolique, ces mouvements désordonnés dissipent en chaleur une certaine quantité d’énergie et augmentent les pertes de charge proportionnellement au carré de la vitesse et en fonction de la rugosité des parois.

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Ecoulement laminaire :

Ecoulement turbulant :

Vmoy = Vmax / 2

Vmoy = 0,84 .Vmax

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Nombre de « Reynolds ». Reynolds a déterminé expérimentalement que, lorsque le nombre sans dimension Re, que l’on nomme « nombre de Reynolds » en fonction de : • V : vitesse moyenne de l’écoulement dans un tuyau, • D : diamètre intérieur du tuyau, • ν : viscosité cinématique du fluide. V .D Re = ; avec V en m/s, D en m et ν en m²/s ou ν V en cm/s, D en cm et ν en cm²/s ou en St (Stoke) Q avec Q en l/min, D en cm et ν en St. Formule pratique : Re = 21,2 . D. ν

• lorsque Re est inférieur à 1200, on a un écoulement laminaire. • lorsque Re est supérieur à 2500, on a un écoulement turbulent. Les lois des pertes de charge varient suivant que l’on se trouve dans un régime d’écoulement ou dans un autre. Pertes de charge régulière. Le déplacement d’une veine fluide absorbe une certaine énergie pour vaincre les forces de frottement interne. Cette énergie absorbée par les forces de frottement est appelée : pertes de charge. Elle se désigne par « J » dans la relation de « Bernoulli » pour un fluide visqueux. 1 1 W12 = (V1² − V 2² ) + (P1 − P2 ) + g (h1 − h2 ) + J ρ 2 Entre les points 1 et 2 d’une canalisation, pour un fluide de masse volumique ρ.

1

2

Equation générale de la perte de charge dans une canalisation. L’expérience montre quepour une canalisation lisse et droite, la perte de charge est : • proportionnelle à la longueur de la canalisation (L), • inversement proportionnelle au diamètre intérieur de la canalisation (D), • proportionnelle au carré de la vitesse du fluide (V²), • proportionnelle à un coefficient de perte de charge (λ) qui est fonction du type d’écoulement et du nombre Re. L. V ² J = λ. en Joule / Kg avec L en m, D en m et V en m/s. 2 .D

en introduisant la masse volumique ρ (Kg/m3). ρ . J = ∆P ödonne la perte de charge homogène à une pression en N/m² ou Pa. L ρ ∆P = λ. . .V ² en Pascal ö à multiplier par 10-5 pour avoir des bar. D 2

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

=

64 si Re ≤ 1200 Re

Écoulement LAMINAIRE

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et

=

0.316 0.25

si Re ≥ 1200

Re

Écoulement TURBULENT

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Pertes de charge singulière.

Ce sont les pertes de charge dues aux accidents de parcours (coude, té, rétrécissement, robinet,…) et qui viennent s’ajouter aux pertes de charge normale (réparties) dues aux frottements visqueux dans les partie droites des conduites. ρ Pertes de charge singulière : ∆P = ξ V² avec ξ = coef. de perte de charge 2 Ces pertes de charge peuvent s’exprimer : • en valeur équivalente : en remplaçant la valeur de la perte de charge par une longueur fictive de tuyauterie rectiligne qui aurait la même perte de charge. • en valeur directe : ρ V² en J / Kg, - perte en pression : ξ V ² en Pa - perte en énergie : ξ 2 2 Exemples de coefficients de pertes de charge (ξ = K) dans les résistances locales :

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INCONVÉNIENTS DES ÉCOULEMENTS LAMINAIRES.

A première vue, les écoulements laminaires sont plus agréables que les écoulements turbulents : • en effet, les pertes de charge turbulentes sont proportionnelles à V2 (puisque V2 figure dans les relations de base ¦ et et que les coefficients ξ et λ turbulents sont pratiquement constants), alors que les pertes de charge laminaires sont proportionnelles à V (puisque λ, et un peu poins rigoureusement ξ, sont inversement proportionnels à V. D Re = ν • on sait que le régime turbulent correspond aux fortes valeurs de Re et le régime laminaire aux faibles valeurs, donc, dans une installation donnée, le fait de remplacer les tubes par des tubes plus gros ce qui, évidemment, diminue les pertes de charge, tend à transformer le régime turbulent, si c'était le cas initial, en un régime laminaire, puisque : 1 V. D 1 , Re = diminue comme V diminuant comme ν D D2 Cependant, il faut d'abord se rendre compte que le dimensionnement nécessaire pour assurer un écoulement laminaire serait souvent prohibitif. Ainsi, si pour du fluide hydraulique standard à 50'C (viscosité cinématique ~ 12 centistockes) circulant à 5 m/s dans une canalisation de diamètre intérieur 6 mm, le nombre de Reynolds vaut 5000 . 6 = 2500 , il passe à 12500 pour du kérosène à 0°C, (viscosité 2,4 justement 12 centistockes) circulant dans les mêmes conditions. Mais surtout, il faut faire très attention au fait que les pertes de charge laminaires, fonction du nombre de Reynolds, dépendront en conséquence de la viscosité du liquide, donc, de sa nature et de sa température. Il en résulte : • qu'une installation mise au point en ambiance laboratoire verra son fonctionnement d'autant plus troublée par le froid qu'elle comportera plus d'éléments à écoulements laminaires, • que les systèmes dans lesquels les valeurs des résistances hydrauliques constituent des paramètres de fonctionnement, ne pourront fonctionner correctement sans régulation de température, que si tous les éléments sont turbulents. Par contre, les écoulements turbulents présentent certains avantages pratiques d'abord leur quasi insensibilité à la viscosité, donc à la température du fluide, mais aussi leur sensibilité au paramètre vitesse (∆P = k.V2) qui permet de minimiser les pertes de charge des organes de liaison sans surdimensionnement excessif, ou encore d'obtenir une diminution significative de ces pertes par un gonflement minime des organes de liaison les plus critiques. De plus, les écoulements turbulents présentent par le brassage et les turbulences générées par l’écoulement, une meilleure dissipation thermique des canalisations qui contribue à un refroidissement supplémentaire de l’huile du système. ρ ∆P = ξ V² ¦ 2

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ϕ ∆P = . L . .V² D2

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Point d’inflammabilité (point d’éclair) :

C’est la température à partir de laquelle les vapeurs d’huiles dégagées s’enflamment au contact d’une flamme et s’éteignent aussitôt. La température du point d’éclair renseigne sur la volatilité de l’huile, et la présence éventuelle de matières inflammables. Point de combustion ou point de feu : C’est la température à partir de laquelle les vapeurs d’huiles dégagées s’enflamment au contact d’une flamme et demeurent allumées au moins cinq secondes. Les points d’inflammabilité et de combustion varient avec la pression, on peut admettre que cette variation est linéaire. La règle de correction de 1/40°K par millibar de variation, par rapport à la pression normale peut être retenue. Point d’auto-inflammation : Il s’agit de la température à laquelle il faut chauffer le fluide pour qu’il s’enflamme spontanément au contact de l’air. La température d’auto-inflammation (environ 400°C au maximum) est nettement supérieure à celle du point d’éclair. Point de congélation : Généralement les fluides hydrauliques n’étant pas des corps purs, contrairement à l’eau, leur refroidissement progressif n’est pas caractérisé par un changement liquide-solide à une température bien définie. On distingue trois points particuliers qui caractérisent le refroidissement puis la congélation des fluides hydrauliques à base d’huiles : Pour les huiles minérales à caractère paraffinique, on remarque l’apparition d’un trouble, d’une opacité due à la cristallisation de la paraffine ; Point trouble : Correspond à la température d’apparition du trouble dans l’huile. Point de figeage : Après le point de trouble, il s’agit de la température à laquelle l’huile ne peut plus s’écouler. Les huiles à caractère naphténique passent progressivement de l’état fluide à un état semi-solide. Point d’écoulement : C’est la température la plus basse où l’huile peut encore couler. L’huile est refroidie sans agitation, dans des conditions normalisées. Solubilité : Il s’agit du comportement du fluide vis à vis de l’air, plus particulièrement de la solubilité de l’air dans ce dernier. Tout fluide est susceptible de dissoudre une certaine quantité d’air sans changement de ses caractéristiques (volume, aspect, compressibilité…). Au-delà de cette quantité il devient trouble et l’air se comporte comme si elle était indépendante du fluide. On a alors le module d’élasticité qui diminue fortement risquant de mettre en jeux la vie des organes du circuit hydraulique. Coefficient de solubilité (ou de Bunsen ou d’Oswald ) est défini par le rapport entre le volume de gaz dissous et le volume de liquide saturé en gaz. La désaération dans le réservoir (bâche) ne se produit pas instantanément, il faut compter entre une à dix minutes, d’où un volume du réservoir une à trois fois le débit maximum de la pompe en l/min. Démulsibilité : La démulsibilité traduit le degré de dispersion d’un fluide dans un autre fluide, un bon indice de démulsibilité est inférieur ou égal à 40. P.GUIBERT

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Propriétés anti-corrosives (indice d’acidité) : L’indice d’acidité correspond au nombre de milligrammes de potasse nécessaires pour neutraliser un gramme de l’huile à tester. La mesure se fait suivant le processus de titrage par indicateur coloré. Les causes de l’acidité sont principalement la détérioration par usure de l’huile, et le raffinage à l’acide pour les huiles neuves. Les fluides hydrauliques ne doivent pas attaquer les métaux usuels, tels que l’acier, le cuivre, le chrome. Carbone résiduel : La détermination du taux de carbone résiduel, consiste à mesurer après une longue période de chauffage d’un échantillon d’huile, la quantité de coke résiduel. Cette détermination de carbone résiduel permet de déterminer la tendance naturelle de l’huile à laisser des dépôts sur les paroies des appareils lorsqu’elle est soumise à des températures importantes. Point d’aniline : Notion introduite par l’industrie, pour tenir compte du fait suivant. Deux huiles identiques apparemment du point de vue viscosité, indice de viscosité, pureté, acidité, etc… se comportent différemment envers un même caoutchouc synthétique (généralement utilisé pour la fabrication des joints d’étanchéité). Le point d’aniline permet actuellement en général de déterminer le gonflement ou rétrécissement d’un caoutchouc déterminé après son immersion dans une huile. Le but étant d’avoir une variation de volume la plus faible possible. Onctuosité : Il s’agit de l’aptitude d’un fluide à réduire les frottements entre deux surfaces en déplacement relatif. Propriété d’ordre moléculaire qui résulte d’une attraction physico-chimique entre une surface métallique et le film qui le recouvre. « Plus le film d’huile est permanent et le glissement facile, plus l’onctuosité est marquée». Diagramme de sélection des huile ISO VG

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Vitesse de propagation des ondes de pression dans un fluide. Lorsque l’on fait varier la pression d’un fluide dans un circuit, on suppose que la pression est transmise instantanément en tous points du circuit. En réalité, cette pression se transmet suivant une loi de propagation des ondes, à une vitesse qui est celle du son dans le milieu considéré. Il convient de vérifier que le retard dû à cette propagation est faible par rapport aux constantes de temps dans les circuits hydrauliques. Dans un tube infiniment rigide, par exemple : tube rigide, la vitesse de propagation (u) est la même que celle que l’on observe dans un volume infini. • u = vitesse de propagation en m/s. B u= • B = module de compressibilité ≈12 à 14 108 Pa. ρ • ρ = masse volumique ≈ 850 à 900 kg/m3. Ce qui donne pour un fluide hydraulique ≈ 1200 m/s

Les retard dus à cette propagation (de l’ordre de 1000 à 1400 m/s) sont de l’ordre de 1 milliseconde par mètre de longueur d’un tube pour de l’huile minérale. Dans les circuits hydrauliques classiques, ce temps de propagation est négligeable devant les autres constante, par exemple : le temps de réponse d’un électro distributeur est de l’ordre de 20 à 40 millisecondes et les distances entre les composants ne dépassent pas une dizaine de mètre. Dans les servomécanismes, les constantes de temps sont de l’ordre du 5 à 15 de millisecondes, et comme les dimensions du circuit dépassent rarement le mètre (vérin compact), le fait de négliger ce temps de propagation est justifié. Dans un tube non infiniment rigide. par exemple : tube flexible. On démontre que la vitesse de propagation (u) est augmentée de 3 à 6%.

Cette influence est donc faible, par contre, la compressibilité augmente en fonction de la teneur en air dissous et de la pression. Compressibilité en % sous Huile minérale 30 bar 50 bar 100 bar 200 bar 400 bar Désaérée 0,30 0,50 0,80 1,61 2,90 Avec 0,2% d’air 0,42 0,60 1,00 1,90 3,20 0,5% d’air 0,70 0,90 1,30 2,20 3,80 1 % d’air 1,20 1,40 1,90 2,80 4,30 2 % d’air 2,10 2,30 3,00 3,90 5,30 5 % d’air 4,90 5,00 5,50 6,50 8,60 10 % d’air 10,00 10,00 10,00 10,50 12,00 Augmentation de compressibilité en % avec la teneur en air et avec la pression

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Période propre d’une canalisation.

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Soit une canalisation OA de longueur L, se terminant en A par une paroi rigide (robinet fermé). L O

x

Toute perturbation effectuée en O, à l’instant t, se retrouvera au même endroit à l’instant : 2.L t= u Si la perturbation en O est périodique, on aura résonance pour la fréquence f de période : 2.L T= u Si la perturbation se termine en A par un accumulateur, suffisamment grand pour assurer la constante de la pression, on montre que la période est le double de la précédente, soit : 4.L T= u Exemple : Soit un tuyau de 5 m de long, lié à un accumulateur, avec u = 1000 m/s, la fréquence sera : 4.5 T= = 0,02 s = 50 Hz 1000 C’est une fréquence assez élevé pour n’avoir généralement aucune action sur les servomécanismes, mais il convient de s’assurer que les interactions avec les divers mécanismes du circuit (valves, clapets, distributeurs,…) ne conduisent à aucun synchronisme dangereux (résonance) ; ce derneir peut être contrarié par la mise en place judicieuse d’accumulateurs. Coups de bélier. Si on ferme brutalement (c’est à dire en un temps inférieur à la période propre de la canalisation), on montre que la surpression instantanée qui se produit au droit de la fermeture est : ∆P = ρ.u.Vo avec ∆P en Pa, ρ.en kg/m3, u en m/s et Vo = vitesse initiale d’écoulement en m/s,

Exemple : Soit un tuyau ou la vitesse du fluide est de 10 m/s, avec un fluide de masse volumique de 850 kg/m3, on prendra u = 1000 m/s: La surpression sera : ∆P = 850 * 1000 * 10 = 8 500 000 Pa = 85 bar.

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Schéma récapitulatif des fluides hydrauliques : Catégorie HH

Pouvoir de lubrification mauvais.

Catégorie HL

Pures propriétés antioxydantes et anticorrosion.

Catégorie HM

Propriétés antiusure particulières.

Catégorie HV

Identiques aux huiles HM avec de meilleure viscosités pour des températures négatives.

Fluides aéronautiques

H u ile s m in é r a l e s lé g è r e s à additifs polymères,pour basses te m p é r a tu r e s , d iffic ile m e n t inflammable (MIL H83 282, AIR 3520)

Fluides de transmission de puissance

Couvre les besoins habituels, aux altitudes courantes, convient p o u r la m a r in e , le B T P , le s a te lie r s ( H 5 7 0 , T H m a r in e , INVAROL 54).

Huiles minérales (HLP)

Huiles hydrauliques

Huiles minérales particulières

Huiles végétales

A bases d'huile de récin et d'alcool ,trés utilisée avant-guerre. Bonnes qualités lubrifiantes et mouillantes, permettent l'emploi du caoutchouc végétal dont les qualités sont supérieures à celles du caoutchouc synthétique. Par contre elles se modifient avec le temps, deviennient oxydantes, elles sont pratiquement abandonnées de nos jours.

Fluides Hydrauliques

Emulsions à base d'eau

Fluides difficilement inflammables

Fluides synthétiques non acqueux

Eau

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Catégorie HFA

Emulsion d'huile dans l'eau, avec un maxi de 20% de composants combustibles, en principe 95%, température d'utilisation +5 à +50°C.

Catégorie HFB

Emulsion d'huile dans l'eau, la proportion d'huile est de 50 à 60%, la viscosité reste entre 50 et 70 Cst.

Catégorie HFC

Solutions acqueuses de polymères contenant au moins 35% d'eau, l'eau-glycol rentre dans cette catégorie (60% glycol, 40% eau).

Catégorie HFD

Fluides de synthèses (esters) ne contenant pas d'eau.(PYRELF DR46, FLUID DU 68 et 46).

Suivant les applications, on peut utiliser: - L'eau de ville (eau potable): industries alimentaires - L'eau industrielle: sidérurgie, industries lourdes - L'eau de rivière: barrages hydroélectriques - L'eau déminéralisée: industrie nucléaire - L'eau de mer: bateaux, sous marins.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Tableau comparatif des propriétés physiques des fluides hydrauliques :

CARACTERISTIQUES Appellation

3

Densité à 15°C (Kg/m ) Coefficient moyen de dilatation (%/°C)

EAU

HFA

HFC

HFD

HLP

Eau douce

95/5

Eau glycol

Ester Phosphate

Huile minérale

1000

997

1065

870

5.87 * 10

Module de compressibilité (Pa)

2.1 * 10

-4

9

5.80 * 10

-4

9

2.6 * 10 9

-4

6.7 * 10

9

-4

9

2.3 * 10

3.5 * 10

2.5 * 10

1.7 * 10

4180

4183

3000

1560

1890

1.50

0.59

0.30

0.50

0.11 – 0.14

Température de travail (°C)

2 - 45

30 – 50

30 – 50

70 – 90

60 – 70

Gamme de température (°C)

4 – 50

5 - 55

30 – 65

0 - >150

20 – 90

245

210

Chaleur massique à 20°C (J/Kg/K) 2

Conductibilité thermique à 20°C (W/m *°C)

Point de combustion (°C) Température d’inflammation (°C)

Non

Non

< 1000

593

310 – 360

Temps d’inflammation (sec)

0.35

0.30

0

P2.S2 + F , il y a risque de CAVITATION. P.GUIBERT

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CONJONCTEUR – DISJONCTEUR. Le conjoncteur-disjoncteur est un limiteur de pression particulier utilisé pour permettre l'alimentation, par une pompe, d'un accumulateur pneumatique monté en réserve d'énergie. On le place entre la pompe et l'accumulateur. Son fonctionnement comporte les deux phases suivantes: CONJONCTION ET DISJONCTION. • la conjonction autorise le débit de la pompe vers l'accumulateur lorsqu'il est revenu à sa charge minima,la-. • la disjonction interrompt le débit de la pompe vers l'accumulateur lorsqu'il a atteint sa charge maximale ; elle s'accompagne d'une mise en décharge de la pompe et de l'isolement de l'accumulateur par un clapet anti-retour incorporé. Cet appareil possède deux positions de travail correspondant à ces deux fonctions. Le passage de l'une à l'autre est toujours brusque. En position repos, il est en position CONJONCTION.

Il se compose d'une valve de pilotage 1, d’une valve principale 2 et d’un clapet anti-retour 3. Le fluide s'écoule d'abord de P par le clapet anti-retour dans l'accumulateur connecté en A. La pression de déclenchement (pression de coupure) est réglée sur la valve de pilotage. Par le gicleur dans le tiroir principal, la pression s'établit côté ressort, ainsi que par l'intermédiaire d'un autre gicleur sur le clapet de pilotage. Lorsque le clapet de pilotage se soulève du siège, il en résulte lors de l'écoulement de l'huile de pilotage une perte de charge sur le tiroir principal. Celui-ci se déplace vers le haut et laisse s'écouler le débit vers le réservoir. Le circuit est fermé par le clapet anti-retour. Afin que le clapet de pilotage se trouvant maintenant déchargé ne ferme par à nouveau, la pression régnant dans le circuit d'accumulation agit par la canalisation de pilotage derrière le clapet anti-retour (hachurée) sur le petit piston 4 dans la valve de pilotage. Par le piston 4 et le poussoir, le clapet de pilotage est repoussé jusqu'à ce que la pression d'accumulation soit descendue par prélèvement de fluide proportionnellement en fonction de la différence de sections du piston 4 par rapport au clapet de pilotage. A ce moment, le clapet principal se referme également et l'accumulateur est à nouveau rempli.

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Exemple : Système hydraulique avec accumulateur.

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

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

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

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Les conjoncteurs - disjoncteurs de type DA

Les valves de pression du type DA sont des conjoncteurs-disjoncteurs pilotés. Les conjoncteurs-disjoncteurs se composent essentiellement d‘un corps (1), d‘une cartouche (2) avec élément de réglage de la pression (3), d‘une partie pilote (4), d‘un tiroir principal (5) et d‘un clapet anti-retour (6). Conjoncteur-disjoncteur de type DA 6 VP Passage du débit de la pompe de P vers B en P vers T. La pompe débite par le clapet anti-retour (6) vers l‘utilisation hydraulique (P vers B). L‘huile alimente le tiroir (8) par la conduite de pilotage (7) et parvient au côté du tiroir principal (5) soumis à l‘effort du ressort en passant par le gicleur (9), ainsi qu‘au clapet (11) en passant par le gicleur (10). Dès que la pression du système hydraulique dépasse la pression de disjonction tarée à l‘élément de réglage (3), le clapet (11) se soulève de son siège (14) et se plaque contre le ressort (12). L‘huile de pilotage s‘écoule vers l‘orifice A par les gicleurs (9) et (10) et par le siège (14). Sous l‘effet de la perte de charge ainsi créée, le tiroir principal (5) se soulève de son siège et libère la liaison de P vers T. Le clapet anti-retour (6) ferme la liaison de P vers B. En raison de la différence de sections entre le tiroir et le siège, le clapet de pilotage (11) est alors maintenu ouvert par la pression du récepteur régnant en B. Passage du débit de la pompe de P vers T en P vers B. Du fait de la différence de sections égale à environ 17% (10%), la force efficace s‘appliquant sur le tiroir (8) est proportionnellement plus grande, si bien que la pression du récepteur régnant en B doit d‘abord chuter de cette même valeur avant que le ressort (12) plaque le clapet de pilotage (11) sur son siège. Il en résulte une augmentation de pression sur le côté du tiroir principal (5) soumis à l‘effort du ressort ; le tiroir principal, auquel s‘ajoute l‘effort du ressort (13), ferme la liaison de P vers T et la pompe débite à nouveau dans le système hydraulique (P vers B) en passant par le clapet anti-retour (6).

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Les conjoncteurs - disjoncteurs de type DA

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

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

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De là, le fluide est dirigé vers le réservoir, en interne par la conduite de commande (12) avec le type DA..5X/... ou en externe par la conduite de commande (13) avec le type DA..5X/..Y.. Les buses (7) et (8) provoquent une chute de pression au tiroir principal (3), ce qui a pour effet de le soulever du siège et d‘ouvrir la liaison de P vers T. Le clapet de non retour (4) ferme de A vers P. La bille (9) est alors maintenue en position ouverte par la pression du récepteur à travers le tiroir de pilotage (6). • Basculement du débit de pompe de P vers T en P vers A. La section du clapet de pilotage (6) est au choix de 10 % ou de 17 % supérieure à la surface active sur la bille (9), ce qui se traduit par une force au tiroir de pilotage de 10 % ou de 17 % supérieure à la force active sur la bille (9). Si la pression du récepteur par rapport à la pression de coupure a diminué de la valeur de l‘écart de pression de fonctionnement, le ressort (10) appuie la bille (9) sur le siège, ce qui a pour effet d‘établir une pression sur le côté du tiroir principal (3), soumis à action de ressort. Cette pression, en combinaison avec le ressort (14), met le tiroir principal (3) en position de fermeture en fermant la liaison de P vers T. La pompe débite alors à nouveau par le clapet de non-retour (4) dans le système hydraulique (de P vers A). Valve de coupure type DAW Le principe de fonctionnement de cette valve correspond à celui de la valve de type DA. Aux pressions inférieures à la pression de coupure, telle que réglée à la valve de pilotage (2), le distributeur (15) commandé par électroaimant permet de basculer à volonté entre P vers T et P vers A.

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SOUPAPE (VALVE) DE SÉQUENCE. D'une manière générale, on appelle séquence une succession de mouvements qui se produisent dans un ordre déterminé. En hydraulique, on utilise entre autres, la séquence par pression : le second mouvement se produit après la fin du premier lorsque la pression de travail de celui-ci a atteint une valeur déterminée : la pression est maintenue dans le premier circuit pendant le déroulement du second mouvement. Sa conception technologique est très proche de celle du limiteur de pression ; on retrouve les mêmes types ; • soupapes à pilotage interne, • soupapes à pilotage externe, et dans ces deux catégories, deux modes d'action : les appareils à action directe, les appareils à action indirecte. Cet appareil est normalement fermé au repos puisqu'il doit interdire l'alimentation du second récepteur pendant la première partie de la séquence. Son ouverture se fait comme pour le limiteur de pression. Toutefois, par rapport à ce dernier, l'existence d'une pression dans le circuit secondaire ne permet plus la collecte des fuites dans ce circuit. Il est alors nécessaire de prévoir un drainage externe. Lorsque le sens du débit s'inverse dans le circuit secondaire, le fluide ne peut pas traverser la soupape qui reste fermée. Il est donc nécessaire de monter en parallèle un clapet anti-retour qui est souvent inclut dans le composant. Exemple : Réalisation d’une séquence hydraulique: On alimente 0V2-A, la tige 2V1 du vérin 1A sort en premier et serre la pièce tant que la B A pression nécessaire est 70.00 Bar inférieure à 70 bar.. Quand la pièce est serrée, il n’y a plus de mouvement, la pression monte et quand elle atteint 70 bar alors 2V1 0V2 A s’ouvre et la tige du vérin 2A 45.00 Bar sort. Le mouvement de retour est 0V2-A 0V2-B donné par l’alimentation de 0V1 1V1 B 0V2-B. La tige de 2A rentre en premier (si la pression nécessaire est inférieure à 100.00 Bar 0P1 45 bar) et quand il a fini sa 1A rentrée, la pression monte, quand elle atteint à 45 bar, alors 1V1 s’ouvre et la tige Phases 0V2-A 0V2-B 1V1 de 1A rentre. 1) Repos 0 0 0 Quand une valve de 2) Sortie 1A 1 0 (BsA) séquence s’ouvre, la 3) Sortie 2A 1 0 0 pression en B est 4) Rentrée 2A 0 1 0 déterminée par l’équilibre 5) Rentrée 1A 0 1 (AsB) du piston. P.GUIBERT

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2A

Pièce

2V1 0 0 (AsB) (BsA) 0

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Valve de séquence à action directe.

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

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La pression arrivant du système (orifice A) agit sur le piston principal 2 et s'applique simultanément par une canalisation de pilotage 3 sur le tiroir de pilotage 4 et par le gicleur 5 dans le tiroir principal, elle s'applique également sur le côté du tiroir principal derrière le ressort. Le ressort 6 maintient le tiroir de pilotage dans la position de fermeture. Si la pression dépasse la valeur réglée, le tiroir de pilotage se déplace vers la droite. En l'utilisant comme valve de précontrainte ou de séquence, elle laisse s'écouler par le gicleur 7 et la canalisation de pilotage 8 le fluide depuis la chambre de ressort du tiroir principal dans le système Il (canalisation B). Par l'intermédiaire de la combinaison de gicleurs, il en résulte une perte de charge entre le côté inférieur et le côté supérieur du tiroir principal. Le tiroir principal se déplace vers le haut. La liaison de A vers B est ouverte, tout en maintenant la pression du système. L'alimentation en huile de pilotage s'y fait donc interne, comme également le retour. En utilisant comme valve de précontrainte, l'huile de fuite se trouvant au tiroir de pilotage est amenée dans la canalisation B, interne. Utilisée comme valve de séquence, la chambre du ressort doit être en décharge externe par l'orifice Y. Utilisation comme valve de mise à vide. L'alimentation d'huile de pilotage par l'orifice X et d'huile de pilotage par l'orifice Y sont externes.

La canalisation de pilotage 8 est fermée. Lorsque la pression (en X) réglée est atteinte, le côté du tiroir principal commandé par ressort est mis en liaison par le tiroir de pilotage avec la chambre du ressort de la valve de pilotage. Il en résulte une perte de charge sur le piston principal, celui-ci se soulevant du siège. Pour le retour libre de la canalisation B vers la canalisation A, on peut monter à volonté un clapet anti -retour. Utilisation en limiteur de pression. Les soupapes de séquence sont de construction très proche de celles des limiteurs de pression. On peut donc les utiliser pour toutes les applications citées à propos des limiteurs de pression. Certains constructeurs proposent des appareils qui peuvent être montés en limiteur de pression ou en soupape de séquence à pilotage interne ou externe par changement de position de certains accessoires. Par contre, l’utilisation de limiteur de pression en soupape de séquence n’est en général pas possible en raison de l’absence du drainage extérieur de fuites. P.GUIBERT

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Les valves de séquence de type DZ

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VALVE D’ÉQUILIBRAGE. La valve d'équilibrage est utilisée dans les systèmes hydrauliques pour contrôler la vitesse indépendamment de la charge (pour éviter l'emballement et donc la cavitation) de moteurs et vérins hydrauliques, de treuils hydrauliques, et sur les engins mobiles ou de manutention. Elle permet généralement la fonction le blocage, et, montée directement sur le récepteur, assure la sécurité en cas de rupture de tuyauterie entre le distributeur et la valve Il s'agit de valve de surpression différentielle équilibrée à blocage hydraulique. Elle agit comme un frein de la charge, ne produit aucune libération ou secousse. Elle équilibre la charge en créant une contre pression qui permet d’empêcher l’emballement de la charge. • orifice C2 : relié au vérin ou moteur coté charge motrice, • orifice V2 : relié au distributeur, • orifice P : relié au pilotage. Par l'action conjuguée d'un clapet anti-retour et d'une valve de surpression (incorporée), ce type de valve permet d'éviter le gonflement du vérin ou l'éclatement des tuyauteries reliant le vérin à la valve d'équilibrage en cas de surcharge importante du vérin de levage. Il s'agit de valve de surpression différentielle équilibrée à blocage hydraulique, prévue pour le contrôle des charges en mouvement. Elle est composée essentiellement • d'un corps (1), • du clapet avec piston de pilotage (7), • du siège clapet anti-retour (10), • du ressort (6). Le principe de ce type de valve consiste à avoir distinctement deux circuits • une valve unidirectionnelle (clapet anti-retour) placée à l'admission qui permet un passage libre vers l'utilisation (de V2 vers C2), • une valve de surpression différentielle qui contrôle le débit d'huile en retour sur l'autre circuit (de C2 vers V2 si l’on a l’information de pilotage P).

Doc : HYDRO TECHNIC

Cette dernière, étant différentielle, dispose d'une section réduite sur laquelle agit un ressort qui assure une pression de réglage, qui s'oppose à l'action du piston de pilotage (section S2), ce piston étant amorti par un orifice calibré de section annulaire très petite (section S1) avec S1 < S2. En vertu du rapport élevé de pilotage, il s'en suit qu'une faible pression provoque l'ouverture de la valve de surpression (ou de contrôle), ouverture qui ne peut se produire que si la conduite est sous pression. Autrement dit, il ne peut jamais arriver que la charge échappe au contrôle pendant la descente (cavitation), car les 2 circuits de la valve sont toujours sous pression. P.GUIBERT

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

Pc = pression dans le circuit qui soutient la charge, Pv = pression dans le circuit à la sortie du composant (pertes de charge retour). Ppil = pression dans le circuit qui provoque la descente de la charge. Fr = force du ressort donnée par tarage homogène à une pression de tarage Pr, S1 = section valve différentielle, S1 = section du piston de pilotage,

1A Ppil 1V2 Pv

1Z2 Pc

Pr

1V1

1V1-A

Np = rapport de pilotage de la valve.

0 Bar

1Z1

A

B

P

R

1V1-B

0P1

Un rapport de pilotage bas 3 :1 dans les cas courants ou 4,5 :1 pour des pressions plus élevées, assure une meilleure stabilité et convient en levage pour des vérins. Un rapport de pilotage élevé, 10 :1 sera préférable en translation (moteurs de véhicules), car nécessitant une pression pilote plus basse, réduisant ainsi le laminage à vitesse constante sur terrain plat. Pour un fonctionnement correct, il est conseillé de tarer la valve de 1,2 à 1,3 fois la valeur de la pression présumée dans la chambre du vérin de soutien.

Pc Fr

Ppil

Pv

L’équilibre du piston de pilotage 7 nous donne :

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

en posant : Fr = Pr . S1 , on obtient

S2

S1 S1

Ppil =

Fr − Pc.S1 + Pv S2

Pr − Pc + Pv Np

avec ici ; Np =

S2 , S1

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

Dans ces calculs, nous pouvons déduire que la pression de pilotage se réduit à une petite valeur, même en présence de charges proches de la valeur de tarage de la valve différentielle. Il résulte également que lorsque la pression réactive, sous le vérin, dépasse la valeur de tarage de la valve, il y a décharge vers le réservoir à condition bien entendu que le distributeur ait A et B vers R en position neutre (centre « Y »). Cette sécurité évite le danger de gonflement de cylindre, soit par charge excessive, soit par dilatation thermique éventuelle. De plus, cela évite qu’une pression parasitaire suite aux fuites dans le distributeur en A coté fond du vérin pilote intempestivement l’ouverture de la valve. P.GUIBERT

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BLOC DE RETENUE DE CHARGE

Cartouche à visser dans un bloc

Les valves d’équilibrage appartiennent au groupe des valves d’arrêt et sont destinées aux circuits hydrauliques. L’ouverture de la valve est obtenue soit par pilotage hydraulique, soit lorsque la pression maximum d’utilisation est obtenue. Les valves d’équilibrage permettent les fonctions suivantes: • Régulation de la vitesse d’un utilisateur en rapport avec le débit d’amenée. • Interdiction de mouvements intempestifs liés à la motricité de la charge. • Maintien de la charge exempte de fuites. • Limitation de la pression max. de l’utilisateur (pression de charge) au niveau de la pression préréglée. • Sécurité anti-chute lors de la rupture de la ligne d’alimentation de l’utilisateur. • Passage libre vers l’utilisateur par la présence d’un clapet anti-retour. Autres avantages: • Forme cartouche à visser avec implantation standard. • Construction compacte assurant un montage direct dans les fonds de vérins, blocs forés, blocs de raccordement. Les valves d’équilibrage sont montées en liaison avec des organes double effet (vérins hydrauliques, moteurs) pour assurer des fonctions de sécurité et de régulation. Les valves d’équilibrage sont à raccorder sur les lignes de retour des utilisateurs. Aussi est–il indispensable de monter une valve d’équilibrage sur chaque ligne correspondant aux mouvements aller et retour de la charge. Ces composant par construction sont étanches et ne permettent pas en position repos le passage de 1 vers 2. Sécurité : Pour éviter des mouvements incontrôlés des utilisateurs en cas de rupture des flexibles ou des tuyaux des vérins, il est indispensable de monter les valves d’équilibrage entre le flexible et l’utilisateur à protéger. P.GUIBERT

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Document La valve est constituée essentiellement d’un corps, d’un clapet anti-retour, d’un ressort de rappel, d’un ressort de tarage, d’un dispositif de réglage de la précontrainte de ce ressort et d’un tiroir de régulation traité et rectifié. Lors du levage de la charge, le passage de l’huile vers l’utilisateur s’effectue au travers d’un clapet anti-retour (2 vers 1) et ceci sous peu de perte de charge. En position verrouillée, l’utilisateur est maintenu en position, grâce à un système clapet sur siège exempt de fuites. Il convient de s’assurer, que l’orifice 3 de la valve d’équilibrage se trouve décompressé. La pression de l’utilisateur (pression de charge) à l’orifice 1 agit à l’intérieur de la valve sur une section annulaire du tiroir de régulation et tend à comprimer le ressort de tarage. Le tiroir de régulation se déplace vers le haut et se libère du clapet anti-retour autorisant le passage de 1 vers 2, ce qui permet une limitation de la pression de l’utilisateur (pression de charge). Le réglage de la pression max. de l’utilisateur doit être environ de 20 % supérieur à la pression normale maximale exigée par la charge. Lors de la descente de la charge (débit de 1 vers 2), la valve d’équilibrage se trouve pilotée par la pression reliée en 3. Le débit de décharge subit un laminage au niveau de l’arête de régulation du tiroir de régulation, afin de correspondre au débit d’alimentation de l’utilisateur. Un mouvement de motricité de la charge se trouve ainsi évité.

Doc : HYDAC

Rapport des sections de pilotage. Pression préréglée Pe. La pression de réglage doit être de 1,2 fois supérieure à la pression nécessaire au déplacement de la charge maxi. • Pe = pression préréglée en bar avec; Pe ≥ 1,2 * P1 • P1 = pression correspondant au déplacement de la charge maxi en bar Pression de pilotage Pst. Calcul de la pression Pst de pilotage à l’orifice 3, afin de déverrouiller la valve (débit de 1 vers 2). • Pst = pression de pilotage en bar à l’orifice 3 • P2 = pression en bar à l’orifice 2

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

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Les valves d’équilibrage servent à la régulation de la vitesse des mouvements d’utilisateurs et de fonctions de sécurité et de maintien de la charge. Cas d’applications préférentiels: • Plateformes de levage. • Hydraulique mobile. • Grues. • Chariots élévateurs. • Treuils de halage. • Presses à injecter. • Métallurgie. • Off–Shore. • Construction navale. Exemple : Autorisent le mouvement exempt d’à-coups d’un utilisateur, lorsque pour des mouvements tirants ou poussants, la charge devient motrice.

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

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Exemple : Valve d’équilibrage à pilotage interne.

Pour ce circuit, en rentrée de tige la charge est motrice. Pour éviter la cavitation côté tige en rentrée de tige, on place côté fond une soupape d’équilibrage 1V2 à pilotage interne, tarée à une pression supérieure à celle créée sous le poids de la charge (ici sous 4000 daN avec une section de 78,54 cm², une pression de 51 bar est créée, on prendra 2V1 tarée à 60 bar). Si on fait l’équilibre du piston : P1*S1-P2*S2-F=0 avec P1 = 60 bar on trouve P2 = 18 bar donc il n’y a pas de cavitation coté tige.

P2 4000 k g S2=40,06 cm ² 1A

1V 2

P1 S1=78,54 cm ² 60 Bar

1V1

0V 1

1V1-A

1V1-B

100 Bar

0P1

Exemple : Valve d’équilibrage à pilotage externe.

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

P2 4000 k g S2=40,06 cm ² 1A

1V 2

P1 S1=78,54 cm ² 60 Bar

1V1

0V 1

1V1-A

1V1-B

100 Bar

0P1

Application numérique : Pression due à la charge, 4000 / 78,54 = 51 bar ⇒ Pc = 51 bar Pression de tarage : 1,2 fois la pression due à la charge, soit 1,2 * 51 ≈ 60 bar ⇒ Pr = 60 bar La pression de pilotage à l’ouverture Ppil = P2

avec

Ppil =

Pr − Pc + Pv Np

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

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SOUPAPE DE RÉDUCTION DE PRESSION. Il est parfois nécessaire, dans une partie du circuit, de maintenir la pression à une valeur déterminée, lorsque la pression amont dépasse cette valeur. La soupape de réduction de pression est l'appareil qui réalise cette fonction. La soupape de réduction de pression est normalement ouverte au repos : c'est la pression aval qui commande son fonctionnement.

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

P aval

P

P amont

S'il n'y a plus de débit en aval, la soupape reste fermée tant que la pression aval se maintient à la valeur de consigne. Lorsqu'on inverse le débit, une élévation de pression dépassant la valeur de consigne ferme l'appareil. Pour permettre la libre circulation du débit, il est nécessaire de placer un clapet antiretour aux bornes de l'appareil. Il est souvent incorporé. Réducteur de pression piloté 2 voies.

Pour des débits de fluide plus importants, on utilise des réducteurs de pression pilotés. La valve de pilotage 1 est un limiteur de pression à commande directe. La valve principale 2 à un piston qui garantit un débit libre de B vers A dans la position de sortie. La pression de sortie désirée est réglée sur le ressort 3 de la valve de pilotage.

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La pression en A agit sur la face inférieure du piston et, par la canalisation de pilotage 4 et des gicleurs 5 et 6 sur le clapet de pilotage 7, derrière le ressort du piston principal. Aussi longtemps que la pression d'entrée est inférieure à la pression réglée, le tiroir principal reste dans la position ouverte par l'intermédiaire du ressort 8. Lorsque la pression en A atteint la valeur réglée, la valve de pilotage s'ouvre et du fluide de pilotage s'en écoule. La perte de charge en résultant laisse monter le tiroir principal vers le haut dans le sens de la fermeture. Il ne s’écoule plus que la quantité de fluide vers la sortie de la valve, pour que la pression en A ne soit pas dépassée. Si le récepteur ne prélève pas de fluide, le tiroir principal est fermé. Pendant la fonction de réglage, le fluide s’écoule constamment à travers la valve de pilotage vers le réservoir. Dans le sens d’écoulement de A vers B, le clapet anti-retour a un débit libre. Réducteur de pression piloté 3 voies. Lorsque le récepteur est soumis à des forces mécaniques extérieures, le modèle de réducteur de pression standard ne suffit plus pour maintenir une pression en aval dans des tolérances acceptables. Il faut, pour cela, aménager la possibilité de décomprimer la pression allant vers le récepteur A cet effet, on se sert d'un limiteur de pression, taré légèrement au dessus de la pression du réducteur. Cette association d'une valve de limitation et de réduction de pression peut facilement être réalisée dans le corps d'un réducteur de pression 3 voies. Dès que la pression du récepteur croît, le tiroir de la valve interrompt dans un premier temps la liaison entre la pompe et le récepteur et, quasiment en même temps, met ce dernier en liaison avec le réservoir La figure, ci-contre, représente une telle valve en version commande directe.

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

INCORRECT

A

? A P

L

?

P

L

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

A

? A

P

L

P

?

L

A

A

P

L

P

?

?

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

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L

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

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE CORRECT

INCORRECT

A

P

A

L

P

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

L

? ?

A

P

A

L

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P

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L

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

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

1A

1V1

2V2 1V1-B

1V1-A

2V1

2V2-A

2V2-B

0V1

100 Bar

100 bar 0P1 maxi

50 Bar

50 bar maxi

En utilisation, les bobines 1V1-A et 2V2-A sont alimentées, les distributeurs 1V1 et 2V2 sont en position flèches parallèles. Si la pression du circuit est inférieure à 50 bar (par exemple 30 bar), alors 1A et 2A travailleront à 30 bar. Mais si la pression nécessaire pour le vérin 1A est supérieure à 50 bar, alors 2A ne travaillera qu’à 50 bar. La pression de travail maxi de 1A est de 100 bar. Remarque : Pilotage des soupapes de réduction de pression. Soupapes de réduction 2 voies Soupapes de réduction 3 voies 1V1 1V2

A

B

Y

Po

B

A Ppil

Ppil Pr = 0

X Pr

R

Po

La pression de tarage est donnée par le ressort Tarage du ressort : mini. Réglage de pression par le limiteur de plus par le tarage du limiteur de pression. pression. ⇒ Ppil = Pr + Po Permet en cas de surpression en B une décharge par le limiteur de pression sans influence en A. ⇒ Ppil = Po • •

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Réducteur de pression piloté 2 voies. Doc.

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CHAP : 5-1 page 33

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Réducteur de pression piloté 3 voies. Doc.

La valve de type DR1 est un réducteur de pression à action directe en version à 3 voies. En position initiale, la valve est ouverte et le fluide hydraulique peut s‘écouler librement du conduit P vers le conduit A. La pression dans le conduit A agit simultanément par la conduite de commande (6) sur la face du tiroir à l‘encontre du ressort de compression (3). Si la pression dans le conduit A dépasse la valeur de tarage du ressort de compression (3), le tiroir de commande (2) se met en position de réglage et maintient la pression de réglage dans le conduit A à une valeur constante. L’huile de commande viennent en interne par la conduite de commande (6) du conduit A. Si la pression dans le conduit A continue à augmenter sous l‘effet de forces externes agissant sur le récepteur, le tiroir de commande (2) continue à se déplacer à l‘encontre du ressort de compression (3), ce qui a pour effet de mettre le conduit A en liaison avec le réservoir par l‘arête de commande (8) du tiroir de commande (2). Le fluide hydraulique s‘écoule alors vers le réservoir jusqu‘à ce que la pression ne puisse plus augmenter. Le retour de l‘huile de drainage du logement de ressort (7) se fait toujours en externe par le conduit T (Y). Pour assurer un libre retour du conduit A vers le conduit P, on peut monter, au choix, un clapet anti-retour (5). Un raccord manométrique (1) permet le contrôle de la pression secondaire.

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SOUPAPE OU VALVE PARACHUTE. Cet appareil est utilisé en sécurité à manque de pression. Son rôle est de « geler », le récepteur en position en cas de rupture de tube ou de flexible. Il devra pour assurer sa fonction être flasqué directement sur le vérin. Le clapet parachute est constitué d'une bille 1 et d'un ressort 2 ajustés à l'intérieur d'une cartouche à visser 3. Le corps de la cartouche est muni de deux ouvertures fraisées E et d'un double siège S1-S2. L'orifice P2 venant de la pompe arrive côté ressort. L'orifice P1 côté bille est branché sur le récepteur. En cas de rupture de tube (entre P2 et SE par exemple) la différence de pression entre P1 et P2 augmente puisque la pression P2 tend à zéro. Lorsque ∆P entre les deux orifices atteint le tarage du ressort 2, la bille 1 se déplace et vient s'appliquer sur le siège S2. Le vérin s’immobilise « gelé » sans fuite.

Le clapet parachute devra être réglé pour un débit de fermeture toujours supérieur au débit maximum requis pour le fonctionnement du vérin, sinon il y aurait fermeture intempestive du clapet. On devra également tenir compte de la viscosité du fluide qui influence sensiblement la perte de charge qui s’oppose au ressort 2.

Si l’on souhaite descendre la charge après rupture du tube, un moyen de manutention extérieur à l’équipement est nécessaire. Pour cette raison, certains constructeurs munissent l’anti-retour 1-2 d’un ajustable permettant de descendre doucement la charge. Une autre solution consiste à adapter cet ajustable en dérivation dans un bloc isolé par une vanne manuelle.

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Schématisation.

2

1

La valve parachute est utilisée dans les systèmes hydrauliques pour assurer la sécurité des vérins simple effet en cas de rupture des tuyauteries flexibles. Elle est composée essentiellement d'un corps (1), d'un clapet (9), d'un ressort (10) et d'une vis de réglage (5). Fonctionnement :

L'orifice (A) est raccordé coté distributeur, et l'orifice (B) . coté vérin, en rigide. Le montage d'un organe de régulation du débit est obligatoire entre la valve parachute et le distributeur. La tuyauterie flexible sera montée entre la valve parachute et l'organe de régulation du débit. En fonctionnement normal, la valve parachute est passante dans les 2 sens. S'il y a rupture de tuyauterie flexible, le débit de (B) vers (A) augmente et la perte de charge crée par ce dernier, repousse le clapet (9) contre son siège. La valve est fermée. Le jeu entre le clapet et son siège est réglable au moyen de la vis (4). Plus le jeu est petit, plus la perte de charge entre (B) et (A) sera grande, et de ce fait plus le débit de fermeture du clapet sera petit

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VALVE DE RÉGULATION (document « QUIRI® »). Schéma :

La valve de régularité permet de contrôler la vitesse d'une charge lorsque celle-ci tend à devenir motrice et à entraîner le récepteur (vérin ou moteur hydraulique). Elle se monte du côté où la charge est à équilibrer si possible flasquée sur le récepteur pour des raisons de sécurité. Elle se compose, d'un corps en fonte, d'un clapet anti-retour, d'un limiteur de pression, d'un tiroir de régulation à section progressive et à clapet de retenue, ainsi que d'un piston pilote.

Détail :

La valve de régulation a pour fonctions : •

Assurer un mouvement régulier à vitesse proportionnelle au débit d'alimentation, indépendant des variations de charge et de température (viscosité).

•

Maintenir en position la charge dès l'arrêt de la manoeuvre (fonction similaire à celle d'un clapet anti-retour piloté).

•

Contrôler la charge même en cas de rupture de conduite d'alimentation lorsque celui-ci est monté directement sur le récepteur.

•

Protéger le récepteur contre les surcharges accidentelles et les expansions thermiques quand il est prévu avec limiteur de pression.

•

Permettre un arrêt du mouvement sans choc et un démarrage immédiat.

EXEMPLE DE FONCTIONNEMENT. LEVAGE DE LA CHARGE. L'alimentation du vérin en levage (L) se fait directement à travers le clapet anti-retour (CA) ce qui a pour effet un démarrage immédiat. DESCENTE DE LA CHARGE. Dès que la pression nominale de pilotage est atteinte (orifice x) le clapet de régulation à orifice variable (CR) s'ouvre et se positionne de telle sorte que la perte de charge à travers celui-ci soit égale à la pression utile pour équilibrer la charge. Ainsi la charge est contrôlée pendant toute la descente. Dans le cas où la charge augmente (basculeur) la perte de charge créée par le clapet de régulation n'est plus suffisante, le mouvement a alors tendance à s'accélérer et de ce fait la pression en X diminue; le clapet de régulation a tendance à se fermer provoquant une augmentation de perte de charge jusqu'à un nouvel équilibre de la charge. La vitesse de déplacement du vérin est donc indépendante des variations de charge et de viscosité, elle dépend uniquement du débit d'alimentation. L'alimentation du mouvement est amortie par le freineur (G) lorsque le clapet de régulation se ferme ce qui provoque un arrêt en souplesse sans choc. NOTA : Le clapet anti-retour (Cp) permet le pilotage immédiat du clapet de régulation, ce qui évite les surpressions au démarrage du récepteur.

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Système hydraulique pour le cas d'utilisation avec changement de charge. Doc REXROTH Pour la commande de systèmes de basculement, de portes d'écluses, de ponts roulants, de barrières, etc ... une modification du sens de charge peut se produire sur le récepteur, c'est-à-dire que pendant le processus du mouvement, la direction de la force due à la charge s'inverse. Afin que le récepteur ne se déplace pas plus vite à cause de la charge (vitesse prévue par le débit fourni), des valves d'équilibrage (8 et 9) sont montées dans l'exemple fourni. Les deux pompes à débit constant 1 et 2 débitent à travers les clapets anti-retour 5 et 6 dans la canalisation pression allant au distributeur 7. A l'aide des limiteurs de pression pilotés 3 et 4, les pompes peuvent débiter au réservoir sans pression, grâce aux distributeurs montés pour le dé-pilotage des limiteurs. Si, par exemple, le vérin 12 doit sortir, le fluide peut librement être amené par la valve de freinage 8. La valve de freinage 9 est commandée par le côté d'alimentation. Si le vérin, du fait d'une modification de charge, est plus rapide que prévu, la pression d'ouverture diminue; on dit qu'il y a tendance à caviter. Le tiroir de la valve de freinage se déplace de ce fait dans le sens de la position de fermeture et freine le vérin. La vitesse est par conséquence tenue constante indépendamment de la charge. Les limiteurs de pression 10 et 11 servent de sécurités secondaires.

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SOUPAPE DE FREINAGE. Les soupapes de freinage sont essentiellement du même type que les soupapes de sécurité ou les soupapes de séquence auxquelles on a apporté les modifications suivantes (voir figure) : •

le tiroir principal ne comporte pas de passage interne comme les tiroirs de type standard,

•

un orifice supplémentaire (F) donne accès au fluide dans la cavité située entre le tiroir principal et le piston piloté. La pression nécessaire pour soulever le tiroir principal est 10 à 20 fois plus élevée si on utilise l'orifice (D) au lieu de l'orifice (F).

Ce composent est unidirectionnel, la fonction soupape de freinage se fait de (A) vers (B), un CAR permet au fluide de passer librement de (B) vers (A). Fonctionnement : •

Quand la charge s'oppose à la rotation du moteur hydraulique : La pression de travail agit sous le tiroir de la soupape (F) et la maintient en position ouverte. Le fluide en provenance du moteur retourne au réservoir en passant de (A) vers (B) par la soupape de freinage ouverte et le distributeur.

•

Quand la charge agit dans le même sens que la rotation du moteur hydraulique : On remarque une diminution de pression dans la canalisation d'admission du moteur hydraulique, du même coup, elle entraîne une diminution de la pression dans la conduite (F). On assiste alors à la fermeture partielle de la soupape de freinage sous l’action du ressort. Cette fermeture partielle de (A) vers (B) réduit le débit retour du moteur et crée une augmentation de pression dans la canalisation (A). L’équilibre du tiroir sous l’action du ressort d’un coté et de la pression dans (A) de l’autre coté maintient le tiroir dans une position permettant le contrôle de la charge liée au moteur.

•

Si on place le distributeur dans sa position centrale : La pression sur l'orifice de pilotage (F) devient nulle, ce qui permet la descente et la fermeture du tiroir principal. Dans cette position centrale du distributeur, le moteur devient une pompe hydraulique car l'inertie de la charge continue à faire tourner le moteur. Le fluide, poussé dans la canalisation (A), crée une contre pression. Il agit alors sous le tiroir pilote et maintient le tiroir de la soupape dans une position intermédiaire qui permet au fluide de circuler jusqu'au réservoir en passant par le distributeur.

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RÉGULATION DE DÉBIT. En hydraulique la vitesse d’un actionneur est proportionnelle au débit qui l’alimente. Pour contrôler sa vitesse, il faut donc contrôler la valeur de ce débit. Différents types. •

Limiteur de débit : Il permet de maintenir à une valeur donnée le débit, si la différence de pression aux bornes de cette valve est constante (charge sur l’actionneur constante).

•

Régulateur de débit : Il permet de maintenir à une valeur donnée le débit, même si la différence de pression aux bornes de cette valve varie (charges sur l’actionneur variables).

•

Diviseur de débit : Il permet d’alimenter, à l’aide d’un seul générateur de débit (pompe), plusieurs actionneurs.

•

Clapet anti retour : Il autorise ou interdit la circulation d’un fluide dans un sens donné.

1A

Principe du contrôle de la valeur du débit. On choisit un générateur de débit ayant un débit nominal constant supérieur au débit souhaité par l’actionneur et en ajustant la charge totale du circuit pour qu’elle soit égale à celle correspondant à ce débit. On obtient ce résultat en créant dans le circuit des pertes de charges supplémentaire (étranglement) qui provoquent en amont, une augmentation de pression égale à la perte de charge due à leur traversée. Soit un circuit comportant un vérin qui doit fournir un effort donné ; nous nous proposons de déterminer graphiquement, sur la courbe de débit utilisable, le point de fonctionnement du circuit. Le générateur du circuit est à débit constant, de valeur nominale QN.

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1V1 1V1-A 0V1

1V1-B

0Z1

0P1

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Détermination du point de fonctionnement. a) Fonctionnement à vide : Lorsque le récepteur (vérin) fonctionne à vide, on peut lire une valeur PV sur le manomètre 0Z1 ; c'est la valeur de la pression à vide du circuit. Elle sert à vaincre : • les résistances mécaniques du récepteur, • les pertes de charge du circuit. Si, par un moyen approprié, on fait varier le débit dans le circuit de la valeur Q = 0 à la valeur QN, on lit les différentes valeurs correspondantes de la pression, à vide. On constate que ces valeurs croissent avec le débit : elles correspondent : • aux résistances mécaniques du récepteur qui restent constantes, • aux pertes de charge du circuit qui croissent comme le carré de Q. En reportant sur le graphique du débit utilisable du circuit les points correspondant à chaque couple de valeur (Q, PV), on obtient la courbe CV, appelée courbe de charge à vide du circuit. Cette courbe rencontre la courbe de débit utilisable QU au point V qui est le point de fonctionnement à vide du circuit.

Diagramme de fonctionnement d’un circuit. • CV : courbe de charge à vide. • C : courbe de charge totale. • ∆PU : variation de pression demandée par l’actionneur.

b) Fonctionnement en charge Pour chaque valeur du débit, les résistances mécaniques de l’actionneur (vérin) et les pertes de charge du circuit sont données par l'ordonnée des points correspondants de la courbe de charge à vide. Pour une charge donnée, la variation de pression demandée par le récepteur ne dépend que de la résistance rencontrée par celui-ci ; dans ce cas, elle est constante quel que soit le débit. Ainsi on obtient la courbe de charge totale C du circuit en translatant la courbe de charge à vide d'une quantité égale à la variation de pression demandée par le récepteur. Le point de fonctionnement M du circuit se trouve à l'intersection de la courbe de débit utilisable et de la courbe de charge totale du circuit. La pression correspondante est la pression de travail du circuit. La pression de travail du circuit est égale à : • PT = pertes de chargé du circuit + résistances mécaniques du récepteur + variation de pression pu demandée par l’actionneur (vérin). On peut noter que le débit utilisable varie peu tant que le point de fonctionnement du circuit reste sur la portion QN-L de la courbe de débit utilisable, c'est à dire tant que la pression de travail est inférieure à la pression d'ouverture P0 du limiteur de pression du circuit. Lorsque, au contraire, le point de fonctionnement se trouve sur la branche L-PT, le débit utilisable varie beaucoup ; cela se traduit par une variation importante de la vitesse de travail du récepteur.

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Rappel : Relation « débit-pression ». L’équation de BERNOULLI nous donne pour un étranglement la relation suivante : 2

1

P1+ ρgz1+ 1 .ρ.V1² = P2+ ρgz2 + 1 .ρ.V2² 2 2

en Système International

S

Q

Q1

Q2

P1 D1

P2 D2

∆P

• P1 et P2, pressions en 1 et 2 ; • V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ; • ρ = masse volumique de l’huile, g = accélération due à la pesanteur ; • z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ; • D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2 Avec Q1 = V1 . S1 et Q2 = V2 . S2, ici Q1 = Q2 = Q, et en écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression : Q= c.S2.

2. ∆P ρ

avec en plus ; c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75).

On peut aussi écrire cette relation sous la forme : Q = K. ∆P

avec K = c. S .

2 ρ

Section équivalente de 2 étranglements montés en série et en parallèle. - Montage en parallèle : Q = Q1 + Q2 et

∆P = ∆P1 = ∆P2 S2

Q1

Q2

ö Séq = S1 +S2

∆P = ∆P1 + ∆P2 Q1² Q1 = K.S1. ∆P1 , ö ∆P1 = K ².S1² Q 2² Q2 = K.S2. ∆P2 , ö ∆P2 = K ².S2² Q² ⎛ 1 1 ⎞ .⎜ ∆P = ∆P1 + ∆P2 = + ⎟ K ² ⎝ S1² S2² ⎠ ⎛ S1 . S2 ⎞ Q² ⎛ S1² + S2² ⎞ ⎟ . ∆P .⎜ ∆P = ⎟ ö Q = K. ⎜ ⎜ S1² + S2² ⎟ K ² ⎝ S1².S2² ⎠ ⎝ ⎠ avec Q = K . Séq . ∆ P S1 . S2 ö Séq = S1² + S2² P.GUIBERT

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Q

Q

et

∆ P2

S2

∆P

Q2 S1

Séq

∆P

∆ P1

- Montage en série : Q = Q1 = Q2

Séq

∆P

avec Q = K.Séq. ∆P

S1

∆ P2

ö Q = K.(S1 + S2). ∆P

∆ P1

Q1 = K.S1. ∆P1 , Q2 = K.S2. ∆P2

Q1 Q

Q

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LIMITEUR DE DÉBIT. Le limiteur de débit (étrangleur) est un appareil qui permet de réaliser, au point où il est placé, un étranglement réglable ou non. Le sens de circulation du fluide dans un étrangleur est indifférent. Il existe deux catégories d'étrangleurs : les uns sensibles à la viscosité, les autres insensibles à la viscosité ; ces dernier se caractérisent par une largeur d'étranglement nulle, et de section non réglable ou réglable. Ils se représentent par des symboles différents.

Limiteur de débit sensible à la viscosité

Limiteur de débit insensible à la viscosité

Principe de fonctionnement. Un étrangleur provoque dans le circuit une augmentation des pertes de charge, proportionnelle au carré du débit qui le traverse. Toutes les courbes de charge sont modifiées et deviennent C'V et C'M. Le point de fonctionnement s'est déplacé de M en M', dans la partie de la courbe QU correspondant au fonctionnement du limiteur de pression. Le débit utilisable est tombé à la valeur ou et la différence de débit QM - QU est dérivée au réservoir à travers le limiteur de pression. Le placement d'un étrangleur dans un circuit à générateur à débit constant provoque une élévation de Modification des courbes de la pression de travail suffisante pour créer à travers le charge à vide et totale par un étrangleur placé dans le circuit. limiteur de pression une fuite fonctionnelle qui réduit le débit utilisable à la valeur désirée. Dans ces conditions, le rendement du circuit diminue, en effet : • la puissance restituée au récepteur diminue d'une quantité égale à (QM - QU) * ∆P. • la puissance absorbée augmente de la quantité (PM – PM’) * QM. On peut vérifier que les pertes dans le circuit sont plus importantes ; en effet : • les fuites internes ont augmenté avec la pression de travail. • il s'est produit une fuite fonctionnelle à travers le limiteur de pression. • l'étrangleur provoque une perte de charge supplémentaire. Limites d'emploi. Reprenons le graphe de fonctionnement d'un circuit avec étrangleur sur lequel les courbes de charge sont CV et CM. Lorsque la charge de l’actionneur varie,la courbe de charge totale CM se déplace en C’M par suite de l'augmentation de la charge de l’actionneur, on constate une diminution du débit ; la perte de charge dans l'étrangleur a diminué avec le débit le traversant, mais insuffisamment pour compenser l'augmentation de charge de l’actionneur. Lorsque la courbe de charge totale CM se déplace en C"M. par suite de la diminution de la charge de l’actionneur, on constate de la même façon une augmentation du débit. Si Variation du débit avec la charge cette diminution est importante, la nouvelle pression de de l’actionneur. travail qui s'établit peut être inférieure à la pression d'ouverture du limiteur. Il n'y a plus alors de réduction du débit. P.GUIBERT

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Généralités. Comme leur nom l'indique, les appareils de réglage du débit sont des soupapes hydrauliques qui influent particulièrement sur le débit. On les utilise pour commander la vitesse de travail des vérins et moteurs hydrauliques. Pour les limiteurs de débit, le débit dépend de la différence des pressions en aval et en amont de l'étranglement. En cas de fluctuations de la pression d'entrée ou de la contre pression, la différence de pression à l'étranglement varie, ce qui entraîne également une variation de débit. L'emploi des limiteurs de débit n'est donc possible que si les pressions varient peu ou lorsqu'on tolère - ou même souhaite - une vitesse de piston dépendant de la résistance de charge. C’est à dire que plus la charge sur l’actionneur augmente, plus la vitesse diminue. Le retour d'un vérin ne devant généralement pas être étranglé, les limiteurs de débit sont souvent combinés avec des clapets de non-retour appropriés qui génèrent souvent des pertes de charge très importantes. Hypothèses : Application.

1A

Vs

32.00 mm 22.00 mm 200.00 mm

S2

S1

1Z1

1Z2

1V2 4 l/min

1V1 1V1-A

1V1-B

0Z1

0V1 120.00 Bar

0P1 10 l/min

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Fs

On négligera les pertes de charge et les débits de fuite. Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie : Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée : Vr = 0,4 m/s. Étude en sortie de tige. Le limiteur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par le limiteur de pression 0V1. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de 120 bar. Cas A : l’effort Fs est faible. Si Fs = 160 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 20 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. On règle le limiteur de débit 1V2 à 4 l/min, nous avons donc :

QA = K. ∆P = K. 120 − 20 = K. 100 = 10.K Cas B : l’effort Fs est important. Si Fs = 800 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 100 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. Le limiteur de débit 1V2 est toujours réglé à 4 l/min, nous avons donc :

QB = K. ∆P = K. 120 − 100 = K. 20 = 4,5.K Comme K reste constant, alors QA ≠ QB, ce qui montre que QB < QA, c’est à dire que la vitesse de sortie sous charge est plus faible (ici ≈ la moitié) que la vitesse de sortie sans charge. .

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Principe du contrôleur de la valeur du débit.

On choisit un générateur de débit constant ayant un débit supérieur au débit souhaité pour l’actionneur. Montage en série (montage le plus utilisé). 1A

A

A

1V2

1V3 B

Soit le vérin 1A (avec k = S2/S1), 1V2 et 1V3 sont des étranglements (limiteurs de débit) taré à Q2 et Q3 placés entre le distributeur et l’actionneur pour contrôler le débit dans les deux sens, ce qui permet un effet de retenue qui évite la cavitation en cas de charge motrice dans le sens du mouvement.

B

Phases

1V1

0V1

1V1-A

1V1-B

1V1-A 1V1-B

1V2

1V3

Repos

0

0

0

0

Sortie

1

0

CAR (BsA)

Q3 (AsB)

Rentrée

0

1

Q2 (AsB)

CAR (BsA)

Bobine : 0 = non alimentée ; 1 = alimentée.

0P1

Le débit de la pompe QP étant supérieur à k.Q2 et à 1/k.Q3, alors le limiteur de pression 0V1 est ouvert et laisse passer le débit complémentaire à la pression d’ouverture de 0V1.

Il existe aussi des montages ou les étranglements sont inversés et des montages ou les deux étranglements sont « tête bêche »sur une même ligne pour contrôler le débit dans les deux sens.

Freinage sur l’alimentation

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Freinage sur retour

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Montage en dérivation. 1A

Ce montage permet d’évacuer l’excédent de débit vers le réservoir en sortie de tige. A 1V2

La perte de charge dans l’étrangleur est égale à la pression qui s’établit à l’entrée du récepteur 1A (côté fond). Le limiteur de pression 0V1 reste fermé.

1V1

B

1V1-A

1V1-B

0V1

0P1

Montages permettant de commander un débit. 1A

1A

1V2

1V2 1V3

1V3

1V2-A

1V2-A 1V1

1V1

1V1-A

1V1-A

1V1-B

P

1V1-B

0V1

0V1

0P1

Ce montage permet de commander, avec 1V2-A, deux débits lors d’un déplacement de 1A, ce qui permet d’obtenir deux vitesses différentes.

0P1

Ce montage permet de commander, avec 1V2-A, deux débits lors d’un déplacement de 1A, ce qui permet d’obtenir deux vitesses différentes.

Remarque : Il faut faire attention et calculer en fonction de la charge, la pression dans les chambres coté fond et coté tige du vérin. Dans certain cas, ces solutions provoquent des pressions très importantes (supérieur à Po) coté tige.

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Limiteur de débit : débit jusqu’à 10 l/min. Doc :

Le limiteur de débit à un sens avec clapet anti-retour permet un réglage précis d'un fluide hydraulique, ainsi qu'un retour libre (non étranglé) dans le sens opposé. Le fluide peut s'écouler librement par le clapet anti-retour incorporé. Il se compose essentiellement d'un corps, d'un élément de réglage avec une vis de blocage, et d'un clapet anti-retour. En tournant le bouton de réglage vers la gauche, le plongeur à étrangleur augmente la section de passage jusqu'à sa pleine ouverture. En tournant le bouton de réglage vers la droite, le plongeur à étrangleur diminue la section de passage jusqu'à fermeture sans fuite. Sur le bout du plongeur est monté un vernier couleur pour le réglage répétitif. La sûreté de réglage se fait par une vis de blocage. Le débit est influencé par la variation de viscosité de l'huile ainsi que par la variation de pression de service. Limiteur de débit CETOP 3. Ils peuvent être simple ou double. Doc : Deux étrangleurs réglables, placés symétriquement limitent les débits dans un sens et permettent un retour libre dans le sens inverse par des clapets anti-retour. Le fluide dans la canalisation A pousse le piston (16) contre la vis de réglage (15) et passant par la section d'étranglement (fraisages en "V" sur le piston (6) arrive en A1. L'huile refoulée depuis le récepteur s'écoule librement par le piston 5 de B1 vers l'orifice B.

Pour modifier la vitesse d'un actionneur (limitation du débit principal), le double étrangleur avec clapet anti-retour est monté entre le distributeur et l'embase. Limitation du débit de pilotage. Sur des distributeurs pilotés, le double étrangleur avec clapet anti-retour peut être utilisé comme temporisation (limitation du débit de pilotage). Il est alors monté entre la valve de pilotage et la valve principale.

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RÉGULATEUR DE DÉBIT À DEUX VOIES. Un simple étrangleur ne permet pas de conserver constante la vitesse d'un récepteur dont la charge varie au cours du fonctionnement. Pour y parvenir, il faut utiliser un nouvel appareil à étranglement, le régulateur de débit. Les figures représentent son symbole suivant qu’ils sont sensibles ou insensibles à la viscosité, ce symbole se distingue de celui de l'étrangleur par la présence d'un cadre en trait plein et de la flèche qui indique le sens de débit sur lequel le régulateur a une action.

Régulateur de débit sensible à la viscosité

Régulateur de débit insensible à la viscosité

Principe de fonctionnement. Reprenons, le diagramme qui nous a permis d'expliquer l'action d'un étrangleur sur un circuit. CV et CU sont les courbes de charge à vide et totale du circuit, qui viennent en C'V et C'M après montage d'un étrangleur.

Nous avons constaté les phénomènes suivants • lorsque le point de fonctionnement M' ne varie pas, la perte de charge aux bornes de l'étrangleur, représentée par B'-D', reste constante ; • lorsque la charge de l’actionneur, représentée par D'-M', varie, le point M' se déplace et le débit varie, entraînant une variation de même sens de la perte de charge B'-D' à travers l'étrangleur, insuffisante pour compenser la variation de charge de l’actionneur. Cette compensation ne peut s'obtenir que par l'emploi d'un second étrangleur variable. C'est ce qui est réalisé dans le régulateur de débit à deux orifices (voies). On y trouve : • l'étranglement calibré Ec, servant au contrôle du débit : il est traversé par un débit rigoureusement constant lorsque la perte de charge qui s'établit à ses bornes reste constante ; • l'étranglement variable Ev, réalisé par un tiroir soumis aux pressions qui règnent de part et d'autre de Ec, l'action d'un ressort s'ajoutant à celle de la pression la plus faible. Ce tiroir occupe une position d'équilibre stable, tant que la résistance du ressort équilibre la différence entre ces deux pressions. Cette différence, égale à la perte de charge à travers l'étranglement calibré Ec, est alors constante ; il en est de même pour le débit qui le traverse. Lorsque la charge de l’actionneur varie, la variation de la différence de pression aux bornes de Ec rompt l'équilibre du tiroir. Celui-ci se déplace alors jusqu'à une nouvelle position d'équilibre obtenue lorsque la variation de perte de charge à travers Ev a entièrement compensé la variation de charge de l’actionneur. P.GUIBERT

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Diagramme d’action étrangleur sur un circuit.

d’un

Coupe schématique d’un régulateur de débit.

Ev

Ec

Représentation symbolique détaillée d’un régulateur de débit.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE La dissymétrie de construction du régulateur de débit explique qu'il ne puisse fonctionner que pour un seul sens de circulation du fluide ; c'est pourquoi il est monté avec un clapet anti-retour interne. Ce clapet anti-retour interne. génère souvent des pertes de charge très importantes. Il est souvent préférable d’ajouter un clapet anti-retour externe calibré à la valeur du débit de B vers A.

U FR M I M 1V2

1V1

A

Généralités. Lorsqu’il est nécessaire que la vitesse de la tige d’un vérin ou d’un moteur hydraulique soit indépendante de la charge, on a recours à un régulateur de débit. En principe, celui-ci est constitué de deux soupapes d'étranglement montées en série. La résistance d'écoulement de l'une des soupapes d'étranglement (balance de pression différentielle) varie automatiquement en fonction des conditions de pression extérieures, de sorte que la différence de pression à l’autre soupape (limiteur de débit) est maintenue constante. Il en résulte que, pour, une valeur de tarage déterminée de l'étranglement de mesure, le débit est également constant. Fonctionnement.

Le débit est constant à condition que la chute de pression à l'étranglement du limiteur de débit ¦ soit constante. C'est pourquoi on monte en amont de celle-ci une balance de pression de section S. Cette balance de pression est soumise, d'un côté, à la pression P2 (en amont du limiteur de débit ¦ et, de l'autre côté, à la pression P3 (en aval du limiteur de débit ¦. La poussée d'un ressort sur le côté soumis à la pression P3 compense la différence de pression entre P2 et P3, de sorte que la balance de pression est maintenue en position d'équilibre. Lors de fluctuations de la pression d'entrée ou de la contre-pression (P1 ou P3), la position d'équilibre varie. Le déplacement de la balance de pression provoque le réglage de la section d'écoulement du régulateur de différence de pression, de manière que la variation de la chute de pression ∆P1-2 corresponde à la variation ∆P1-3. Il en résulte que la chute de pression ∆P2-3 aux bornes du limiteur de débit ¦ demeure constante.

En considérant du point de vue purement statique les conditions de pression au régulateur de débit, on a l'égalité suivante : P2.S = P3.S + Fressort ö S. (P2 - P3) = Fressort ö S. ∆P2-3 = Fressort ö ∆P2-3 = Fressort / S = constante. Durant le processus de régulation, la variation de la force de ressort est négligeable étant donné la faible rigidité du ressort pour un déplacement total de quelques mm. P.GUIBERT

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B

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Saut au démarrage et sa compensation. En l'absence d'écoulement dans le régulateur de débit, la section d'étranglement de la balance de pression est complètement ouverte. A l'entrée en jeu du système, la balance de pression doit d'abord prendre sa position d'équilibre, un flux important s'écoule donc momentanément en provoquant un saut de démarrage.

Pour compenser ce phénomène, on peut, en utilisant un montage approprié, faire débiter le régulateur au préalable. On a également la possibilité de limiter le déplacement de la balance de pression au moyen d'une vis de butée réglable (limitation de course). Application.

1A

Vs

32.00 mm 22.00 mm 200.00 mm

1Z1

S2

S1

1Z2

1V2 4 l/min

1V1 1V1-A

1V1-B

0Z1

0V1 120.00 Bar

0P1 10 l/min

Fs

Hypothèses : On négligera les pertes de charge et les débits de fuite. Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie : Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée : Vr = 0,4 m/s. Étude en sortie de tige. Le régulateur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par le limiteur de pression 0V1. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de 120 bar. Cas A : l’effort Fs est faible. Si Fs = 160 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 20 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. On règle le régulateur de débit 1V2 à 4 l/min.

QA = 4l / min, QA n' obéit pas à QA = K. ∆P Cas B : l’effort Fs est important. Si Fs = 800 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 100 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. Le régulateur de débit 1V2 est toujours réglé à 4 l/min.

QB = 4l / min, QB n' obéit pas à QB = K. ∆P QA = QB, c’est à dire que la vitesse de sortie sous charge est la même que la vitesse de sortie sans charge. .

Exemples de montage. Idem que pour les limiteurs de débit, avec en plus la régulation du débit constante quelque soit la charge sur l’actionneur.

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Régulateur de débit CETOP 3 : Doc :

Le régulateur de débit se compose essentiellement d'un corps (1), d'un élément de réglage (3), d'un boisseau d'étranglement (5), d'un piston différentiel (11), ainsi que d'un clapet anti-retour (10). L'étranglement du débit de fluide de B vers A se fait sur la section d'étranglement qui est déterminée par la rotation du boisseau incurvé (5). Pour maintenir le débit de fluide constant, indépendamment de la pression, un piston différentiel (11) est monté en amont. L'indépendance de la température résulte de la forme de l'étrangleur. Le retour libre de A vers B se fait par le clapet anti-retour (10).

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Remarque : Les limiteurs ou régulateurs de débit sont des composants TOR, c’est à dire que la valeur de tarage du composant ne peut être modifié que par un réglage mécanique sur ce composant.

Si l’on veut plusieurs valeurs de débit, on peut monter des limiteurs ou régulateurs de débit en parallèle commandés par des distributeurs.

La commande des 3 distributeurs permet d’obtenir 7 paliers de débit. Description de fonctionnement d’un régulateur de débit type 2FRM

:

Le 2FRM10 est donc une valve de débit à 2 voies, permettant de maintenir un débit à une valeur constante avec une faible influence de la pression et de la température. Il se compose donc essentiellement d’un corps (1), d’une douille d’étranglement (2), d’une balance de pression (3), d’une limitation de course en option (3.1) (pas de limitation de course dans notre cas), d’un clapet anti-retour (4), d’un élément de réglage (5). L’appareil régule dans le sens A vers B un débit dont la valeur est déterminée par la section d’étranglement (9). La section d’étranglement est réglée par le boisseau (10), commandé mécaniquement par l’élément (5).

La balance de pression (3) montée sur l’alimentation maintient le débit constant à l’étranglement (9), indépendamment de la pression. Le débit est quasiment indépendant de la température du fluide grâce à la forme de l’étranglement en paroi mince. Dans le sens B vers A l’ensemble d’étranglement est shunté par le clapet (4). P.GUIBERT

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RÉGULATEUR DE DÉBIT À TROIS VOIES. Un troisième orifice est relié au réservoir. L’étrangleur variable Ev est en dérivation vers le réservoir, donc l’extraction de débit excédentaire se fait à travers l’étranglement variable, avant l’étrangleur calibré Ec et non plus à travers le limiteur de pression qui protège la pompe. La pression qui s’établit à l’entrée du régulateur de débit est égale, aux pertes de charge du circuit près, à la charge de l’actionneur augmentée de la perte de charge à travers l’étranglement variable Ev. Lorsque la charge de l’actionneur varie, cette pression varie, et il est alors nécessaire de modifier la valeur de l’étranglement variable Ev pour que le débit évacué vers le réservoir reste égal au débit excédentaire : cette modification se produit comme sur le régulateur de débit à deux voies, sous l’action de la variation de la différence des pressions aux bornes de l’étranglement calibré Ec. Le limiteur de pression L incorporé permet de limiter la pression en aval du régulateur de débit à trois orifices et par conséquent la pression en amont du régulateur de débit, qui remplit aussi un double rôle : • Réguler le débit. • Limiter la pression.

Coupe schématique d’un régulateur de débit à 3 voies.

Ev

Ec

L

Représentation symbolique détaillée d’un régulateur de débit à 3 voies

Représentation symbolique Application. 1A

Vs

32.00 mm 22.00 mm 200.00 mm

1Z1

S1

S2

1Z2

1V2 4 l/min

1V1 1V1-A

1V1-B

0Z1

0V1 120.00 Bar

0P1 10 l/min

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Fs

Hypothèses :On négligera les pertes de charge et les débits de fuite. On suppose que la perte de charge intrinsèque du régulateur de débit à 3 voies (1V2) est de 15 bar. Avec S1 = 8 cm² et S2 = 4,2 cm² Nous voulons une vitesse de sortie : Vs = 0,083 m/s. Nous voulons une vitesse de rentrée : Vr = 0,4 m/s. Étude en sortie de tige. Le régulateur de débit 1V2 est taré à 4 l/min, la pompe fournissant 10 l/min, alors le débit excédentaire de 6 l/min passe par la troisième voie de 1V2. Le limiteur de pression 0V1 reste fermé. La pression lue à 0Z1 à la sortie de la pompe est de la pression due à la charge plus la perte de charge intrinsèque de 1V2. Cas A : l’effort Fs est faible. Si Fs = 160 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 20 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses. La pression à la sortie de la pompe (0Z1) est de 35 bar. Cas B : l’effort Fs est important. Si Fs = 800 daN, alors la pression coté fond du vérin (1Z1) est de 100 bar, la pression coté tige (1Z2) est nulle : voir hypothèses.La pression à la sortie de la pompe (0Z1) est de 115 bar

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SOUPAPE DE DÉCÉLÉRATION. Les valves de décélération servent au ralentissement ou à l'accélération hydraulique et progressive de masses en mouvement. Elles sont toutes constituées d'un tiroir, coulissant dans un corps sous l'action d'une came portée par le récepteur. On peut classer les soupapes de freinage en deux catégories suivant la nature de la liaison interne en position repos : • les soupapes normalement ouvertes ; • les soupapes normalement fermées. Les soupapes normalement ouvertes sont les plus courantes; leur fermeture provoque le ralentissement du vérin. Les soupapes normalement fermées doivent être maintenues ouvertes pour permettre le mouvement du vérin : la came doit avoir une forme particulière. Lorsque la came libère le tiroir, le vérin s'immobilise: elle assure alors !e verrouillage de la position du vérin. Fonctionnement. Position: fermé au repos. • avec clapet anti-retour. • avec étrangleur sur débit principal. • avec étrangleur débit secondaire. Symbole:

Dans un carter 1, le boisseau d'étranglement 2 est repoussé par le ressort 3 vers la gauche. Suivant l'exécution du boisseau, l'écoulement de A vers B dans la position de rappel par ressort est ouvert, comme représenté dans le schéma en coupe, ou fermé. Fonctionnement de base: Le vérin, dont la vitesse est à freiner, actionne à l'aide d'une came sur la tige de piston le levier à galet 4 de la valve de décélération. Le boisseau d'étranglement est repoussé contre le ressort. La section de débit 5 diminue avec la course croissante du piston et la vitesse du vérin diminue. Si la liaison de A vers B est fermée, le vérin s'arrête. Il a de lui-même interrompu l'alimentation d'huile. La décélération dépend de la forme de la came sur la tige de piston. P.GUIBERT

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Doc :

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Afin de pouvoir ressortir le vérin de sa position fermée, on peut disposer parallèlement au boisseau d'étranglement un clapet anti-retour 6. Il garantit le débit libre de B vers A. Le vérin ressort alors de sa position de sortie avec la vitesse maximale. Si la section de débit n'est pas entièrement fermée, la position fin de course du vérin est alors à limiter mécaniquement. Si, dans ce cas, on n'a pas monté de clapet anti-retour en parallèle, il en résulte une accélération lors du démarrage dans l'autre sens. La valve de décélération peut encore être équipée au choix avec un étrangleur auxiliaire 7 ou /et avec un étrangleur principal 8. A l'aide de l'étrangleur auxiliaire 7, on règle un faible débit secondaire avec le boisseau d'étranglement 2 fermé. Après fermeture du débit principal, le vérin peut alors se déplacer en "marche ralentie" vers la position fin de course à limiter mécaniquement. L'étrangleur principal 8 est une douille pourvue d'orifices radiaux. En tournant la vis de réglage 9, les orifices de la douille se déplacent en face des orifices du boisseau 2. La section de débit max. de la valve peut s'adapter au débit d'huile du circuit. Il en résulte que quel que soit le débit d'huile, toute la course de décélération reste disponible. Comme toute valve à tiroir, cette valve de décélération présente des fuites qui doivent retourner librement au réservoir par l'orifice L.

Vanne de décélération VD 40 Ces vannes ont la fonction de régulateur de flux unidirectionnels avec commande à came. Montées en ligne entre un actionneur et un distributeur pour déplacer des chariots ou des patins, elles permettent, grâce à la came, de ralentissements ou accélérations de la masse en mouvement. Un clapet anti retour interne permet le retour libre en sens contraire. Elles sont disponibles avec des orifices filetés de 1/2" BSP en entrée et en sortie. Débit maxi de 40 l/min, pression de service de 180 bar,

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE DIVISEUR DE DÉBIT.

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L'évolution des machines modernes utilisant une cinématique complexe nécessite souvent des combinaisons de mouvements indépendants et séparés. Les diviseurs de débit s'utilisent pour des applications où le débit doit être égalisé ou divisé. Le diviseur de débit permet d’alimenter, à l’aide d’un seul générateur de débit plusieurs circuits (par exemple la sortie simultanée de la tige de deux vérins identiques) dont les charges sont indépendantes. On peut distinguer deux types : • diviseur à tiroir, • diviseur rotatif (volumétrique à engrenage). Diviseur de débit à tiroir.

On peut remarquer que ce type d’appareil a une certaine ressemblance avec un régulateur de débit à 3 orifices, il en diffère toutefois par : • l’existence d’un étranglement variable sur les sorties correspondant aux circuits A et B, • les variations inverses des étranglements sur les sorties A et B lorsque l’un augmente, l’autre diminue, • la possibilité pour les deux sorties A et B de permettre la mise en pression des circuits qu’elles alimentent ou leur mise en décharge. La pression à l’entrée de l’appareil est toujours supérieur aux pressions qui s’établissent à la sortie puisque les étranglement provoquent des pertes de charges de charge qui sont d’autant plus importantes que la différence de pression entre les deux sorties est plus grande. On peut faire varier les débits dirigés vers A et B en modifiant le diamètre de l’orifice calibré.

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Diviseur de débit volumétrique à engrenage.

Les diviseurs de débit en deux ou plusieurs éléments utilisent une liaison mécanique entre les arbres d'entraînement interne ce qui permet de maintenir un ratio constant entre les débits à travers chaque section en ligne avec la cylindrée. Les avantages les plus importants de ces produits sont : ligne modulaire, léger, haute pression et bon rendement énergétique.

Le fonctionnement théorique des diviseurs de débit rotatifs est de ne pas consommer d'énergie quand la pression d'une section est inférieure à la pression d'entrée. Cette section travaille alors en moteur en utilisant l'huile comme énergie. Cette énergie n'est pas gaspillée mais transférée par l'arbre commun aux différentes sections lesquelles travaillent en fonctionnement pompes ce qui nécessite une pression de sortie plus élevée que la pression d'entrée. Les limiteurs de pression permettent d'ajuster l'alimentation de chaque récepteur fonctionnant en parallèle quel que soit le sens du débit. Quand les tiges de vérin sont en mouvement de sortie, il est possible qu’ils ne finissent pas leurs courses en même temps. Dans ce cas, dés qu'un vérin termine sa course en premier, la section du diviseur de débit correspondante au vérin réagit comme un limiteur de pression et l'huile va directement au réservoir jusqu'à ce que les autres vérins arrivent en position. Pendant la phase de rentrée de tige des vérins, ils ne peuvent également pas arriver en même temps. Dans ce cas, dés qu'un vérin termine sa course, dans la section du diviseur de débit correspondante au vérin réagit comme une valve anti-cavitation et s'ouvre pour permettre à l'huile de réglementer la section du diviseur.

Ces appareils présentent l’avantage de pouvoir obtenir sur une sortie une pression de travail supérieure à celle régnant à l’entrée. En effet, si une pression est nulle par exemple P2 (cas ou un circuit de sortie est mis à la bâche), alors P1 = P0.Q0/Q1.

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Les égalisateurs de débit sont fournis pour des applications ou le débit doit être divisé à égalité garantissant une haute précision de division avec une différence maxi de synchronisation de ± 2 % dans la plage de vitesse préconisée avec une différence de pression entre les sections inférieure à 100 bar. Pour obtenir un mouvement synchronisé, la cylindrée des éléments à engrenage doit être identique. Souvent les vérins simples effet fonctionnent ensemble et en se déplaçant en charge n'ont pas la force nécessaire pour vaincre la résistance du circuit, nous recommandons que l'égalisateur de débit soit aidé par une section supplémentaire à engrenage fonctionnant en moteur pour garantir le retour des vérins. La cylindrée de cet élément moteur peut être du même groupe que les éléments de l'égalisateur, mais il doit être égal à la somme des cylindrées des autres éléments. Exemples :

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CLAPETS ANTI-RETOUR. Les clapets anti-retour ont pour rôle d'interdire le passage du débit dans un sens et de le favoriser avec un minimum de pertes de charges dans l'autre. De cette logique simple, découle le nom de « clapet anti-retour ». L'étanchéité interne dans le sens de non retour doit être absolue et sans fuite. C'est à cause de cet impératif que ces valves sont du type à clapet. D'une façon générale, ces appareils ne permettent le libre passage du fluide que dans un sens si la pression amont est supérieure à la pression aval on les appelle aussi «clapets de non retour». Leur représentation symbolique est donnée. . Il existe toutefois des clapets anti-retour qui autorisent, à la demande, le passage inverse du fluide par l'action d'une pression pilote. On les appelle clapets anti-retour à ouverture pilotée.

Leur représentation symbolique est donnée:

Clapets anti-retour simples. Dans ce type d'appareils, le passage du fluide en retour est impossible. Le fluide pénétrant dans l'appareil rencontre l'obturateur (4) appliqué sur son siège (1) par un ressort (3) d'une résistance permettant au moins de le maintenir en place, quelle que soit sa position. Cette résistance entraîne une légère élévation de la pression en amont, suffisante pour ouvrir l'obturateur. Cette élévation de pression correspond à la perte de charge due à l'appareil : on l'appelle - tarage - du clapet.

En cas d'inversion de la circulation du fluide, celui-ci rencontre l'obturateur qui est maintenu sur son siège par le ressort. L'action de ce dernier est renforcée par celle de la pression ; le retour du fluide est donc impossible. Le sens de circulation du fluide est souvent indiqué par une flèche gravée sur le corps de l'appareil. Il existe plusieurs catégories de clapets anti-retour utilisés différemment selon la valeur de leur tarage. Les valeurs de pression sont en générales : 0,5 bar, 3,5 bar et 5 bar. Ils permettent de générer dans le sens du passage, une perte de charge voulue dans certain cas de fonctionnement.

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Exemples de montages.

Montage particulier.

Par une disposition adéquate d’une combinaison de 4 C.A.R., on obtient la fonction dite de REDRESSEMENT. Elle est utilisée principalement en liaison avec des régulateurs de débit ou des valves de pression qui sont par construction unidirectionnels. Avec ce montage, le fluide passe toujours dans le composant dans le même sens. On appelle aussi ce système « Plaque de GRAETZ » B

A

A

B

Circuit de retour. 1A

A

B 1V1

Le clapet 0V2 est taré à quelque bar (par exemple 5 bar).

1V1-2 pilotage

Il permet de maintenir une pression minimale de 5 bar sur le circuit de retour (passage de A vers B), ce qui est indispensable pour pouvoir actionner 1V1-2 qui nécessite une pression de quelques bar permettant de déplacer l’équipage mobile du distributeur principal 1V1-2.

pilotage

1V1-1

1YVA

P

1YVB

100.00 Bar 0V1

T A

0V2 B

0P1

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Remarque : montage des CAR.

•

Il faut toujours mettre le clapet anti-retour (0V2) qui protège la pompe en aval du limiteur de pression (0V1), car si lors du montage 0V2 est monté à l’envers (erreur de la part du câbleur), l’huile venant de la pompe passe par 0V1 et va à la bâche, tandis que si 0V2 est en amont à 0V1, alors il y a fermeture du passage du débit de la pompe, ce qui entraine immédiatement la destruction de la pompe.

OUI 0V1

NON 0P1

1V1

•

Il faut mettre des clapets anti-retour sur chaque drain de composant s’ils sont regroupés en un seul tuyau. Cela permet d’éviter les retours (que l’huile venant d’un drain aille dans un autre drain au lieu d’aller

0V1

0V2

0P1

1V2

0V3

1V3

0V4

drain

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0V2

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0V5

HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE CLAPETS ANTI RETOUR PILOTÉS.

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La particularité des clapets de non retour pilotés réside dans le fait que l'ouverture du clapet de barrage peut être ordonnée par un circuit de pilotage. De ce fait, le circuit unidirectionnel devient temporairement bidirectionnel. Ces valves trouvent leur utilisation dans tous les circuits où d'une part, en position de repos, aucun mouvement n'est admissible, aussi petit qu'il puisse être (par exemple, chute d'une charge par suite des fuites naturelles d'un tiroir de distributeur) et d'autre part, lorsqu'un ordre de pilotage autorise le passage de l'huile dans le sens précédemment interdit.

Clapet anti-retour piloté :

• 1 Corps principal • 2 Ressort de faible valeur (environ 1 bar). • 3 Piston de déverrouillage. • 4 Bille anti-retour

Clapet anti retour double. Les clapets anti-retour pilotés servent au verrouillage sans fuite d'un ou de deux orifices d'utilisation, même pour des temps d'arrêt un peu longs.

Dans le sens de débit de A vers A1 ou de B vers B1 le débit est libre1 ; dans le sens inverse, le débit est bloqué. Lorsque le débit passe à travers la valve dans le sens de A vers A1, le piston pilote (2) est alimenté et de ce fait se déplace vers la droite et repousse le clapet (5) de son siège. Afin d'assurer une fermeture parfaite de deux clapets, il est recommandé, afin de décomprimer parfaitement le piston pilote, un distributeur dont les orifices d'utilisation sont en position neutre relié au réservoir (centre Y ou H).

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Verrouillage d’un récepteur dans une position donnée. 1A

B1

B2 1V2

1V1 A1

1V1 et 1V2 sont des clapets anti-retour pilotés, ils permettent de d’immobiliser la tige du vérin au repos car ils ne permettent le passage de B vers A que si il y a de la pression dans leurs pilotages. Le passage de A vers B est toujours possible.

A2

0V2

100.00 Bar 0V1

0P1

Pression Pression Pil A1 Pil A2

Phases

0V2

Repos

Position centrale

Sortie

Flèches parallèles

1

0

1 1 (A1sB1) (B2sA2)

Rentrée

Flèches croisées

0

1

1 1 (B1sA1) (A2sB2

0

0

1V1

1V2

0

0

Pression : 0 = absence de pression ; 1 = présence de pression. Composant hydraulique : 0 = pas de passage d l’huile ; 1 = passage de l’huile.

Remplir ou vider rapidement une presse.

La sortie de tige s’effectue très rapidement, sans aucune retenue sous le poids de la charge.

réservoir tampon

Pour éviter la cavitation, on gave le côté fond de la presse grâce au réservoir tampon.

A 1V2 1A

En rentrée de tige, le pilotage de 1V2 est sous pression, l’huile côté fond de la presse s’évacue vers la bâche et une autre partie vers le réservoir tampon.

B

presse

1V1

Phases

1V1

1V2

Repos

Position centrale

0

Sortie

Flèches croisées

1 (AsB)

Rentrée

Flèches parallèles 1 (BsA)

100.00 Bar 0V1

0P1 50.00 LPM

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CHAP : 5-2 page 24

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Remarque : montage des CAR Pil. 1A

1A

Dans le cas d’un circuit avec limiteur de débit (simple ou double) et un CAR pil (simple ou double), le montage 2 est préférable car il limite le « claquement » des CAR.

1V4

1V5 1V2

1V3

1V2

1V3

1V4

1V5

1V1

1V1

1V1-A

1V1-B

Montage 1

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1V1-A

1V1-B

Montage 2

CHAP : 5-2 page 25

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SÉLECTEUR DE CIRCUIT : type WVT de chez La fonction logique de cette valve hydraulique est du type « OU ». Elle se compose d'un clapet anti-retour doté de deux sièges et de trois orifices de raccordement. Cette valve est par exemple utilisée pour capter la pression dans des circuits où celle-ci alterne entre deux branches.

Un tel montage est également réalisable avec deux clapets anti-retour standard. Les sélecteurs de circuit sont des valves comportant 2 orifices d’entrée et un orifice de sortie. L’orifice d’entrée présentant la pression la plus élevée est automatiquement raccordé à la sortie, l’autre entrée se trouve obturée. Les sélecteurs de circuit sont du type bille sur siège. La fermeture est exempte de fuite.

Les sélecteurs de circuit sont particulièrement adaptés au montage sur circuits de pilotage de distributeurs à tiroir, de pompes variables ou régulées ainsi qu’au montage de commandes d’éléments logiques.

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CHAP : 5-2 page 26

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ORGANES DE COMMANDE. Les organes de commandes sont des appareils de distribution qui permettent après une commande externe, de distribuer, à la demande un débit d’huile aux différents composants d’un système hydraulique. Les organes de commandes : • autorise ou interrompt le passage du fluide entre deux composants s LES ROBINETS, • permet le passage du fluide dans une ou plusieurs voies s LES DISTRIBUTEURS Ils peuvent être à 2,3 ou 4 voies et même plus pour certains cas particulier : Ils sont à : • 2 ou 3 positions (parfois plus), monostable ou bistable. • à commande, manuelle, mécanique, électrique, pneumatique, hydraulique ou plusieurs à la fois (par ex. électro-hydraulique), • à fonctionnement Tout Ou Rien, progressif ou à commande proportionnelle.

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CHAP : 5-3 page 1

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LES ROBINETS. Les plus simples sont à deux voies, à commande manuelle et dont le rôle est d’autoriser ou d’interrompre le débit entre deux composants d’un circuit hydraulique. On distingue plusieurs types de construction : a) à pointeau (Fig. 1) ne permet pas un réglage précis du débit, b) à aiguille (Fig. 2) peut être utilisé pour un réglage plus précis du débit, c) à boisseau sphérique (Fig. 3), présente en position ouverte une perte de charge négligeable.

Fig. 1

Fig. 2

L'étanchéité est obtenue sur le siège par: le pointeau¦, ou l'aiguille et par le joint ¡ en ce qui concerne la tige de manoeuvre. Existent en passage droit, en traversée de cloison, pour pose sur panneau, et en passage d'équerre.

Fig. 3 Robinet à boisseau sphérique : 1. commande du boisseau 2. joint d’étanchéité 3. segment 4. boisseau sphérique

Ils sont choisis en fonction de la pression d'utilisation, du Ø de passage et de la température de service. Pour le passage du fluide ils peuvent être utilisés dans les deux sens, cela est vrais pour les vannes à boisseau sphérique, mais pour les autres (à pointeau ou à aiguille, la pression de service doit être admise sous le pointeau. Une flèche sur le corps indique alors le sens de passage. Terminologie : Les désignations commerciales créées en vue d’applications particulières, ont amené des confusions d’appellations pour un même type de robinet. Suivant les directives des normes NF E 29-054 à 066, il a été choisi un facteur de différenciation : l’obturateur. Les termes à utiliser sont robinet vanne et non vanne ; robinet à soupape pour un robinet comportant un obturateur commandé et robinet à tournant et non robinet à boisseau.

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CHAP : 5-3 page 2

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Robinet 2 voies.

Normalement OUVERT

Normalement FERMÉ

Robinet avec clé de manoeuvre (8 positions angulaires possible de 45° en 45°) Déplacement total de la clé de 90°.

En règle générale s robinet OUVERT

•

quand la clé est parallèle à l’axe de la tuyauterie :

•

quand la clé est perpendiculaire à l’axe de la tuyauterie : s robinet FERMÉ

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CHAP : 5-3 page 3

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Robinet 3 voies.

Autres schématisations.

Recouvrement positif

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Recouvrement négatif

CHAP : 5-3 page 4

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Robinet 3 voies double.

Recouvrement négatif

Ce robinet double à boisseau cylindrique comporte une intercommunication des orifices : P, A et B en position médiane, afin d’éviter tout risque de surpression à l’inversement de commande.

Exemple d’application : Béquillage indépendant sur véhicule.

Robinet 4 voies.

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CHAP : 5-3 page 5

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LES DISTRIBUTEURS. FONCTION. Ce sont des appareils qui, par un jeu de tiroirs ou de glaces munies de lumières, permettent d’orienter la circulation de veines fluides dans une direction drecherchée. Ce sont des « aiguillages » de la veine fluide. Ces appareils assurent l’ouverture (soit à plein débit pour les composants TOR, soit avec un étranglement pour les composants progréssifs ou à commande proportionnelle) ou la fermeture d’une ou de plusieurs voies d’écoulement.

CONSTITUTION. Tout distributeur comprend : • un corps percé d’orifices, • un tiroit (équipage mobile) qui permet qui permet de réaliser, entre les orifices plusieurs combinaisons de voies d’écoulement appelées positions. • Un système de manœuvre qui permet de commander le déplacement de l’équipage mobile par rapport au corps. DÉSIGNATION. • Chaque position est représentée par une case carrée. • Les voies d’écoulement sont figurées par des flèches indiquant le sens d’écoulement, ce sens est bi directionnel. • Le distributeur est représenté en position repos. • Les orifices sont notées sur la case assignée à la position zéro ou, si celle-ci n’existe pas, sur la case affectée à la position de départ. • Les orifices sont désignés par des lettres, l’interprétation en est la suivante : • P connection reliée à la pression. • T ou R connection reliée au retour ou au réservoir. • A, B, C,..connection reliée à l’utilisation ou à l’actionneur. • L connection reliée au drain. • X connection de pilotage reliée à la pression. • Y connection de pilotage reliée au retour ou réservoir. • Ces éléments servent de base à la désignation numérique des distributeur qui se fait à l’aide de 2 chiffres séparés par un trait oblique. Exemple 4/3. Les orifices de pilotage et de drain ne sont pas comptés.

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EXEMPLES.

3/2 Indique le nombre d’orifices principaux, c’est à dire reliés au circuit de puissance.

Indique le nombre positions distinctes.

de

4/2 4 orifices / 2 positions

4/3 4 orifices / 3 positions

2/2 2 orifices / 2 positions Remarques. • Les constructeurs de distributeurs en général ne mettent pas sur le marché des distributeurs 2/2 et 3/2, ils proposent des distributeurs 4/2 et il suffit d’obturer les orifices suplémentaires par des bouchons étanches. Exemples :

2/2

•

équivalent à 4/2

3/2

équivalent à 4/2

La case repos est une case intermédiaire, centre du distributeur à plus de 2 positions.Le centre et la voie qui permet de relier ou non au réservoir l’arrivée du fluide sous pression. Dans ce cas, le centre est dit : Centre ouvert. Centre fermé.

Le circuit d’alimentation n’est pas en pression, aux pertes de charge près.

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La pression est maintenue dans le circuit d’alimentation, il faut prévoir un dispositif de mise en décharge de la pompe.

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DISTRIBUTEUR À TIROIR. Le corps 1 en fonte est alésé pour recevoir un tiroir 4. Les gorges circulaires 2 des différents canaux internes forment les arêtes de commande 3, lors de leur intersection avec l'alésage du tiroir. Lorsque le tiroir est déplacé, il relie ou sépare les canaux internes du corps. La séparation et la liaison des canaux sont synchrones. Les différents symboles sont donnés par l'usinage du tiroir. Le corps reste généralement inchangé. Dans notre exemple, dans la position neutre, c'est-àdire sans commande venant de l'extérieur, tous les orifices P, T, A et B sont isolés les uns des autres. Si le tiroir est poussé, par exemple, vers la droite les liaisons de P vers B et de A vers T sont obtenues. L'étanchéité des différents canaux internes entre eux est obtenue par le jeu (entre 5 à 15 µm) de l'ensemble tiroir-corps. En conséquence, l'étanchéité absolue obtenue avec cette technologie ne peut être parfaite. La notion de « fuite interne » apparait. Elle dépend évidemment des jeux de fabrication et de la viscosité du fluide. Ces distributeurs sont impropres pour l'eau, mais sont d'une efficacité suffisante étanchéité avec l'huile minérale. Cette distribution par un mouvement longitudinal se prête aussi parfaitement bien aux modes de commande par électro aimant et/ou par commande pneumatique ou hydraulique. Exemple de distributeur à commande électrique.

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Changement de position du tiroir. L’isolement d’une chambre par rapport à l’autre est asuré par ajustage du tiroir dans le corps de valve. Le niveau de l’étanchéité est fonction de la viscosité du fluide, de la différence de pression entre les deux chambres et des dimentions de la fente entre le tiroir et l’alésage. • La largeur de la fente est conditionnée par le jeu. • La longueur de la fente, définie par le recouvrement des arêtes des chambres et georges du tiroir. Le passage du tiroir distributeur d'une position de commande à l'autre revêt, pour le bon comportement d'un circuit hydraulique, la plus grande importance. Les points suivants sont à examiner: Temps de réponse. La réalisation de cycles de fonctionnement rapide demande des temps de réponse faibles. De ce fait, les performances des électro-aimants sont optimisées pour réaliser des faibles temps de mise en action et de réponse. Cette mobilisation rapide de l'électro-aimant provoque souvent des pointes de pression, coups de bélier, de même que des accélérations trop grandes du récepteur. Selon les circuits, pour pallier à ces inconvénients, le temps de déplacement du tiroir est contrôlé par une commande manuelle pleine de doigter ou bien dans les autres modes de commande par des dispositifs additionnels appropriés. Ce temps de réponse pour les distributeurs à commande électrique est de l’ordre de 20 à 50 ms. Rampes de progressivité: Une progressivité dans la commande joue pleinement son rôle, lorsque le tiroir distributeur comporte des rainures de progressivité au droit des arêtes de distribution. Grâce à ces chanfreins ou des rainures judicieusement placés sur le tiroir, lors de la commande, des sections de passage sont découvertes ou fermées très progressivement, ce qui assure des commutations sans à-coups. C’est cette technologie qui est utilisée pour les composants à commande proportionnelle. Recouvrement: Selon les schémas symboliques, le transfert d'une position à l'autre peut se réaliser avec un recouvrement positif ou négatif. Ce qui signifie: • Recouvrement positif: Lors du transfert du schéma a vers b, tous les orifices de raccordement sont isolés les uns par rapport aux autres un court instant. • Avantage: pas d'effondrement de la pression pompe. Par contre, la retenue de charge sur un récepteur est possible • Inconvénient: pointe de pression dont la crête dépend du temps de comutation et de l'importance du débit.

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Recouvrement négatif: Lors du transfert du schéma a vers b, tous les orifices de raccordement sont, pendant un court instant, en communication. • Avantage: commutation douce d'une position à l'autre. Durant cette phase, le récepteur peut, suivant l'action de la charge, se déplacer. •

Inconvénient: la pression pompe s'effondre pendant un court instant (la charge descend, l'accumulateur se vide, etc...

•

Recouvrement neutre : Cela signifie que dans le même temps où la séparation de P à T a lieu, la liaison de P vers A s'effectue. Principalement employé pour les servo-valves, le recouvrement neutre influence le débit pour très faibles courses du tiroir.

•

Recouvrement de la position transfert. Ce recouvrement donne naissance à une autre symbolisation dite « de transfert » qui figure sur la représentation détaillé du tirroir. Puisqu’il ne s’agit pas d’une position efective stable, mais une position intermédiaire entre deux position stable, la case est représentée en trait pointillés.

Débit de fuite d’un distributeur. L’étanchéité d'un distributeur à tiroir n'est pas absolue. Elle résulte du jeu (de l'ordre de 5 à 25 µm) entre le tiroir et le corps du distributeur, de la pression et de la viscosité de l'huile. Les fuites courantes pour des pressions de 300 bar et des viscosités de 46 mm²/s sont de l'ordre de 20 cm3/min pour des petits distributeurs (20 l/min de débit nominal) et jusqu'à 100 cm3/min pour des gros (200 à 300 l/min de débit nominal). La variation du débit de fuite est théoriquement proportionnelle à la pression et inversement proportionnelle à la viscosité. En fait elle varie souvent suivant une loi : 1 ,5 Qf = Qo. υ0 . P (l’exposant 1,5 tient compte des déformations induites par la pression) υ P0 avec Qf : débit de fuite, Po, υo et Qo : pression, viscosité et débit à l’entrée du distributeur en fonctionnement. P : pression la plus basse (retour) et υ : viscosité de référence de l’huile (à 40°C).

( )

Exemple numérique : Débit au travers du distributeur : 10 l/min, pression 100 bar, pression retour 1 bar, viscosité de référence : 0,35 St, viscosité de fonctionnement : 0,25 St. 1,5 1,5 Qf = Qo. υ0 . P = 10 . 0,35 . 1 = 0,014 l/min 0,25 100 υ P0 Pour remédier à ces fuites on peut prendre des distributeurs à billes.

( )

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( )

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Positions de commutation. Une case signifie une position de commutation. Chaque symbole est désigné par une lettre. Les positions de commutation avec les flèches parallèles et croisées sont les positions, dites de travail La position se trouvant au centre sur les valves à trois positions de commutation s'appelle position centrale ou neutre (médiane). Tous les orifices, par exemple, peuvent être fermés (E), tous les orifices en liaison les uns avec les autres (H) ou toute autre combinaison en résultant. Le choix de la position médiane dépend de la fonction que l'on demande sur le récepteur.

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Modes de commande. On appelle modes de commande d’un distributeur, le dispositif employé pour passer de la position repos aux autres positions. On distigue plusieurs modes de commande. • Mécanique ou manuelle par levier, pousoir, pédale à galet, à came,… • Electromagnétique, par l’action d’un électro aimant, la bobine peut être alimenté en 24Vc, 110 ou 220 V Alternatif. • Pneumatique ou hydraulique, la fluide agissant par pression ou par dépression. La commande peut s’effectuer dans les deux sens ou dans un seul sens avec rappel par ressort. Le tiroir peut rester, s’il n’y a pas de ressort, dans sa position (encliquetage) quand la force qui l’a déplacr cesse d’agir.

Equilibre axial du tiroir d’un distributeur.

L’écoulement à grande vitesse de l’huile dans les fentes de progressivité du tiroir d’un distributeur provoque une poussée axiale proportionnelle à la quantité de mouvement du fluide. Fa = α . ϕ . Q . V Cette force axiale à la forme avec Fa = force axiale en N α = coefficient de forme des fentes de 0,2 à 0,4 ϕ = masse volumique en kg/m3 Q = débit en m3/s V = vitesse du fluide en m/s AN : pour un débit de 120 l/min, une vitesse de fluide de 100 m/s, un coefficient de fente de 0,3 et une masse volumique de 880 kg/m3. Fa = α . ϕ . Q . V = 0,3 . 880 . 0,002 .100 = 53 N C’est la raison pour la quelle les distributeurs de plus de 50 kW (par exemple 100 l/min à 300 bar) ne peuvent pas être à commande manuelle ni à simple étage. Il faut prendre alors des distributeurs pilotés par exemple : électro-hydraulique ou pneumo-hydraulique. P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Pilotage électro hydraulique. Si les valves de distribution de débit important doivent être commandées électriquement, une commande directe à un étage imposerait la mise en place d'électro-aimants de très grand volume, disproportionnés par rapport à la valve hydraulique. C'est à cause de cela, que le choix de la solution s'est porté vers des valves pilotées à deux étages (solution également généralisée sur les valves pneumatiques). Le déplacement du vrai tiroir de distribution est donc commandé hydrauliquement. Pour transmettre l'ordre de commande électrique ou pneumatique, il faut donc le relayer par une valve pilote. Fonctionnement. Les sorties de la valve pilote Av et Bv, destinées à assurer le pilotage sont directement en liaison avec les faces en bout du tiroir principal. Les orifices Pv, et Tv, sont reliés avec les canaux des circuits de pilotage externes X et Y, ou bien directement de façon interne avec P et T de la valve principale.

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Schéma simplifié.

Schéma détaillé.

Doc :

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Exemple : Distributeur à tiroir rectiligne, à commande pilotée, rappel par ressorts.

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PERTES DE CHARGE. Les descriptions techniques donnent des principales caractéristiques permettant de définir une valve de distribution, c'est à dire: schéma symbolique, technologie, mode de raccordement, taille etc. Il faut ajouter à cela: la pression de service, les plages de viscosité et de température, la position de montage, la tension de commande ainsi que toutes les valeurs électriques de l'électro-aimant de commande. Les courbes de pertes de charge en fonction du débit de passage et surtout celles définissant les limites d'utilisation des valves sont de première importance. Une indication de débit de passage n'a de valeur que si elle est suivie de la valeur de la perte de charge qu'il produit. Dans les notices des constructeurs, ils reproduisent toujours la liaison de ces deux valeurs par une courbe caractéristique. La forme de la courbe correspond à celle d'une chute de pression au travers de points d'étranglement placés en série. Il faut remarquer que chaque symbole de distribution, de même que le sens dans lequel il est traversé, produit une courbe de pertes de charge différente. Ces pertes de charge varient en fonction parabolique du débit réellement utilisé. Exemple : Document : DISTRIBUTEUR 4WE calibre 6 de chez

.

L'indication du débit nominal (QN) d'une valve définit son débit produisant une perte de charge ; ∆P = 1 bar. Le calibre (taille « NG » ou « CETOP ») d'un distributeur correspond à son débit nominal. Suivant les types de distributeurs, les pertes de charge sont comprises entre 5 et 10 bar.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE DISTRIBUTEUR 4WE calibre 6 de chez.

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.

Particularités:

• Distributeur 4 orifices à tiroir à action directe et commande par solénoïdes. • Solénoïdes à bain d'huile courant continu ou alternatif. • Raccordement électrique courant continu 24 V. • Calibre 6 : jusqu'à 315 bar et 60 l/min. • Limite de fonctionnement (ν= 41 mm2/s et t = 50 °C).

Description de fonctionnement :

Les distributeurs de type WE sont des distributeurs à tiroir actionnés par électroaimant, qui commandent le démarrage, l‘arrêt et le sens d‘un écoulement. Ils se composent essentiellement du corps (1), de un ou de deux électroaimants (2), du tiroir de commande (3), ainsi que de un ou de deux ressorts de rappel (4).

Au repos, le tiroir de commande (3) est maintenu en position neutre ou initiale par les ressorts de rappel (4) (hormis le tiroir à fonctionnement pas à pas). Les électroaimants sous huile (2) assurent le déplacement du tiroir de commande (3). Pour assurer un fonctionnement parfait, veiller à ce que la chambre sous pression de l‘électroaimant soit remplie d‘huile. La force de l‘électroaimant (2) agit par l‘intermédiaire du poussoir (5) sur le tiroir de commande (3) en le déplaçant de la position de repos à la position finale désirée, ce qui ouvre les liaisons de P vers A et de B vers T ou de P vers B et de A vers T. La désexcitation de l‘électroaimant (2) a pour effet de ramener le tiroir de commande (3) à la position de repos par l‘action du ressort de rappel (4).

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DISTRIBUTEUR 4WEH calibre 16 de chez Particularités:

• Distributeur 4 orifices à tiroir à action directe et commande par électro hydraulique. • Solénoïdes à bain d'huile courant continu ou alternatif. • Raccordement électrique courant continu 24 V. • Calibre 16 : jusqu'à 350 bar et 300 l/min. 2

• Limite de fonctionnement (ν= 41 mm /s et

t = 50 °C). Description de fonctionnement : La valve de type WEH est un distributeur à tiroir à actionnement électro hydraulique, qui commande le démarrage, l‘arrêt et le sens d‘un écoulement. Le distributeur se compose essentiellement de la valve principale avec le corps (1), le tiroir de commande principal (2), un ou deux ressorts de rappel (3.1) et (3.2), et de la valve de pilotage (4) avec un ou deux électroaimants “a“ (5.1) et/ou “b“ (5.2).

Le tiroir de commande principal (2) de la valve principale est maintenu en position neutre ou initiale par les ressorts. En position initiale, les deux logements de ressort (6) et (8) sont en liaison à pression atmosphérique avec le réservoir par l‘intermédiaire de la valve de pilotage (4). La conduite de commande (7) alimente la valve de pilotage en huile de commande, l‘alimentation pouvant être interne ou externe (externe par l‘orifice X). P.GUIBERT

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L‘actionnement de la valve de pilotage, par exemple par l‘électroaimant “a“, déplace le tiroir de pilotage (10) vers la gauche, ce qui a pour effet de mettre le logement de ressort (8) sous pression de commande, le logement de ressort (6) restant hors pression. La pression de commande agit sur la face gauche du tiroir de commande principal (2) et le déplace à l‘encontre du ressort (3.1), ce qui a pour effet de mettre les orifices P et B, ainsi que les orifices A et T, de la valve principale en liaison. A la mise hors tension de l‘électroaimant, le tiroir de pilotage revient en position initiale (hormis dans le cas du tiroir fonctionnant pas à pas), ce qui a pour effet de décomprimer le logement de ressort (8). L‘huile de commande est refoulée du logement de ressort par la valve de pilotage dans le conduit Y. L‘alimentation et le retour de l‘huile de commande peuvent se faire en interne ou en externe (externe par l‘orifice Y). Une commande de secours (9), au choix, permet le déplacement du tiroir de commande (10) sans excitation d‘électroaimant.

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DISTRIBUTEURS 6/3 type « MOBIL ». Commutations de distributeurs.

Les commutations d'éléments de valves suivantes montrent des exemples, tels qu'ils se présentent dans le secteur « Mobil ».

Commutation en parallèle : Chaque valve est en liaison avec la canalisation P, tous les récepteurs peuvent être pilotés simultanément. Toutefois la répartition de l'huile se fait suivant les résistances des circuits de récepteurs.

Commutation tandem : Alimentation de l'huile seulement par la chicane de pression; la manoeuvre simultanée de plusieurs récepteurs n'est pas possible.

Commutation sécurité.

prioritaire

ou

également

de

Commutation en série : Exploitation de l'huile de retour, la valve 2 reçoit toute l'huile de retour du récepteur 1.

Le récepteur 2 est donc à pilotage forcé (ou contrôlé) les vitesses s'installent suivant les volumes absorbés, les pressions de travail s'additionnent.

Pour plus d’explications, voir le chapitre 13 : Applications aux engins de travaux public. P.GUIBERT

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DISTRIBUTEUR À BILLES ÉTANCHES. Exemple 1 : passage P åA en position repos.

Exemple 2 : passage fermé P et passage A å T en position repos.

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DISTRIBUTEUR À COMMANDE MANUELLE CETOP 3, type LC1 L.A2.3F

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MANIPULATEUR POUR TÉLÉCOMMANDE HYDRAULIQUE : Type HC-RC. DESCRIPTION. Manipulateur permettant de commander, l'alimentation progressive, de 4 lignes d'utilisation. Cet appareil permet d'obtenir une commande progressive (graduelle) de vérin ou de moteur hydraulique. Utilisé sur niveleuses, grues, foreuses et toute commandes de récepteurs hydrauliques. FONCTIONNEMENT. Le manipulateur hydraulique est utilisé pour le pilotage à distance de 2 distributeurs à commande hydraulique. Il est constitué de 4 réducteurs de pression commandés mécaniquement par le levier. Chaque réducteur délivre une pression proportionnelle à la position du levier. La valeur de passage de chaque distributeur à commande hydraulique est définie par sa pression de pilotage. On peut donc actionner les distributeurs et moduler leurs débits en fonction de la position du manipulateur.

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LES VALVES À CARTOUCHE OU CARTOUCHES LOGIQUES. Présentation. Apparus dans les années 1980, sur des presses importées des Etats-Unis ou d'Allemagne, les blocs forés de commande hydraulique à valves à cartouche, sont utilisés pour la distribution de débits plus ou moins importants compris actuellement entre environ 80 I/min et 20 000 l/min : Dans la conception traditionnelle, à chaque fonction, correspond un appareil lorsque l'on se contente d'une centaine de litres par minute, les soupapes d'équilibrage, de séquence, les limiteurs et réducteurs de pression, les clapets simples ou pilotés et autres distributeurs, existent en dimensions normalisées. En raison de leur petite taille, ces appareils s’empilent les uns sur les autres ou se placent côte à côte, sur un bloc de raccordement. Cette construction modulaire ne convient pas aux très gros débits. La nécessité de leur offrir une section de passage suffisante, tout en résistant à des pressions de plusieurs centaines de bar, fait considérablement augmenter le volume des matériels qui ne trouvent place que dans un montage à plat avec raccords et tuyauteries. Toute fonction hydraulique se bâtit autour du choix fondamental : ouverture ou fermeture du circuit principal. La valve à cartouche est le dispositif le plus simple qui réalise cette opération. Constitution. Toutes les valves à cartouche se montent dans un logement normalisé où elles sont retenues par un couvercle comportant les canaux de pilotage adéquats : couvercle qu'il suffit de changer en fonction de l'application considérée. La valve à cartouche est donc composée : ¦ Bloc de commande : Il sert de corps aux cartouches et assure les liaisons entre-elles de même qu'avec les valves de pilotage. Cartouches : Elles sont du type à siège conique. Elles comportent 2 orifices de travail et un de pilotage. ¡ Couvercles : Leur rôle premier est de fermer la chambre d'implantation de la cartouche, ensuite d'assurer les différents branchements vers les valves de pilotage. ¢Valves pilotes : On utilise, pour cette fonction, des distributeurs ou des valves de contrôle de pression conventionnels de petite taille. Leur mission est de commander les cartouches logiques. on utilise de préférence les doc : ) :La figure représente un valves normalisées taille NG 6. montage typique d'une cartouche standard

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Ces valves à cartouche sont destinées à être montées dans des blocs forés (bloc de commande). Des forages dans le bloc foré remplacent la tuyauterie du schéma conventionnel. Ajoutons que pour chaque taille de valve à cartouche, on a le choix entre plusieurs ressorts différents, qui combinés à divers types de clapet (ou tiroir), permettent d'obtenir différents niveaux de pressions d'ouverture. Dans le sens de passage de l'orifice A vers l'orifice B, la pression d'ouverture est en général comprise entre 0,5 et 5 bar. Toutes les cotes des chambres des blocs de commande des différentes tailles de cartouches sont fixées par la norme DIN 24 342 et ISO 4401. Les taraudages destinés à la fixation du couvercle de même que la position et les dimensions des canaux de pilotage X et Y sont également donnés par la norme.

Une valve à cartouche munie d'un auxiliaire convenable, le couvercle et son étage de pilotage, va donc se substituer à n'importe quel appareil de régulation de pression ou de débit. Cette figure montre comment un distributeur électrohydraulique de grand débit peut être remplacé par un bloc foré et des valves à cartouche.

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Le symbole le plus souvent utilisé est celui de la figure.

Un élément primordial au niveau de la fonction et du temps de réponse est, outre le type de couvercle, le rapport des sections de l'orifice A et de la chambre X contenant le ressort : ce rapport Ax / AA dépend des constructeurs, mais il est généralement compris entre 1 et 2.

Les clapets percés sont utilisés pour réaliser l'étage principal d'une valve de limitation de pression à commande pilotée ou limiteur de pression à action indirecte. Le trou calibré permet un débit pilote dans le sens de l'orifice A vers l'orifice X.

Les clapets utilisés avec un limiteur de course servent à restreindre le débit principal ou à éliminer les à coups.

Les programmes de cartouches comportent les tailles normalisées suivantes : Calibre

16

25

32

40

50

63

80

L / min

300

450

600

1 000

1 600

2 500

5 000

100

125

10 000 15 000

160 20 000

La pression maximale d’utilisation est de l’ordre de 400 bar. La combinaison de valves en cartouche avec les capots de pilotage permet la réalisation de différentes fonctions hydrauliques.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Fonctions réalisables par les valves à cartouche.

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Ces appareils peuvent donc être utilisés en tant que distributeur, limiteur de pression, limiteur de débit, clapet anti-retour, etc... Fonction « clapet anti-retour » : L'orifice de pilotage X est relié à l'orifice B. Le débit principal de l'orifice A vers l'orifice B dépend de la pression d'ouverture. La fonction anti-retour empêche le passage du débit dans le sens de l'orifice B vers l'orifice A. Fonction « clapet anti-retour piloté » : Le débit libre a lieu de l'orifice A vers l'orifice B. La fonction anti-retour empêche le débit de l'orifice B vers l'orifice A, sauf si une pression pilote agit par l'orifice X. La chambre à ressort de la valve à cartouche communique alors avec la bâche. Fonction « limiteur de débit » : Le limiteur de course du clapet réglable agit en limitant le déplacement de la cartouche créant ainsi une section de passage réglable et donc agit sur le débit principal dans les deux sens, de l'orifice A vers l'orifice B et vice versa. Fonction « régulateur de débit à 2 voie » : Le signal hydraulique rentre dans la valve à cartouche faisant office de balance de pression par l'orifice B : le rapport de section de cette valve à cartouche est égal à 1:1. La cartouche est ici à tiroir, ouverte en position repos. Ce type de valve à cartouche est également utilisé pour réaliser l'étage principal d'un réducteur de pression. La différence de pression aux bornes A et B de la valve à cartouche faisant fonction d'étrangleur (limiteur de débit), est égale à la consigne du ressort de la balance de pression. Fonction « limiteur de pression » : L'orifice X est l'orifice de commande hydraulique à distance. Le réglage manuel est situé sur le couvercle (étage de pilotage), avec la présence d'un limiteur de pression à action directe.

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Fonction « limiteur de pression à commande proportionnelle à action indirecte » : Il est possible de réaliser un réglage de pression à distance : cette commande étant proportionnelle à un signal électrique. Une commande hydraulique est encore possible par l'orifice X et le limiteur de pression à action directe à réglage manuel protège le système contre des pointes de pression trop élevées ou en cas de panne électrique.

Fonction « réducteur de pression » : La valve à cartouche utilisée est du type à tiroir, du même type que celle utilisée pour réaliser la fonction de balance de pression dans le cas d'un régulateur de débit deux orifices. Elle est ouverte en position repos et se ferme progressivement par un déplacement longitudinal vers le ressort antagoniste. Notons que le signal hydraulique entre par l'orifice B. Le réglage manuel est encore situé sur le couvercle par l'intermédiaire d'une soupape pilote ou limiteur de pression à action directe. Là encore, il serait possible d'utiliser l'orifice de commande à distance, ici Y, permettant un réglage à distance de la pression réduite, à une valeur inférieure à celle de la commande intégrée. Fonction « valve de décharge ou de séquence » : Dès que l'appareil de commande situé dans le couvercle et faisant fonction de distributeur 2/2 normalement fermé est ouvert, l'huile emprisonnée dans la chambre à ressort de la valve à cartouche est déchargée vers l'orifice B, qui est ici le retour bâche T. Le clapet de la valve à cartouche s'ouvre alors et le circuit s'établit de l'orifice A vers l'orifice B.

Rappelons que les valves de décharge ou de séquence sont principalement installées dans un système hydraulique pour mettre en "pression", ou "hors pression", une deuxième pompe hydraulique ou un circuit de pilotage. La différence entre une valve de décharge et une valve de séquence, se situe au niveau du retour de l'huile de pilotage. L'orifice de drain est interne, pour une valve de décharge, puisque la sortie de l'appareil est la bâche et externe, pour une valve de séquence, puisque la sortie de l'appareil est une utilisation.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Comparaison : circuits conventionnels / circuits avec valves à cartouches 1. Contrôle de pression et de débit sur un vérin. Schéma conventionnel

Schéma avec valves à cartouche

La valve à cartouche 4 possède un orifice calibré qui permet un débit pilote vers le limiteur de pression à action directe de consigne P1 : ce modèle est donc utilisé comme étage principal d'une valve de limitation de pression à commande pilotée.

L'excitation de la bobine a de l'électro-distributeur 4/3 relie les lignes de pilotage X des valves à cartouche 1 et 2 à la bâche, ce qui permet le passage du fluide d'alimentation vers le côté fond du vérin à travers la valve à cartouche 1 et l'évacuation du débit chassé de la chambre annulaire du vérin, vers la bâche, par la valve à cartouche 2. La valve à cartouche 4 a la fonction d'un limiteur de pression et empêche la pression de dépasser la valeur de consigne P1 côté fond du vérin. De même, l'excitation de la bobine b relie les lignes de pilotage X des valves à cartouche 3 et 4 à la bâche, alors que les lignes de pilotage X des valves 1 et 2, sont reliées à la ligne de pression, ce qui les maintient en position fermée. Le débit alimentant la chambre annulaire du vérin passe par la valve à cartouche 3 dont le limiteur de course du clapet réglable, permet d'agir sur cette valeur de débit. Le débit chassé du côté fond est évacué à la bâche par la valve 4. Remarquons que le centre particulier du distributeur permet de relier à la ligne de pression, les quatre lignes de pilotage des valves à cartouche, en position repos. Par conséquent, les quatre orifices, respectivement P d'arrivée d'huile, T de bâche et les deux orifices de liaison avec le vérin, A et B, sont des orifices fermés, comme dans le schéma conventionnel.

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2. sortie différentielle, ou non, de la tige d'un vérin. Schéma conventionnel

Schéma avec valves à cartouche

Dans le schéma avec valves à cartouche, l'excitation des bobines a et b permet l'avance normale du vérin ; puis, en désexcitant la bobine b et en excitant la bobine c, on provoque l'avance rapide différentielle. Par contre, l'excitation des bobines c et d (bobines a et b désexcitées) provoque le retour du vérin. Remarque : On peut dire que la commande avec valves à cartouche permet de décomposer un distributeur à quatre éléments couplés mécaniquement, en quatre éléments d'écoulement autonomes, reliés oléo-hydrauliquement les uns aux autres. Il est également possible de prévoir un dimensionnement adapté en fonction du débit propre à chacune des valves à cartouche. Les temps de réponse des valves à cartouche sont particulièrement brefs, puisqu'il s'agit généralement d'appareils à clapets. Des vitesses de commutation élevées et les faibles pointes de pression découlant des faibles masses et de l'absence de courses de recouvrement, assurent des temps d'ouverture, de fermeture et surtout, des temps de réponse très courts, comme ordre de grandeur, on peut indiquer une vitesse d'ouverture ou de fermeture de l'ordre de 20 à 25 ms et un temps de réponse de 5 ms. De plus, le traitement électronique des signaux de commande permet de parvenir plus aisément à une harmonisation entre les temps de réponse et les différents ordres d'excitation. Les valves à cartouche permettent de réaliser des fonctions parfaitement étanches. Grâce à un dimensionnement plus favorable des sections de passage, les pertes de charge sont plus faibles. P. GUIBERT

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3. sortie et rentrée à vitesses réglables de la tige d'un vérin. Schéma conventionnel

Schéma avec valves à cartouche

4. sortie et rentrée avec une charge poussante de la tige d'un vérin. Schéma conventionnel

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Schéma avec valves à cartouche

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Particularités des commandes hydrauliques par cartouches. • Résolutions économiques des problèmes posés : Un nombre réduit de composants standard permet de réaliser des circuits de commandes complexes. Les travaux dispendieux en coût de main-d'oeuvre sont réduits à un minimum. La décision de réaliser un circuit sous forme de bloc de commande est guidée par les quantités et le coût d'étude et de fabrication du bloc. • Faibles fuites internes : Les cartouches du type à clapet ne peuvent avoir des fuites que le long du guidage du clapet entre la chambre du ressort et l'orifice B de même que dans la valve pilote. La somme de ces fuites internes est minime (≈10% des fuites d'un montage conventionnel). • Faibles pointes de pression : Grâce à la possibilité de pouvoir agir séparément sur les temps d'ouverture et de fermeture des différentes arêtes de distribution, il est aisé d'influencer les débits transitoires. L'absence de zones de recouvrement sur les clapets des cartouches autorise une réaction rapide de l'amorce des pointes de pression. • Grandes vitesses d'action : Elles découlent des faibles masses en mouvement et de l'absence de recouvrement des cartouches à clapet. Les vitesses à l'ouverture et à la fermeture dépendent en grande partie de la taille et temps d'action des valves pilotes (mesuré avec une cartouche taille NG 25, env. 20-50 m/s). • Réduction de l'encombrement et du poids : Le fait de pouvoir, d'une part, concentrer sur une cartouche plusieurs fonctions de valve et, d'autre part, économiser le corps des valves du circuit de puissance, le volume de l'installation est plus petit en comparaison avec un circuit constitué par des appareils conventionnels. La masse des cartouches n'est qu'une fraction de celle des valves à tiroir équivalentes. • Réduction du niveau sonore : La maîtrise des pointes de pression permet d'éliminer à la source une cause importante de bruits. Le volume plus faible de la commande présente aussi des surfaces plus petites pour la réverbération des résonnances. • Grande flexibilité : L'échange simple des différents constituants (rapport de section active, ressort, restricteur) de même que l'adaptation facile de différentes valves pilotes permettent, sur un bloc bien conçu, de pratiquer, en peu de temps, des changements de fonctions. • Interventions aisées : La construction compacte et la réduction des raccords garantissent contre les fuites externes. Lors de constats d'incidents, il suffit souvent de faire un simple échange de cartouche au lieu de remplacer une valve complète. De cette façon, une révision générale de l'installation devient peu coûteuse. Le petit nombre d'éléments de base facilite la tenue des stocks de pièces détachées. L'expérience prouve que la durée de vie d'un circuit constitué avec des cartouches est plus grande que celle du même circuit travaillant précédemment avec des composants classiques. • Inconvénients : La recherche des pannes impose une formation approfondie du personnel effectuant la maintenance. La mise en service d'un premier équipement peut être relativement longue du fait que le bon comportement des différentes cartouches dépend à chaque fois du choix des différents constituants, restricteurs, ressorts. La recherche des pannes se complique si, au départ, le bloc n'a pas été équipé de points de mesures. En cas de parois poreuses ou fissurations de canaux, le bloc de commande entier doit être remplacé. P. GUIBERT

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Valve à cartouche 2 voies type LC : doc :

Les valves en cartouche à 2 voies se composent essentiellement d‘un capot de commande (1) et d‘une cartouche (2). La cartouche se compose d‘une chemise (3), d’un anneau (4) (uniquement jusqu’au cal. 32), d‘un clapet de valve (5), au choix avec ou sans tenon d‘amortissement (respectivement (6) ou (7)), ainsi que d‘un ressort de fermeture (8). Les valves en cartouche à 2 voies fonctionnent en pilotage par pression, ce qui implique trois surfaces sous pression importantes : A1, A2, A3. La surface A1 au siège de clapet est prise en compte à 100 %. Selon la version, la surface annulaire résultant de l‘échelonnement est de 7 % ou de 50 % de la surface A1, ce qui se traduit par un rapport des surfaces A1 / A2 de 14,3 / 1 ou de 2 / 1. La surface A3 est égale à la somme des surfaces A1 + A2. En raison des différents rapports des surfaces A1 / A2 et des différentes surfaces annulaires (A2) qui en résultent, la surface A3 est dans un cas de 107 % et dans l‘autre de 150 % de la surface au clapet A1, prise en compte à 100 %. Les surfaces A1 et A2 agissent dans le sens de l‘ouverture. La surface A3 et le ressort agissent dans le sens de la fermeture. Le sens d‘action résultant des forces d‘ouverture et de fermeture détermine la position de fonctionnement de la valve en cartouche à 2 voies. L‘écoulement par les valves en cartouche à 2 voies peut se faire de A vers B ou de B vers A. En cas d‘application de pression sur la surface A3 par prélèvement de fluide de commande dans le conduit B ou alimentation externe de fluide de commande, le conduit A est fermé de manière étanche.

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Valve à cartouche 2 voies fonction de pression type LC-LFA : doc : Fonction de limiteur de pression. fig : 1 et 2. La valve en cartouche (1) pour la fonction de limitation de pression est conçue sous forme de valve à clapet sans différence de section (absence de surface d‘application à l‘orifice B). La pression s‘appliquant à l‘orifice A est transmise par la buse d‘alimentation d‘huile de commande (5) sur le coté ressort (6) de l‘élément. En dessous de la pression réglée à la valve de pilotage (4), le tiroir (3) est équilibré en pression et se met en position fermée par l‘action du ressort. Dès que la pression de réglage est atteinte, le tiroir (3) se met en position ouverte en limitant la pression à l’orifice A.

fig : 1

Fonction de réduction de pression : a) position de repos ouverte : fig : 3. La valve en cartouche pour la fonction de réduction de pression est conçue sous forme de valve à tiroir sans différence de section (absence de surfaces d‘application à l‘orifice B). Comme valve de pilotage, on utilise les mêmes types de capots que pour la fonction de limitation de pression. La pression agissant à l‘orifice A est transmise par la buse d‘alimentation d’huile de commande sur le coté ressort du tiroir. En dessous de la limite de la pression réglée à la valve de pilotage, le tiroir est équilibré en pression et maintenu en position ouverte par le ressort, permettant ainsi l‘écoulement entre les orifices B et A. Une fois la pression de réglage atteinte, le tiroir se met en position fermée en réduisant la pression à l‘orifice A. b) position de repos fermée : fig : 4. Pour la fonction de réduction de pression à caractéristique d‘ouverture, on utilise un réducteur de pression en cartouche et un capot de pilotage avec un réducteur de pression de pilotage. L‘huile de commande est transmise de l‘orifice A sur le côté B par la buse d‘alimentation et la valve de pilotage ouverte. Le tiroir principal se met en position ouverte, permettant ainsi l‘écoulement de l‘orifice A vers l‘orifice B. Une fois la pression de réglage atteinte, le tiroir se met en position fermée en réduisant la pression à l‘orifice B. D‘éventuelles augmentations de pression côté secondaire sont décomprimées vers le réservoir par la troisième voie de la valve de pilotage. P. GUIBERT

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fig : 2

fig : 3

fig : 4 CHAP : 5-4

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Fonctions de mise en séquence. Cette fonction permet la mise en séquence d‘un deuxième système en fonction de la pression. Le réglage de la pression de fonctionnement désirée se fait par l‘intermédiaire d‘une valve de pilotage intégrée au capot de pilotage. L‘alimentation en huile de commande peut être aussi bien externe (orifice d‘huile de commande X) qu‘interne (de l‘orifice A par l‘orifice d‘huile de commande X ou Z2). Les orifices Y ou Z1 permettent la liaison à pression atmosphérique du logement de ressort au réservoir. Une fois la pression réglée par l‘intermédiaire du ressort de pilotage atteinte, la valve de pilotage fonctionne et décomprime le logement de ressort de la valve principale en direction du réservoir. Le tiroir principal se met en position ouverte, assurant la liaison de A vers B. Exemples de circuit : doc : Exemple 1 : (circuit pour la décompression du système basse pression en fonction de la pression) Dans le circuit représenté, le système est alimenté par une pompe haute pression (HD) et une pompe basse pression (ND). La pression du système PS agit en externe du côté haute pression sur la valve de pilotage par l‘orifice d‘huile de commande X. Une fois la pression de réglage atteinte, la valve de pilotage bascule le côté basse pression sur circulation à pression atmosphérique. Le clapet de non-retour RV empêche la liaison du système haute pression avec le système basse pression, maintenant à pression atmosphérique.

Exemple 2 : (circuit pour la mise en séquence d‘un deuxième système en fonction de la pression) Avec ce circuit, la mise en séquence du deuxième système ne se fait que si la pression du premier système correspond à la valeur prescrite. Le prélèvement de l‘huile de commande se fait en interne à partir de l‘orifice A de la valve principale.

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COMPOSANTS À COMMANDE PROPORTIONNELLE. GÉNÉRALITÉ : Les changements de direction du flux d'huile, de même que les modifications des grandeurs telles que pression et débit par envoi de signaux électriques, s'opèrent généralement dans les systèmes électrohydrauliques classiques, par tout ou rien aux travers de valves à commande électromagnétiques. La partie électrique de ces systèmes de commandes en digital se fait par la technologie des relais ou bien sans contacts par processeurs. Ce sont les schémas mis au point lord de l'étude de même que le diagramme de phase qui permettent d'assurer la liaison entre les deux circuits électrique et hydraulique pour assurer la mise en service et maintenance et la recherche de pannes. Les commandes en digital ne permettent pas toujours de répondre à toutes les exigences posées par un circuit de transmission électrohydraulique moderne. Une grande partie de ces problèmes difficiles peut être résolue par des systèmes de commande et de régulation qui utilisent des valves qui transposent un signal électrique modulable d'entrée en un signal hydraulique proportionnel à la sortie. DÉFINITION DES CONTRÔLES PROPORTIONNELS : Les contrôles proportionnels électrohydrauliques modulent les paramètres hydrauliques suivant les signaux de consigne. Ils constituent l’interface idéale entre les systèmes hydraulique et électronique et sont utilisés pour des contrôles en boucle ouverte ou fermée, pour obtenir des mouvements rapides, doux et précis requis par les machines et les installations modernes. Contrôle en boucle ouverte. Le contrôle hydraulique est effectué via la modulation du signal électrique au solénoïde sans vérification du résultat final de la boucle de régulation.

Légende : W = puissance DC S

= signal de consigne

Z-A = valve sans capteur intégré Z-T = valves avec capteur intégré

Contrôle en boucle fermée.

E

= platine électronique

T

= capteur de la valve

T-O = capteur du système

Les paramètres régulés sont vérifiés en continu via des capteurs de O = actionneur rétroaction ; les contrôles en boucle fermée ne sont pas soumis aux PID = contrôle de l’axe perturbations de l’environnement.

Document ATOS

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COMPOSANTS POUR LES CONTROLES PROPORTIONNELS :

• distributeur de contrôle de la direction à 4 voies: pour diriger et réguler le débit du fluide proportionnellement au signal de contrôle de la valve. Ces valves peuvent être utilisées en boucle ouverte ou fermée, pour fixer la direction, la vitesse et l’accélération / décélération des actionneurs et des servo-actionneurs. Elles peuvent également être utilisées pour réguler la valeur de la pression dans une boucle fermée. • distributeur de contrôle du débit à 2 ou 3 voies : elles sont compensées en pression et sont donc principalement utilisées pour des applications en boucle ouverte. • valves de contrôle de pression: limiteurs de pression et de réduction de pression; elles permettent la pression proportionnellement au signal de consigne. L’électronique de contrôle comprend : • platines pour les distributeurs à commande proportionnel sans capteur intégré pour applications en boucle ouverte ou fermée. • platines pour les distributeurs à commande proportionnel avec capteur intégré : applications de contrôle en boucle ouverte ou fermée; elles comparent le signal de rétroaction du capteur du distributeur avec le signal de consigne à l’entrée (tension ou courant) créant ainsi le « signal d’erreur » qui agit sur la régulation du distributeur proportionnellement à celuici en modulant le courant appliqué au solénoïde. • platines accessoires pour fonctions annexes telles que la génération de cycles, de consignes, d’interfaces, l’alimentation de puissance, • capteurs et joysticks : capteurs de course, de vitesse, de pression pour le contrôle des paramètres régulés; joysticks pour la commande à distance; • contrôleurs d’axes électroniques : ils comparent le signal de rétroaction du capteur du système avec le signal d’entrée (tension ou courant) créant ainsi le “signal d’erreur” fourni à la platine du distributeur comme nouveau signal de consigne. P.GUIBERT

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Le coeur des contrôles électrohydrauliques est le distributeur à commande proportionnel. La platine électronique distribue le courant électrique qui alimente le solénoïde du distributeur conformément au signal de consigne (généralement ±10 VDC). Le solénoïde transforme le courant électrique en force mécanique qui actionne le tiroir/obturateur face à un ressort de rappel, l’augmentation du courant fournit une augmentation correspondante de la force entraînant la compression du ressort de rappel, donc le mouvement du tiroir, d’ou la régulation progressive du flux ou de la pression par variation des ouvertures de passage. En cas de coupure de courant, les ressorts rappellent le tiroir sur la position de repos conformément à la configuration du distributeur.

¦ corps à 5 chambres tiroir à 4 voies

¡ solénoïde proportionnel ¢ capteur de position intégré

Document ATOS

Remarque. Pour améliorer les caractéristiques de progressivité, des encoches sont usinées aux coins de recouvrement du tiroir. La forme des encoches permet d’obtenir une meilleure sensibilité aux faibles ouvertures du distributeur. Le recouvrement du distributeur à commande proportionnelle est positif et progressif. Q

+∆i (A)

-∆i (A) ∆i ε>0 -Q

La section de passage reste « fermé » pendant le transfert (ε) du tiroir, correspondant au courant d’alimentation du solénoïde (∆i).

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Paramètres de réglage de la platine électronique pour les distributeurs à commande proportionnel pour applications en boucle ouverte et fermée. PLATINE ELECTRONIQUE E-ME-AC-01F

Document ATOS

Documents ATOS Rampes

•

BIAS et Échelle

Rampe + et Rampe - :

Temps requis, réglable, pour modifier la valeur du courant de pilotage après modification du signal de référence. •

Courant de polarisation [mA]: (BIAS ou bande morte ou « zéro hydraulique »)

Le réglage de polarisation permet d’ajuster le zéro hydraulique de la valve (position de début de réglage) en correspondance du zéro électrique de référence. Courant de pilotage nécessaire pour donner à la valve son point de «reset» en-deçà duquel aucun ordre donné ne sera pris en considération. •

Échelle :

C’est la relation, linéaire et réglable, existante entre le courant de pilotage et le signal de référence..

Composant

Ces 3 paramètres sont à régler sur la carte E-ME-AC-01F. P.GUIBERT

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Paramètres complémentaires. Cette liste de définitions s’applique également aux servo-valves qui sont des appareils de contrôle de direction du fluide avec modulation du débit. La grandeur d’entrée est généralement un courant électrique, mais peut être aussi une pression hydraulique, une course mécanique,… • Répétitivité : Différence maximum entre les valeurs hydrauliques consécutives obtenues avec les mêmes paramètres du système (hydrauliques, électriques) après avoir effectué plusieurs cycles de commande. La répétitivité est mesurée en pourcentage de la référence fixée par rapport à la plus grande valeur du résultat obtenue. Dans les applications en boucle ouverte elle dépend strictement de la qualité des performances du système. • Taux de fuites : La quantité de fluide s’échappant par l’orifice T quand les passages sont fermés dépend directement du soin apporté à la fabrication (pour un composant neuf). Ce taux nous donne un aperçu de la valeur minimum du débit contrôlé. • Signal de référence : Signal électrique envoyé au régulateur électronique afin d’obtenir le courant requis de pilotage du solénoïde. • Courant de pilotage : Courant nécessaire au solénoïde pour s’ajuster dans un état donné, exprimé en milliampères [mA]. • Dither : Fréquence de pulsation du courant de pilotage. • Gain électrique : Facteur de multiplication de l’erreur de la boucle destinée à corriger la valeur du courant de pilotage dans les applications fonctionnant en boucle fermées. • Courant d'inversion : Il s'agit de la valeur de courant qu'il faut appliquer à une consigne d'entrée montante pour obtenir une variation perceptible descendante de la grandeur de sortie. Cette notion, analogue à un jeu mécanique, ne doit pas être confondue avec l'hystérésis. • Hystérésis : Il s'agit de la différence entre le courant montant pour lequel on obtient une certaine valeur de sortie et le courant descendant pour lequel on obtient la même valeur de sortie. • Fidélité : Il s'agit de l'aptitude d'un appareil à reproduire la même grandeur hydraulique de sortie, lorsqu'on lui applique plusieurs fois de suite le même courant d'entrée selon le même sens de variation.

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• Débit nominal : Il s'agit du débit qui, sous le courant nominal, donne une perte de charge nominale à travers le composant. Pour les distributeurs à commande proportionnelle, la perte de charge nominale a été choisie égale à : ∆PN = 10 bar (ou 8 bar) et pour les servovalves ∆PN = 70 bar (ou 1000 Psi). • Réponses en fréquences : Il s'agit de l'aptitude que présente un appareil électrohydraulique à répondre rapidement à une consigne. Sur les notices techniques des constructeurs, ces réponses se représentent par une courbe de gain et une courbe de phase. Le gain A (rapport de l'amplitude de la grandeur de sortie sur l'amplitude de la grandeur d'entrée, ce rapport est un scalaire) exprimé en décibels (dB) sera représenté en fonction de la fréquence du signal d'entrée en Hz. La valeur du gain A en décibels est par définition :

A = 20 . log

sortie entrée

La phase Φ exprimée en degrés, sera également représentée en fonction de la fréquence du signal d'entrée en Hz. Cette forme de représentation est connue sous le nom de représentation de Bode.

• Bande passante : On appelle ainsi la fréquence à laquelle la grandeur de sortie a une amplitude égale à la moitié de celle de l'entrée. (si

sortie = 1 , on a A = 20 . log 0,5 = -6 dB). entrée 2

• Temps de réponse : Dans un essai de réponse à un échelon unitaire (ou réponse indicielle), c'est le temps au bout duquel la réponse atteint sa valeur définitive à 5 % près.

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CARACTÉRISTIQUES DE LA COMMANDE PROPORTIONNELLE.

Rappelons qu'on a mis au point l'hydraulique proportionnelle principalement pour l'utiliser en boucle ouverte; Le distributeur à commande proportionnelle agit comme deux étrangleurs, dont l'un serait monté à l'entrée, et l'autre, à la sortie du récepteur hydraulique. Ce distributeur est donc responsable de pertes d'énergie importantes; c'est à l'étude de ce problème que nous nous attarderons après avoir analysé les caractéristiques fondamentales de ce type de distributeur.

Document BOSCH

Caractéristiques du tiroir de distribution.

Bien que le débit varie directement en fonction de l'aire de l'ouverture du tiroir d'un distributeur à commande proportionnel, il n'est pas nécessairement proportionnel à l'intensité du courant de commande du solénoïde. En effet, en plus de l'aire de l'ouverture et de la variable de commande, il existe une autre variable : le gradient d'ouverture du tiroir, c'est-à-dire le rapport entre l'aire de l'ouverture et la course du tiroir. Le gradient d'ouverture dépend du recouvrement du tiroir, qui peut être de trois types:

Recouvrement : nul, P.GUIBERT

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négatif

positif. CHAP : 5-5 page 7

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Tiroir à recouvrement nul ou critique.

Dans ce type de tiroir, l'épaisseur du collet du tiroir est rigoureusement égale à la longueur des gorges du corps du distributeur. Par conséquent, le gradient d'ouverture est constant, ainsi que le gain en débit, ce qui signifie que le débit varie de façon parfaitement linéaire en fonction de la course du tiroir. Il s'agit là d'une relation idéale difficile à réaliser en pratique à cause des difficultés d'usinage. Tiroir à recouvrement négatif.

Le gradient d'ouverture du tiroir est plus important pour la zone neutre que pour les zones éloignées. Un tiroir à recouvrement négatif entraîne un gain en débit qui n'est plus constant, donc un débit qui varie de façon non linéaire en fonction de la course du tiroir; de plus, il est responsable de pertes d'énergie (fuite) en zone neutre. Tiroir à recouvrement positif.

Le gradient d'ouverture et le gain en débit sont nuls en zone neutre. On a recours au tiroir à recouvrement positif pour limiter les fuites volumétriques en zone neutre. Tiroir à recouvrement positif à entaille.

Le tiroir d'un distributeur à commande proportionnelle est donc différent de celui d’un distributeur tout ou rien par son recouvrement positif, on observe des entailles à sections triangulaires sur le tiroir, entailles qui déterminent une relation particulière du gradient d'ouverture et du gain en débit. Le débit varie donc de façon non linéaire en fonction de la course du tiroir, donc du courant de commande. Malgré le caractère non linéaire de la relation « débit-courant », plusieurs raisons militent en faveur des entailles d'abord, elles sont faciles à usiner, et leur nombre total permet de déterminer le débit pour une perte de charge donnée à travers le distributeur; ensuite, le nombre d'entailles du côté de l'orifice A du distributeur peut être différent de celui du côté B, ce qui permet d'obtenir des rapports d’aires d’ouverture du tiroir différents afin d’appairer le distributeur (pré actionneur) au vérin ou moteur hydraulique (actionneur).

Rappel : Relation « débit-pression ». L’équation de BERNOULLI nous donne pour un étranglement la relation suivante : P1+ ρgz1+ 1 .ρ.V1² = P2+ ρgz2 + 1 .ρ.V2² 2 2

Unités en S.I.

avec :

1 Q1

• • • • •

2 Q2

P2 D2 P1 et P2, pressions en 1 et 2 ; P1 D1 V1 et V2, vitesses en 1 et 2 ; ρ = masse volumique de l’huile, g = accélération due à la pesanteur ; z1 et z2 = hauteurs (ici z1 = z2) ; D1 et D2 = diamètres en 1 et 2 ; S1 et S2 sections en 1 et 2

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

ici Q1 = Q2 = Q,

En écrivant P1 – P2 = ∆P, et avec D2 < D1 (1/S1² devenant négligeable devant 1/S2²), on obtient une relation entre le débit et la pression : Q= c.S2. P.GUIBERT

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2. ∆P ρ

avec en plus ; c = coefficient d’orifice (0,6 < c < 0,75) CHAP : 5-5 page 8

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Caractéristiques « débit-pression ».

Le tiroir d'un distributeur à commande proportionnel limite le débit du fluide qui le traverse pour alimenter un récepteur, ainsi que le débit du fluide refoulé par ce même récepteur. Il agit donc comme deux étrangleurs réglables, dont l'un serait installé sur la conduite d'admission au récepteur, et l'autre, sur la conduite de refoulement. 1A

1A S2

S1 A

B

A PA

1V1-A

1V1 A

B

Q1

PB

Q2

1V1-B

∆P1

∆P2 P

B

σ1

∆P1

σ2

∆P2

T PP

Schéma hydraulique

PT

Modélisation en position flèches parallèles

On peut exprimer les débits Q1 et Q2,

Q1=c.σ1.

2. ∆P1 ¦ et ρ

Q2=c. σ2.

2. ∆P2 ρ

avec σ1 et σ2 les aires d’ouvertures du tiroir en position flèches parallèles et ∆P1 = PP – PA et ∆P2 = PB – PT (en général on posera PT = 0) Les distributeurs à commande proportionnelle offerts sur le marché sont caractérisés par leur rapport des aires d'ouverture du tiroir, No, (en général, No = 1 ou No = 2), soit : No = σ1 ¡ σ2

En divisant l'équation ¦ par l’équation tiroir par No, on obtient :

, et en remplaçant le rapport des aires d'ouverture du

Q1 = No. ∆P1 ¢ et Q2 ∆P2

2

∆P2 =(No)².⎛⎜ Q2 ⎞⎟ .∆P1 £ ⎝ Q1 ⎠

En général, il est souhaitable que les pertes de charge aient la même valeur de part et d'autre du distributeur. Pour satisfaire à cette condition, il faut donc que : No.⎛⎜ Q2 ⎞⎟ =1 ⁄ ⎝ Q1 ⎠

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Dans le cas d'un moteur hydraulique ou d'un vérin à double tige pour lesquels les débits Q1 et Q2 sont égaux (aux débits de fuites près), il faut par conséquent choisir un tiroir de rapport No = 1 (on dit alors que le distributeur est symétrique) pour satisfaire à la condition exprimée par l’équation ⁄. Par contre, dans le cas d'un vérin à simple tige, cette condition n'est satisfaite que si le rapport des aires d'ouverture du tiroir du distributeur est exactement égal à l'inverse du rapport des débits, donc à l'inverse du rapport des aires effectives du piston du vérin. Ainsi, si le rapport k = S2/S1 est égal à 0,5, il faut que No = 2 pour que les pertes de charge aient la même valeur de part et d'autre du distributeur. Si on choisit alors dans ce cas un tiroir de rapport No = 1, la perte de charge ∆P1 est quatre fois plus grande que la perte de charge ∆P2 (équation £). Cette différence peut alors donner naissance à de graves problèmes de cavitation lorsque le vérin est soumis à une charge motrice en sortie de tige. On défini k, le rapport des sections d’un vérin comme étant : k = S2/S1, avec S1 la section du piston et S2 la section annulaire (section du piston – section de la tige). En général, les constructeurs donnent pour les vérins k ≈ 0,5 ; k ≈ 0,7 et k = 1 pour les vérins double tige.

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Débit nominal d’un distributeur à commande proportionnelle alimentant un vérin. Le débit nominal QN, est le débit correspondant à la pleine ouverture du tiroir (UN = 100% de ∆PN /2

l’intensité du courant) et à une perte de charge

1V1

nominale ∆PN donnée (en général 8 ou 10 bar

A

B

P

T

1V1-B

ou 70 bar suivant les constructeurs) à travers le 1V1-A

distributeur avec les orifices A et B reliés*.

∆PN /2

∆PN = PP – PT = ∆PN /2 + ∆PN /2 PP: pression en P, PT: pression en T

Distributeur symétrique (NO = 1)

PA: pression en A, PB: pression en B

* : cela est réalisé dans le cas d’un actionneur vérin double tige ou d’un moteur hydraulique (rapport des sections k = 1), on supposera que le rendement volumétrique de l’actionneur est égal à 1. Le débit correspondant à toute autre perte de charge ∆Pi est donné par la relation

( )

pour une voie (de P → A par exemple) et avec une tension Ui quelconque (0% < Ui < 100%)

Qi= Ui .QN . ∆Pi UN ∆PN/2

Exemple de courbes « débit-pression » d’un distributeur à commande proportionnelle. 100 90 Q1 Q2

80 70

Q3 Q4

60 50 40 30 20 10 0 0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

I(%) Q1 = QN pour une perte de charge nominale ∆PN de 10 bar. Q2 = pour une perte de charge de 27 bar. Q3 = pour une perte de charge de 70 bar. Q4 = pour une perte de charge de 210 bar.

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Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction de l’effort et de la vitesse de V1 la tige d’un vérin simple tige. F

Avec : S2 = k.S1 avec 0 < k ≤ 1 F =effort : poussant ou tirant

S1

S2 1A

Q1

poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond, P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige V2 = vitesse de rentrée de tige

1V1

Q2

A

B

P QP

T

1V1-A

V2

1V1-B

• Cas d’une charge poussante, sortie de tige : 1) Equilibre de la tige du vérin. (Mouvement de la tige uniforme) P1S1 - P2S2 – F = 0 (γ ≈ 0) ⇒ F = S1 ( P1 – k P2) avec k =

2) Equations liant les débits.

S2 S1

⇒

P1 =

F + kP2 S1

¦

S2 ⇒ Q2 = k.Q1 S1 3) Relation entre débits et pressions, caractéristiques l’écoulement dans le distributeur. avec P1 = PA et P2 = PB P2 PT Q2 P 2 − PT + Q1 = QN 2 (Pp−P1) , Q2 = QN 2 (P2−PT ) ⇒ = k ⇒ P1 = Pp − = ∆PN ∆PN k² k² Q1 Pp− P1 Q1 = V1.S1

et Q2 = V1.S2

avec k =

¡

4) Relations caractéristiques : P1 et P2. ⎫ ¦ ⇒ P1 = SF1 + kP2 P2 PT F ⎞ ⎪ ⇒ P2 = k ² 3 ⎛⎜ Pp − SF1 + PT + kP2 = Pp − + ⎟ ¢ ⎬⇒ k² ⎠ 1+ k ⎝ k² k² S1 P2 PT ⎪ ¡ ⇒ P1 = Pp − k ² + k ² ⎭ ¢ ⇒ ¡ P1 = Pp − 1 3 ⎛⎜ Pp − F + PT ⎞⎟ + PT ⇒ P1 = 1 3 ⎛⎜ k 3Pp + SF1 + kPT ⎞⎟ £ 1+ k ⎝ S1 k ² ⎠ k ² 1+ k ⎝ ⎠ 5) En reportant ces résultats dans la relation débit-pression de la voie d‘admission par exemple, Q1 = QN 2 (Pp−P1) et en remplaçant P1 par l’équation £ avec Q1 = V1.S1 ∆PN

⇒

QN

=

V1 . S1 2 1 + k3

.

∆PN F PP − − k . PT S1

⁄

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

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• Cas d’une charge poussante, rentrée de tige : P1.S1 - P2.S2 - F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) 2 (PA −PT ) 2 (PP −P2) Q1 = V 2.S1 = QN . et Q2 = V 2.S2 = QN . avec ∆PN ∆PN puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient : V 2 . S1 ∆PN . QN = F 2 k . PP + − PT S1 1 + k3

Q2 = k . Q1

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

• Cas d’une charge tirante, sortie de tige : P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) 2 (PP −P1) Q2 = V1.S2 = QN . 2 (P2−PT ) Q1 = V1.S1 = QN . et avec ∆PN ∆PN puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient : V1 . S1 ∆PN . QN = F 2 PP + − k . PT S1 1 + k3 Risque de cavitation pour ; Pp

≤

F S1

.

Q2 = k .Q1

1 k

3

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V1 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de cette équation.

• Cas d’une charge tirante, rentrée de tige : P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) 2 (PA −PT ) 2 (PP −P2) Q1 = V 2.S1 = QN . Q2 = V 2.S2 = QN . et avec ∆PN ∆PN puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient : V 2 . S1 ∆PN . QN = F 2 k . PP − − PT 3 1 S 1 + k

Q2 = k . Q1

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V2 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » la seconde partie de cette équation.

On prendra en fonction de k : 0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

1,41

1,41

1,41

1,39

1,37

1,33

1,28

1,22

1,15

1,08

1

k

2 1 +

k3

Dans le cas de la sortie et de la rentrée de la tige sous charge, on choisira un composant ayant le débit nominal correspondant à la plus grande des deux valeurs de QN. P.GUIBERT

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CHAP : 5-5 page 13

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Cas particulier pour un vérin double tige.

V

Avec : S1 = S2 = S (k = 1) F =effort : poussant ou tirant

F S

S

poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

1A

Q

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond, P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige = V V2 = vitesse de rentrée de tige = V

V

1V1

Q

A

B

P QP

T

1V1-A

1V1-B

• Cas d’une charge poussante : „ sortie de tige

QN

=

V . S.

∆PN F PP − − PT S

„ rentrée de tige

QN =

V.S.

∆PN F PP + − PT S

• Cas d’une charge tirante : „ sortie de tige

QN

= V . S.

∆PN F PP + − PT S

„ rentrée de tige

QN

=

V.S.

∆PN F PP − − PT S

• Remarque : Les équations précédentes sont écrites en « S I », avec QN en l/min, V en m/s et S en cm², il faut multiplier par « 6 » le second membre de ces équations.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction de l’effort et de la vitesse de la tige d’un vérin à montage différentiel. Avec : S2 = k.S1 avec 0 < k ≤ 1 F =effort : poussant ou tirant

V1 F

poussant = résistante en sortie de tige tirant = motrice en sortie de tige

QN = débit nominal du distributeur Q1 = débit coté fond, Q2 = débit coté tige ∆PN = perte de charge nominal du distributeur P1 = pression coté fond B P2 = pression coté tige PP = pression en P PT = pression en T (souvent ≈ 0) V1 = vitesse de sortie de tige V2 = vitesse de rentrée de tige

S1 Q1 1V1 1V1-A

S2

1A

A

B

P

T

V2 Q2

1V1-B

QP

• Cas d’une charge poussante, sortie de tige : P1.S1 - P2.S2 – F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) mais P1 = P2 å P1.S1.(1-k) – F = 0 avec Q2 = k . Q1 Q1= V1.(S1−S2)=V1.S1.(1−k) = QN. 2(PP−P1) et Q1 = QP+ Q2 ∆PN puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient : V1 . S1 . (1 − k ) ∆PN . QN = F 2 (1 − k ). PP − S1 1 + k3 • Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V2 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » la seconde partie de cette équation.

• Cas d’une charge poussante, rentrée de tige : Idem que pour le cas avec un vérin simple tige en montage classique.

• Cas d’une charge tirante, sortie de tige : P1.S1 - P2.S2 + F = 0 (γ ≈ 0), (P1 ≈ PA et P2 ≈ PB) mais P1 = P2 å P1.S1.(1-k) + F = 0 avec Q2 = k . Q1 Q1= V1.(S1−S2)=V1.S1.(1−k) = QN. 2(PP−P1) et Q1 = QP+ Q2 ∆PN puis en éliminant P1 et P2 entre les équations, on obtient : V1 . S1 . (1 − k ) ∆PN . QN = F 2 (1 − k ). PP + S1 1 + k3 • Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, V2 en m/s et S1 en cm², il faut multiplier par « 6 » la seconde partie de cette équation.

• Cas d’une charge tirante, rentrée de tige : Idem que pour le cas avec un vérin simple tige en montage classique. P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Débit nominal d’un distributeur à commande proportionnelle alimentant un moteur. En régime permanent : vitesse de rotation du moteur : ω .Q ω = 0,π03 .q

avec

Q en l/min

1A

q en cm3/tr ω en rad/s couple exercé sur le moteur : CM en daN.m 1V1

On définit le débit nominal par la relation :

1V1-A A

B

2 .∆PN 100.CM PP − D

P

T

QN = 6 .D . ωmax . 100

1V1-B

pour une tension maxi telle que UN = 100% avec : •

D = cylindrée par radian en cm3/rad,

•

∆PN et PP en bar,

•

CM en daN.m,

•

QN en l/min.

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Distributeur symétrique (N0 = 1) On négligera le débit de fuite du drain et on suppose rendement volumétrique du moteur est égal à 1.

CHAP : 5-5 page 16

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Détermination du débit nominal d’un distributeur en fonction par l’intermédiaire d’un réducteur d’une charge inertielle et de la vitesse d’un moteur hydraulique. Avec

Cc

q= cylindrée du moteur, Cm = couple moteur, Jm = inertie de l’arbre moteur,

ωc

ωm = vitesse de rotation de l’arbre moteur, Γm = accélération en rotation de l’arbre moteur,

ωm

Q

ωc = vitesse de rotation de la charge, Γc = accélération en rotation de la charge,

(P1 − P2). q = Jm . r . Γc + (P1 − P2) = QN = Q0 .

∆PN ∆P0

avec

1V1-A

A

B

P

T

1V1-B

QP

Γm = r. Γc

avec

et Cm =

Cr r

Jc. Γc Cr Γc Cr . (r ².Jm + Jc ) + + = r r r r Γc .(r ².Jm + Jc ) + Cr r.q

∆P0 = PP – (P1 – P2) PT

QN = r. q . ωc .

Q

1V1

r = rapport de réduction du réducteur (r ≥ 1), QN = débit nominal du distributeur, Q = débit (on néglige les fuites), ∆PN = perte de charge nominal du distributeur, P1 = pression coté A (P1 ≈ PA), P2 = pression coté B (P2 ≈ PB), PP = pression en P, PT = pression en T (souvent ≈ 0), Jc . Γc r

Jm

1A

Jc = inertie de la charge,

(P1 − P2) . q − Cm = Jm . Γm +

Jc

Q1 = Q2 = r.q. ωc

et

∆PN Γc .(r ².Jm + Jc ) + Cr PP − − PT r. q

avec r = 1 : c'est-à-dire sans réducteur de vitesse (Cm = Cr, QN = q. ωc .

ωm = ωc)

et

Γm = Γc = 0

∆PN PP − Cm − PT q

• Remarque : L’équation précédente est écrite en « S I », avec QN en l/min, q en cm3/tr et N en tr/min, Cm en daN.m et les pressions en bar, l’équation devient :

QN =

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q.N . 1000

PP

−

∆PN 200.π.Cm q

−

PT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Puissance maximale délivrée par proportionnelle (ou par une servovalve).

un

distributeur

U FR M I M à

commande

La puissance maximale délivrée par une servovalve, alimentée sous une pression constante Pp, est obtenue lorsque la perte de charge dans la servovalve, ∆Psv, est égale au tiers de la pression d'alimentation Pp.

∆Psv =

Pp 3

En effet, soit une servovalve délivrant un débit maximal Q, l'intensité du courant de commande est alors le courant nominal iN sous une pression d'alimentation constante Pp, à charge nulle. La puissance maximale Wm délivrée par la servovalve est alors égale à Wm = Q.Pp. Lorsque la servovalve alimente un récepteur (vérin de section S) chargé tel que la pression de fonctionnement soit égale à F/S, la pression qui reste disponible à la servovalve pour assurer le débit est alors : ∆Psv =Pp − F S

(nous considérons ici, pour simplifier, une pression de retour nulle en sortie de la servovalve). Si Qsv est le débit passant dans la servovalve, on sait que l'on a : Q = Pp ⇔ Qsv = Q. ∆Psv Qsv Pp ∆Psv La puissance délivrée par la servovalve est alors : Wsv = Q . ∆Psv . (Pp − ∆Psv) Pp Cette puissance passe par une valeur maximale lorsque la dérivée Q .⎡ 1 (∆Psv) −21 . (Pp − ∆Psv) − (∆Psv) 1 ⎤ = 0 ⇒ 2 ⎥⎦ Pp ⎢⎣ 2

∆Psv =

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d(Wsv ) est nulle. Soit : d(∆Psv)

1 (Pp − ∆Psv) = ∆Psv ⇒ 2

Pp 3

CHAP : 5-5 page 18

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COMPENSATION (ou balance) DE PRESSION. Les débits qui traversent un distributeur à commande proportionnelle varient en fonction de la racine carrée des pertes de charge qui leur correspondent. En général, ces pertes de charge varient elles-mêmes considérablement, puisqu'elles dépendent des pressions nécessaires au niveau de l’actionneur. De ce fait, pour une ouverture donnée du tiroir, on ne peut maintenir une vitesse constante au niveau de l’actionneur que si le distributeur est muni d'un compensateur de pression. Ce compensateur de pression transforme le distributeur à effet proportionnel en un véritable régulateur de débit de type restrictif. Certains fabricants adjoignent le compensateur de pression au corps même du distributeur, d'autres l'introduisent dans un bloc foré à monter en sandwich entre le distributeur et son embase. Signalons toutefois que, même si le débit devient alors pratiquement indépendant des pertes de charge, il demeure dépendant des variations de la viscosité du fluide dues aux changements de température. On monte généralement le compensateur de pression du côté de l'alimentation, en amont du distributeur, et on capte la pression de pilotage à l'aide d'un sélecteur de circuit constitué de deux clapets de retenue installés entre les conduites raccordées aux orifices A et B du distributeur. Un circuit comme celui représenté ci-dessous fonctionne adéquatement

Document ATOS

Ainsi, lorsque le déplacement a lieu vers la gauche (sortie de tige), la pression PB est toujours supérieure à la pression PA pendant les périodes d'accélération et de vitesse constante, ainsi qu'au moment du freinage à cause de la prédominance des charges résistantes. De la même façon, lorsque le déplacement a lieu vers la droite (rentrée de tige), c'est la pression PA qui est toujours la plus élevée des deux. Grâce à ces particularités du vérin et des charges, le sélecteur de circuit fait en sorte que la pression transmise au compensateur de pression soit toujours celle qui règne à l'admission du vérin.

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Distributeur à commande proportionnelle. type DHZO de chez : référence DHZO – A – 07 1 – S 3. Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance le passage, l’arrêt et le sens d ‘écoulement du fluide d’un circuit hydraulique, afin par exemple de commander la sortie, l’arrêt et la rentrée de tige d’un vérin hydraulique.

Ce distributeur DHZO à commande proportionnelle 4 voies 3 positions est un appareil de contrôle de direction et de réglage de débit non compensé avec régulation proportionnelle aux signaux électroniques de consigne. Ce distributeur est associé à une platine électronique ME01 qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande.

Document ATOS Le capteur électronique de position du tiroir¢ n’est pas dans la configuration de ce composant.

Ce distributeur se compose essentiellement, du corps ¦, du tiroir principal tarage et des électro-aimants ¡.

avec ressorts de

Lorsque les électro-aimants sont au repos, le tiroir principal est maintenu en position médiane par les ressorts. Le tiroir principal est piloté directement, par l'excitation de l'un des électroaimants proportionnels. Par exemple : si on excite l'électro-aimant "b", alors le tiroir se déplace vers la gauche, proportionnellement au signal électrique d'entrée. Il y a établissement de la liaison de P å A et de B å T par des sections d'étranglement avec caractéristique progressive de débit. La désexcitation de l'électro-aimant « b » par l’action du ressort replace le tiroir en position médiane. Ce distributeur est symétrique, c’est à dire que le rapport des sections de passage est égal à 1. Le champ électromagnétique est une fonction de l’intensité du courant qui parcourt la bobine. Une variation du champ électromagnétique du solénoïde provoque une variation du débit.

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Régulateur de débit à commande proportionnelle. type QVHZO de chez : référence : QVHZO – A – 06 / 3 / 20 Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance le débit indépendamment de la pression dans un circuit hydraulique, afin par exemple de maîtriser une vitesse de déplacement de tige d’un vérin hydraulique ou la vitesse de rotation d’un moteur hydraulique quelle que soit la charge sur celui ci. Le régulateur de débit QVHZ à deux voies est un appareil de contrôle de débit compensé avec régulation proportionnelle aux signaux électroniques de consigne. Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande. Dans les versions à deux voies l’orifice P est bouché. Il est donné pour un débit maxi régulé de 3,5 l/min.

$

Document ATOS Ce régulateur de débit a un étrangleur ¦ commandé directement par le solénoïde et un compensateur de pression mécanique ¡ qui compense les variations de pression pour maintenir un ∆P constant à travers l’étrangleur. Ce régulateur de débit à commande proportionnelle à action directe avec rétroaction est utilisé pour contrôler électriquement à distance le débit donc la vitesse des vérins et des moteurs hydrauliques. Le réglage du débit se fait par affichage (0 à 100%) au potentiomètre de consigne. Par l’intermédiaire du module électronique ME01 et du solénoïde proportionnel, l’étrangleur ¦ est réglé en fonction de la consigne. La balance de pression ¡ maintient en permanence la chute de pression à l’étranglement variable à une valeur constante. Avec une valeur prescrite de 0%, l’étrangleur variable est fermé. Il se ferme également en cas de coupure de courant. Un démarrage sans à-coups est possible à partir d’une valeur prescrite de 0% (réglage du courant de polarisation) et l’ouverture et la fermeture progressives sont temporisées (réglage de la rampe) incorporées dans module électronique ME01. A la réception d’un signal de consigne, le solénoïde proportionnel déplace l’étrangleur ¦ et le compensateur de pression mécanique ¡ en comprimant un ressort, et en laissant un certain passage de l’orifice A å B. La valeur de ce passage, donc du débit est défini par la position de l’étrangleur ¦, laquelle est fonction de l’effort produit par le champ électromagnétique du solénoïde proportionnel. Le champ électromagnétique est fonction du courant qui parcourt la bobine. Une variation du champ électromagnétique du solénoïde provoque une variation de l’ouverture de l’orifice variable, donc du débit. P.GUIBERT

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Limiteur de pression à commande proportionnelle. type RZMO de chez : référence RZMO – A – 010 / 100 / 20 Ce composant est utilisé pour contrôler électriquement à distance la pression d’un circuit hydraulique, afin par exemple de maîtriser une force exercée par un vérin hydraulique ou un couple exercé par un moteur hydraulique.

Le limiteur de pression RZMO est un appareil de contrôle de pression avec obturateur, à action directe et réglage proportionnel aux signaux électriques de consigne. Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande. Il est donné pour un débit maxi de 4 l/min et une pression maxi de 100 bar..

Document ATOS Dans ce limiteur de pression un solénoïde ¦ commande par l’intermédiaire d’un ressort obturateur flottant ¡ l’intérieur du corps ¢.

, un

Un limiteur de pression à commande proportionnelle est équipé d’un solénoïde pour contrôle de force. Dans ce type de contrôle, le noyau ne bouge pas quand le courant varie. Le signal d'entrée nécessaire au tarage de la pression est fourni par une consigne qui, par l'intermédiaire du module électronique ME01, modifie le courant appliqué au solénoïde ¦, donc également le tarage de pression. Si la consigne est nulle, c'est le tarage de pression mini qui s'installe égale à l’action du ressort . A la réception d’un signal de consigne, le solénoïde proportionnel ¦ exerce un effort F sur le clapet ¡ contre son siège lié à ¢. La pression dans l’orifice P va croître jusqu’à ce que l’effort résultant engendré par la pression repousse le clapet ¡. A ce moment, un débit de fuite s’établit et la pression chute jusqu’à une valeur correspondant à l’équilibrage de l’effort F.

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Une variation de l’effort F provoque une variation équivalente de la pression dans l’orifice P. On peut donc moduler une pression en fonction d’un effort variable. Ce dernier est produit par le champ électromagnétique du solénoïde proportionnel d’intensité variable, laquelle est une fonction linéaire de l’intensité du courant qui parcourt la bobine. En modulant le courant de consigne, on obtient une modulation identique de la pression. Pour les débits importants, on a recours aux appareils pilotés à 2 étages. L’étage pilote est constitué d’un limiteur de pression à commande proportionnelle « LPP » du type « contrôle de force » et d’un étage de puissance constitué d’un limiteur de pression « LP » conventionnel Tout Ou Rien (TOR). P2

LPP

C I P1

LP

Po

Le réglage manuel du limiteur TOR de puissance a pour fonction la limitation de la pression maximale, la pression minimale est définie par la raideur du ressort de rappel du tiroir de l’étage de puissance, et d’autre part par la perte de charge provoquée par la soupape proportionnelle. C’est le tarage du limiteur à commande proportionnelle qui détermine la pression de tarage de l’ensemble.

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CHAP : 5-5 page 23

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Réducteur de pression à commande proportionnelle. type RZGO de chez : référence RZGO A –010/ 210 /20 Ce composant est utilisé pour limiter électriquement à distance la pression à une valeur donnée en aval de ce composant, afin par exemple de maîtriser une force exercée par un vérin hydraulique ou un couple par un moteur hydraulique. Si la pression en amont est inférieure à la valeur de tarage, la pression en aval sera la même aux pertes de charge prés intrinsèque du composant

La soupape de réduction de pression RZGO est un appareil de réduction de pression à 3 voies, à action directe et régulation proportionnelle. Il est associé à une platine électronique ME01, qui contrôlent la régulation de la valve par un courant variable en fonction du signal de consigne provenant du système de commande. Il est donné pour un débit maxi de 12 l/min..

Document ATOS Sa fonction consiste à réduire la pression d'un système à une valeur donnée. PP = Pression en entrée (amont) PA

PA = Pression en sortie (aval) Ppil = Pression de pilotage (tarage)

Ppil

Si PP < Ppil alors PA = PP Si PP > Ppil alors PA = Ppil Pp

Aux pertes de charge prés du composant.

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Dans cette soupape de réduction de pression un solénoïde ¦ commande directement par l’intermédiaire d’un ressort un obturateur à l’intérieur du corps ¡. En position de repos le fluide passe librement de la conduite P vers la conduite A. La pression dans la conduite A agit par l'intermédiaire de la conduite de pilotage sur la surface du tiroir opposée à celle soumise à l’action du ressort et du solénoïde ¦. Lorsque la pression dans la conduite A tend à dépasser la valeur de tarage donnée par le solénoïde ¦, la force hydraulique en résultant déplace l’obturateur pour réguler la pression dans la conduite A à la valeur préréglée et la maintenir constante. Lorsque la pression augmente dans la conduite A sous l'action de forces antagonistes sur le récepteur, la force hydraulique en résultant continue de déplacer l’obturateur contre le ressort. La conduite A est donc reliée au réservoir T. Le circuit secondaire est relié au réservoir jusqu'à ce que la pression cesse d'augmenter. Le drainage du logement du ressort est toujours externe et s'effectue par l'intermédiaire d’une conduite vers le réservoir T. L’obturateur se maintien en position d’équilibre à la pression de tarage, que l’on soit en statique ou qu’il ait circulation de fluide dans le composant.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Platine électronique E-ME-AC de chez

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: référence E – ME – AC – 01F

La platine électronique E-ME-AC alimente des valves proportionnelles mono solénoïdes via un signal en courant qui ajuste la régulation selon le signal de consigne. Elles sont prévues pour opérer dans des systèmes de régulation en boucle ouverte. La platine fournit un courant de commande qui varie proportionnellement avec le signal de consigne à l’entrée (en tension ou en courant) en donnant au solénoïde un courant pulsatoire. Pour la régulation précise de la valve on prévoit des réglages de l’échelle et du courant de polarisation sur la face avant. Cette carte est insérée dans le module ME01 comportant un certain nombre de composants permettant de faire l’interface avec une bobine d’un appareil à commande proportionnel. ¦

¡

¢

⁄

£

¤

¦ : Alimentation du module : en 0V et 24VDC : Interrupteur général : marche (1) – arrêt (0) ¡ : Validation rampes ; (1) oui, (0) non ¢ : Validation sortie; (1) oui, (0) non, la diode rouge « INHIBIT » est allumée lorsque l’interrupteur est en position (0), donc pas d’alimentation de la bobine. £ : 2 potentiomètres (valeurs de la consigne) ⁄ : Voltmètre (branchement en parallèle) : Ampèremètre (branchement en série) : Alimentation de la bobine (S1) ¤ : Alimentation externe de la consigne (automate –5V - +5VDC). : Alimentation de la consigne ; (valeur variable d’entrée de la consigne et 0V) Test du courant (mV lus = mA) (branchement en parallèle : Résistance 1 Ohm)

Réglage de la polarisation (BIAS)

Réglage de l’échelle Réglage de la rampe

Remarque : Cette carte permet l’alimentation proportionnelle d’une seule bobine (S1). Il n’y a pas de possibilité de réglage d’une seconde bobine (S2).

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LES SERVOVALVES ÉLECTROHYDRAULIQUES. La servovalve électrohydraulique est l’entrée est un courant électrique tout ou rien et la sortie un débit hydraulique tout ou rien. La servovalve est en quelque un organe à action proportionnelle dont l’entrée est un courant électrique variable et la sortie un débit hydraulique proportionnel au courant électrique. Une confusion très répandue, jusque dans les catalogues des fabricants est faite entre servovalve et électrovalve. En principe, la désignation d’électrovalve devrait être réservée à l’organe tout ou rien dont sorte, l’âme des asservissements électrohydraulique. Sa qualité première est son temps de réponse qui est beaucoup plus faible que le temps de réponses des électrovalves de même dimension. Il existe actuellement sur le marché plusieurs dizaines de types de servovalves correspondant à plusieurs schémas de principes différents. On se limitera à décrire le fonctionnement de quelques types les plus couramment utilisés. Symbolisation : Les servovalves sont en grande partie dans la version 4/3 des distributeurs. Sa représentation normalisée est la même que celle des distributeurs à commande proportionnelle. Une servovalve est composée : • d’un moteur couple électrique de commande, • d’un distributeur hydraulique progressif à pilote à pont hydraulique : Moteur couple. Le moteur couple est constitué principalement par un aimant tournant aimanté radialement et situé à l'intérieur d'une armature dont le champ est variable. Il est donc sollicité pour tourner dans un sens ou dans l'autre suivant le sens du courant qui traverse la bobine d'excitation. Le rotor est lié d'une part à un potentiomètre inductif donnant une tension proportionnelle à la rotation θ de l'arbre par rapport à la position milieu et d'autre part à un levier lié à un tiroir de distribution. Remarque. Les servovalves à jet ou à palette créent une fuite interne permanente de 100 à 600 cm3/min, ce qui peut être un inconvénient. Elles exigent de plus une filtration très poussée en raison de la petitesse des orifices du pont hydraulique. Si cette dernière ne peut être garantie, on constate un abaissement considérable de la fiabilité. La servovalve à deux étages, à distributeur et moteur couple à retour position, pallient ces inconvénients.

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Principe du pilote à pont hydraulique. La pression pilote traverse deux orifices calibrés σ et σ’ de très petites dimension de diamètre de l’ordre de 0,25 mm. Les pressions d’aval p et p’ sont modulées par les orifices variables de fuites Of1 et Of2 de diamètre de l’ordre de 0,25 mm et de course ab de 0,025 mm.

Si le courant électrique qui traverse le moteur couple sollicite la palette vers la droite, la fuite côté gauche va croître, et la pression p va diminuer, de même la fuite coté droit va diminuer, et la pression p’ va augmenter. Les deux pressions p et p’ agissent sur le tiroir de l’étage de puissance, qui se déplace donc de la droite vers la gauche. Principe du pilote à pont hydraulique MOOG®.

Considérons une intensité i traversant les bobines ce qui crée un couple C tendant à déplacer la palette ab vers la droite. L’orifice Of2 s’étrangle partiellement, la pression d’aval p’ monte et le tiroir principal se déplace vers la gauche. La lame élastique ab est sollicité vers la gauche, tendant à annuler la rotation initiale du moteur couple.

L’équilibre est très approximativement obtenu lorsque le moteur couple est revenu en position centrale, puisque les deux pressions d’aval p et p’ doivent être les mêmes.

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Principe de fonctionnement. Les servovalves ont pour rôle de délivrer un débit proportionnel à une tension de consigne. Le moteur couple sous l'action d'une force électromagnétique permet le déplacement d'une palette modifiant la pression de pilotage appliquée aux extrémités du tiroir principal. Cette pression de pilotage est proportionnelle au déplacement de la palette contre les buses. Le tiroir se déplace, entraînant la barre de rétroaction. La palette se repositionne, ce qui engendre une correction de la pression de pilotage afin d'immobiliser le tiroir principal en position. Le débit ainsi réglé est alors proportionnel à la tension de consigne. Les caractéristiques asservissement.

des

servovalves

permettent


Armature du moteur couple.  Palette.  Barre de rétroaction.  Tiroir principal.

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leur

utilisation

principalement

 Chemise.  Buses.  Corps principal.  Filtre intégré.

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en

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE SERVOVALVES document MOOG®

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Servo valve « AIR EQUIPEMENT 30465 » développée par BENDIX (USA). C'est une servovalve en débit, à 4 voies, à 2 étages hydrauliques, à moteur couple baignant dans l'huile (moteur mouillé), à premier étage du type buse - palette, à deuxième étage du type tiroir de distribution mobile en translation et rappelé en position neutre par deux puissants ressorts précontraints.

A : aimant C : chemise du distributeur principal F : filtre de protection d’un orifice fixe O : orifice variable P : palette R : ressort de rappel du tiroir T : tiroir du distributeur principal

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Comparaison entre les valves à effet proportionnel et servovalves : doc. BOSCH

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Comparaison entre les valves à effet proportionnel et servovalves : doc. BOSCH

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LES AXES ÉLECTROHYDRAULIQUES. Les mouvements des machines modernes sont réalisés moyennant des axes en boucle fermés. Le contrôle du mouvement des machines modernes est essentiellement un problème de contrôle d’axes. Les machines industrielles modernes sont des machines multi-axes toujours plus contrôlées par des dispositifs électrohydrauliques proportionnels. Les axes électrohydrauliques (servo vérin ou servo moteur) sont facilement programmables de façon analogue aux systèmes électromécaniques et permettent une automation flexible au moyen du logiciel de l’unité centrale de contrôle. En comparant les systèmes électromécaniques aux systèmes électro-hydrauliques, ces derniers ont les avantages suivants: •

protection intrinsèque contre les surcharges,

•

adaptation automatique aux forces,

•

réponse rapide,

•

variation simple et continue de la vitesse,

•

haute densité de puissance des forces ou des couples,

•

longue durée de vie et excellente fiabilité.

Les servoactionneurs avec capteurs et électronique intégrés représentent la solution électrohydraulique de pointe, qui n’exige qu’une simple conduite pour l’alimentation hydraulique et un simple câble pour l’électronique de contrôle; ils sont disponibles en exécution étanche pour des applications en plein air, mobiles et marines ou en exécution antidéflagrante pour des installations chimiques et off-shore. Ils simplifient la conception grâce à la souplesse de leur automation et leur fiabilité maximale.

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ASERVISSEMENT EN POSITION : SERVO VÉRIN. Asservissement en boucle fermée : L’asservissement en position permet la compensation des écarts et la proportionnalité rigoureuse de la position de la tige d’un vérin hydraulique au signal de commande. Consigne U

∆U

Amplificateur proportionnel

I

Distributeur à commande proportionnelle

Q

Vérin hydraulique

Position

Capteur de déplacement

La boucle comprend un signal de commande, un amplificateur proportionnel, un distributeur à commande proportionnelle, un vérin, un capteur de position et un détecteur d’écart qui compare le signal fourni par le capteur à une valeur de consigne. Le système est autocorrecteur, et est pratiquement insensible aux perturbations extérieures (variation de la charge entraînée) pouvant venir troubler la loi de proportionnalité établie. Servo vérin : Un servo vérin est composé d’un vérin hydraulique, d’un capteur de déplacement lié à la tige du vérin, et d’un organe de commande (distributeur à commande proportionnelle). La tige du piston est creuse pour laisser le passage à la partie fixe du détecteur qui est vissée dans le fond arrière. La partie mobile du détecteur est centrée dans le piston. Elle suit les déplacements du piston. La partie fixe vissée dans le fond arrière est composée d'une tige qui porte la piste résistante d'un bloc de montage avec joint d'étanchéité et d'un connecteur électrique. La partie mobile porte les contacts coulissants.

D’après document MANNESMANN REXROTH

Le montage de l’organe de commande est monté directement sur le vérin ou le plus près possible de celui-ci, permettant d’obtenir des temps de réponses les plus courts possible en minimisant l’élasticité due aux tuyauteries de liaison et à la compressibilité de l’huile.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE ASSERVISSEMENT EN VITESSE, SERVO MOTEUR.

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Asservissement en boucle fermée : L’asservissement en vitesse permet la compensation des écarts et la proportionnalité rigoureuse de la vitesse en rotation d’un moteur hydraulique au signal de commande.

∆U

Consigne U

Amplificateur proportionnel

I

Distributeur à commande proportionnelle

Q

Vitesse

Moteur hydraulique

Capteur de vitesse

La boucle comprend un signal de commande, un amplificateur proportionnel, un distributeur à commande proportionnelle, un moteur hydraulique, un capteur de vitesse et un détecteur d’écart qui compare le signal fourni par le capteur à une valeur de consigne. Le système est auto correcteur, et de ce fait, est pratiquement insensible aux perturbations extérieures (variation de la charge) pouvant venir troubler la loi de proportionnalité établie.

Servo moteur : Un servo moteur est composé d’un moteur hydraulique, d’un capteur de vitesse entraîné par l’arbre du moteur, et d’un organe de commande (distributeur à commande proportionnelle). Le montage de l’organe de commande est monté directement sur le moteur ou le plus près possible de celui-ci, permettant d’obtenir des temps de réponses les plus courts possible en minimisant l’élasticité due aux tuyauteries de liaison et à la compressibilité de l’huile.

G

Remarque : Le distributeur à commande proportionnelle doit toutefois être « appairé » au moteur : le rapport des sections de passage du moteur est de 1, le rapport des sections de passage du distributeur doit être aussi de 1 pour avoir les mêmes pertes de charge dans les deux sens de passage (flèches parallèles et flèches croisées)

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Guide pour les axes modernes électro-hydrauliques

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1. LES MOUVEMENTS DES MACHINES MODERNES SONT REALISES MOYENNANT DES AXES EN BOUCLES FERMES. Le contrôle du mouvement des machines modernes est essentiellement un problème de contrôle d’axes. Les machines industrielles modernes sont des machines multiaxes toujours plus contrôlées par des dispositifs électrohydrauliques proportionnels. Le contrôle de ces axes électrohydrauliques devrait toujours être en boucle fermée. Seulement un système en boucle fermée oblige de bénéficier pleinement de la combinaison entre électronique et hydraulique: précision, temps de réponse, répétitivité, insensible au milieu ambiant. En outre, un contrôle en boucle fermée rationalise les systèmes complexes: une seule unité de process peut piloter plusieurs cartes et beaucoup d’axes. 2. POURQUOI LES COMPOSANTS STANDARD? Les contrôles en boucle fermée pour les systèmes modernes devraient être réalisés en utilisant des composants hydrauliques et électroniques standard. Avec les composants standard nous avons les avantages suivants : • rationalisation des machines, • une solution économiquement optimisée, • l’utilisation de composants facilement interchangeables, valves proportionnelles et vérins ISO avec fixations standard (hydrauliques et électriques), permet un approvisionnement et une manutention plus facile et la possibilité de simples modifications pour la mise à jour de la machine. La plupart des fabricants de composants suivent les mêmes standards internationaux. 3. TYPE DE SCHÉMA ÉLECTRO-HYDRAULIQUE. En figure 1, est représenté un schéma à blocs de base d’entrée commune. Cela fait référence un servo-récepteur linéaire. Les servomoteurs et servo-récepteur rotatifs suivent les mêmes concepts. Le schéma de base peut être intégré avec valves de sécurité, valves de contre-pression, systèmes load sensing et valves auxiliaires.

Unité centrale

Rétroaction

Contrôleur d’axe

Régulateur

Signal de référence 1 = actionneur (vérin) 2 = distributeur à commande proportionnelle et régulateur 3 = contrôleur électronique 4 = unité de puissance Document ATOS

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4. RÉCEPTEURS ET CAPTEURS. Les mouvements électro hydrauliques sont réalisés avec des récepteurs linéaires ou rotatifs. Les premiers sont «commandés» par le moyen de traducteurs de positions analogiques ou digitales qui fournissent la rétroaction de position pour fermer la boucle et peuvent être montés directement dans le récepteur (capteur). Normalement, les servo-verins sont dotés de valves proportionnelles pour augmenter la rigidité du système. Les servo-verins Atos sont «en exécution à bas frottements» avec caractéristiques statiques et dynamiques élevées pour améliorer les prestations de contrôle. La gamme Atos offre: • Servo verins type CKP, CCP avec capteur potentiométrique incorporé, le moins coûteux et le plus utilisé. • Servo verins type CKW(V), CCW(V) avec capteur inductif incorporé: (figure 2) sans contact préférable en cas de vitesse élevée et/ou fréquence de travail élevé ou avec un cycle «répétitif». • Servo verins type CKM, CCM avec capteur magnéto sonique incorporé (figure 2): utilisé quand il est demandé une précision de positionnement élevée ou un contrôle de vitesse approprié. • Servo verins sans capteur incorporé: dans ce cas, le capteur doit être appliqué à l’extérieur du vérin pour fournir la rétroaction de position du dernier élément actionné de la machine. Il s’agit typiquement du capteur inductif à encodeurs linéaires ou rotatifs (avec pignon et couronne). Les récepteurs rotatifs sont communément associés avec encodeur digital ou dynamo analogique respectivement pour les contrôles de position/vitesse ou de vitesse.

Les contrôles en boucle fermée de force/pression sont réalisés avec les mêmes modes de contrôles de position et vitesse mais utilisant des capteurs de pressions ou de capteur de force. Parmi les valves de contrôle pression, les versions ZO-TER sont équipées avec capteurs de pressions à électronique intégrée qui réalisent le contrôle de pressions en boucle fermée. Les valves de contrôle de pressions peuvent être directes ou pilotées. 5. VALVES PROPORTIONNELLES ET RÉGULATEURS. Les valves proportionnelles à haute prestation fournissent des prestations similaires à celles de bonnes servo-valves, en maintenant les prérogatives typiques de l’électro-hydraulique proportionnelle: moindre délicatesse, moindre exigence de filtration, stabilité intrinsèque, moindre hystérésis. Les valves proportionnelles ATOS et les régulateurs électroniques relatifs sont marqués «CE» en accord avec les directives EMC et Basses Tensions. Les valves mono solénoïde sont le juste choix pour réaliser un système en boucle fermée avec un contrôle plus simple et optimisé économiquement.

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Pour choisir la valve proportionnelle la plus judicieuse, il faut considérer : • choisir un capteur avec recopie nulle (par ex. une valve type DLHZO), • choisir une valve avec une caractéristique de réponse en fréquence d’au moins 30 Hz avec 90° de déphasage (diagramme de Bode), • choisir la configuration de «fail-safe» plus adapté (figure 3) pour prévenir dans certains cas, d’un manque d’alimentation électrique, • utilisés un capteur linéaire pour les contrôles de position, • répétitivité et hystérésis 0.2 %. Il est recommandé la version TE avec électronique intégré, pré tarée en usine, qui assure une fonctionnalité précise plus interchangeable et simplifié les câblages et le tarage. Pour un meilleur fonctionnement d’une boucle fermée, choisir des tiroirs avec un débit maximum égal à 10÷25% en plus du débit maximum régulé (meilleur contrôle du débit minimum et des gains hydrauliques). Lorsque de hautes vitesses de translation sont associées à des approches précises, utiliser la régulation «spéciale» de la valve série «T» et les régulateurs électroniques relatifs (voir fiche F190). Choisir la configuration de fail-safe la plus adapté (figure 3) en fonction des impératifs de sécurité de l’axe, en cas de coupure électrique. Sont également disponibles les valves type DPZO-LE (figure 4) avec double capteurs de rétroaction (sur tiroir principal et sur tiroir de la valve pilotée). Ils sont utilisés pour obtenir une meilleure précision et pour améliorer les prestations statiques et dynamiques. Dans ce cas, le régulateur électronique intégré contrôle deux signaux de rétroaction en double boucle fermée. Le module pilote ZJ peut piloter n’importe quel étage proportionnel secondaire avec dynamique élevée. Atos offre aussi de mini organes de commandes A0ZJ-TE (figure 5), servocommandes électro-hydrauliques linéaires à dynamique élevée grâce au servo module ZJ. Ils sont interfaçages directement à l’unité de contrôle de la machine et réalisent les positionnements auto-contrôlés (course maxi: 16 mm) en fonction des signaux électroniques d’entrée. Pour des débits élevés, il existe également des valves proportionnelles en cartouches. Ce sont des éléments standard pour montage en monoblocs avec des solutions compactes et économiquement optimisées. Chaque valve proportionnelle est alimentée par le biais d’un régulateur électronique qui fournit au solénoïde un courant modulé en fonction du signal électronique de référence. Pour assurer la meilleure fonctionnalité, le régulateur électronique devrait être fournit par le constructeur. Le signal de référence est normalement en tension (Volt); en alternatif il peut être en courant (Ampère), cette dernière est utilisée quand les câbles du signal de référence et de rétroaction sont très longs et cela peut engendrer des interférences et des parasites. Dans chaque cas, il est nécessaire de soigner avec attention le blindage des câbles électriques en reliant à la masse la tresse. Le régulateur électronique peut être intégré sur la valve (versions TE, LE) ou séparé (en format Undecal et Europe). Sont disponibles également les cartes digitales; elles supportent des solutions et des algorithmes avancés et assurent un comportement plus précis. Ces régulateurs devraient être utilisés seulement pour des machines construites en quantité importante auxquels l’association du contrôle digital et l’optimisation du software prévu par le constructeur, permettent une solution économiquement optimisée. P.GUIBERT

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6. SYSTÈME ÉLECTRONIQUE DE CONTRÔLE. Le système électronique de contrôle comprend une unité de contrôle et une ou plusieurs cartes d’axes.

L’unité de contrôle machine comprend une unité d’élaboration de données (PLC, PIC, CNC) pour élaborer les signaux d’entrée/sortie (figure 6). Cette unité d’élaboration de données est dotée d’un terminal pour l’insertion de données, et est équipée avec une unité périphérique dédiée, c’est-à-dire, cartes d’axes et d’autres contrôleurs électroniques pour la coordination des différents axes. Le système de contrôle électro-hydraulique peut être optimisé aussi bien hydrauliquement qu’électroniquement. La carte d’axes est l’interface entre l’unité de contrôle du process (qui élabore le programme principal) et les systèmes électro-hydraulique auxquels arrivent les adresses des signaux de référence. Les cartes d’axes peuvent être analogiques ou digital, cette dernière est plus diffusée. Les axes digitaux sont interfaçages directement avec encodeurs inductifs pour la moitié des applications des cartes auxiliaires. Pour faire l’interface entre un capteur analogique et une carte d’axes, il faut prévoir un convertisseur A/D. Pour avoir de bonnes prestations, il faut avoir une résolution d’au moins 12 bit. Essentiellement, une carte d’axes compare les signaux de références et de rétroaction et élabore le signal de contrôle en sortie. Le contrôleur le plus utilisé est du type PID auquel les paramètres réglables sont : P : proportionnel à l’erreur; I : proportionnel à la variation de l’erreur; D : proportionnel à la vitesse de variation de l’erreur. Une carte d’axes peut contrôler un ou plusieurs axes (jusqu’à 6, même synchronisés) et peut être employée pour des applications standards ou pour des applications spécifiques à hautes prestations, avec langage de haut niveau. 7. ANALYSE DE SYSTÈME EN BOUCLE FERMÉE. Cette section est prévue pour fournir une approche pratique de base pour évaluer les prestations des systèmes en boucle fermée. Les concepts de base décrits par la suite arrivent aujourd’hui à supportés de programmes avancés de simulation. Avec ceux-ci, il est possible de construire des circuits complexes en raccordant les divers blocs fonctions qui représentent la boucle après avoir déterminé les caractéristiques en sortie de chaque élément. Il est possible en outre de simuler le comportement des systèmes complexes et d’analyser leur réponse dynamique: en particulier il est facile de développer les études paramétriques (rigidité variable, masse, type et taille des valves proportionnelles). Les applications électro-hydrauliques peuvent se diviser essentiellement : • application dynamique: mouvement des charges à vitesse/fréquence élevée; • application de force: transmission de force élevée à basse vitesse. Les problèmes qui naissent dans les applications dynamiques sont des évaluations difficiles mais de grande importance. La majeure partie des disfonctionnements est due à une approche du système qui ne considère pas le problème de la fréquence.

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Il faut considérer deux aspects : • la rigidité hydraulique du système; • l’inertie des charges. Dans beaucoup d’applications, le fluide hydraulique est considéré incompressible. Cela n’est pas correct dans l’absolu puisque quand un fluide est en pression, il se comprime au même titre qu’un ressort (figure 7). Dans les servo systèmes rapides avec charges dynamiques élevées ainsi que les tuyauteries, peuvent être considérées comme élastiques surtout pour des valeurs élevées de pression. Il faut faire attention à la présence des accumulateurs: ils améliorent les générales mais rendent le système plus critique du point de vue dynamique. L’analyse d’un système de contrôle en boucle fermée peut être simplifiée en schématisant les composants (ou groupes de composants) comme les blocs (figure 8). La relation entre l’entrée et la sortie d’un bloc simple est le gain (G). Le gain de la boucle du système Kv (figure 9) peut être calculé en additionnant les gains des blocs simples de la boucle (amplificateurs GD, valve proportionnelle GV, vérin GC, rétroaction). Plus élevé est le gain de la boucle du système, meilleurs sont les prestations en générale. Un gain excessif peut rendre, cependant, le système instable (figure 10). Dans cette situation les oscillations dynamiques divergent. La valeur maximum du gain avec laquelle est encore assurée la stabilité du système est déterminée par: • la masse de la charge (M); meilleure est la masse, meilleure sont les forces d’inertie, meilleure est la tendance à osciller, • la rigidité du récepteur (CH); rigidité faible signifie une tendance à osciller élevée et donc la rapidité devrait être la plus haute possible, • coefficient d’amortissement (x) du système (typiquement = 0.05÷0.3). Ce paramètre dépend de la caractéristique de la valve (non linéaires) Pour assurer la stabilité du système : Kv < 2.ξ.ωS, auquel ωS, la fréquence naturelle du système en boucle fermée, est le minimum entre : • ωV :: fréquence naturelle de la valve (fréquence avec déphasage de 90°) • ωO : (CH / M)0,5 : fréquence naturelle du système mécanique (généralement 10 ÷100Hz voir figure 11); • ωat : fréquence naturelle de l’amplificateur et des capteurs de rétroaction (normalement négligé parce qu’au moins dix fois plus grande que ωV et ωO . P.GUIBERT

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Dans les applications industrielles d’axe électrohydraulique la fréquence critique est toujours ωO . Pour les récepteurs linéaires ωO est calculé avec la formule suivante : B = 1,4.107 kg/cm.sec² (module de compressibilité) C = course en mm 40.B.A1 1 + k ωo = (rad / s) M = masse en kg . 2 c.M S1 = surface du piston en cm² S 2 = surface annulaire en cm² formule ATOS k = S2/S1 Le temps minimum d’accélération/décélération admis pour un système cylindre masse pour maintenir la stabilité fonctionnelle est lié directement à la fréquence naturelle ω0 : (critère de Route-Hurwitz) : tmini = 35/ω0 (s) L’expérience montre que si le temps minimum de rampe tmini calculé pour assurer la stabilité dans un système est inférieur à sensiblement 0,1 secondes, le système doit être réexaminé. Une fois fixé, le temps de cycle total et la course, il est possible de calculer la vitesse maximum : Vmax = Ctot / (ttot – tmini) avec Ctot = course totale (mm), ttot = temps de cycle totale (s) est par conséquent l’accélération maximum max = Vmax / tmini

max ou Amax:

La rigidité de l’ensemble est importante aussi pour déterminer la prestation statique ou précision, avec lequel l’axe électro-hydraulique rejoint et maintient une position donnée, puisqu’en augmentant la rigidité, on augmente la sensibilité aux possibles désagréments externes; charges résistantes sur les récepteurs, charges dues au poids (vérins montés verticalement), frottement sur les guides, jeux des joints; Les autres paramètres à évaluer attentivement sont l’écartement de la valve de la position zéro à cause des variations de température ou pression.

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8. ANALYSE D’UN SYSTÈME EN BOUCLE FERMÉE: EXEMPLE TRAITÉ. L’exemple suivant montre la grande influence des caractéristiques dynamiques dans un système en boucle fermée. Considérons le schéma simple figure 13. Le vérin est relié à une valve proportionnelle, le cycle machine impose au vérin d’effectuer la course entière dans un temps de 2 sec. • S1 = 19,6 cm² • S2 = 14,7 cm² • k = 0,75 En utilisant la relation de la section 7, on obtient : ωO = 69,12 rad/s tmini = 0,51 s Vmax = 0.67 m/s max = 1,31 m/s² Qmax = Vmax . S1 = 0,67 . 19.6 . 60/10 = 78,9 l/min Finertie = M . = 2620 N La pression demandée à la centrale de puissance est : Pmin = (Finertie + Fcharge) / S1 = (262 +1962) / 19,6 = = 113,5 bar

Fig. 13 : Système analysé dans l’exemple.

Pconsigne = Pmin + Pnom.valv. + Pcircuit. = 113,5 + 70 +16 = 199,5 bar Choisir une valve proportionnelle avec un Pnom.valv compris dans la plage illustrée de la fiche technique. Dans l’exemple précèdent on peut choisir une valve : DLKZO-TE-040-L71 (Q = 90 l/min, Pnom.valv = 70 bar).

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LES TUBES. Les liaisons entre les différents composants d’un système hydraulique sont réalisés par : • des tuyauteries rigides, les plus souvent en acier si les composants à relier sont fixes, • des tuyauteries flexibles, si les composants à relier sont mobiles entre eux, • des raccords qui permettent la jonction entre les différentes tuyauteries et composants. La technologies des blocs forés permet de relier directement des composants entre eux par l’intermédiaire d’un bloc rigide qui fait fonction de canalisations pour relier les différents orifices des composants et de maintient de ces composants en structure compact.

On utilise généralement: • jusqu’à la dimension nominale de 40 mm, des raccordements à bague coupante (sur des installations soumises à de faibles efforts et exemptes de vibration), • jusqu’à la dimension nominale de 40mm, des raccordements avec cône à souder et tenue conique avec bague (sur les installations lourdes et pour une exploitation plus sévère), • pour des dimensions nominales supérieures à 40 mm, des raccordements par brides. Les conduites doivent être décapées, passivées puis lavées au fluide; le décapage sert pour éliminer la rouille ou les incrustations et surtout les déchets de borax de soudure, etc. Le cas échéant ajouter un traitement de phosphatation ; de toute façon, les conduites doivent être parfaitement propres. Lors de l’installation, les tubes doivent reposer sur un nombre approprié de supports; actuellement, on a l’habitude d’utiliser des colliers plastique, généralement en polyamide ou polypropylène. Nous conseillons de calculer le nombre de supports sur la base des distances moyennes d’ancrage: • 1500 mm pour des tubes sous pression, • 3000 mm pour des tubes sous basse pression (lignes de retour et de drainage). Vérifier que les tubes et les éléments hydrauliques puissent aisément être démontés en cas de besoin. Au cours de la phase de montage des tuyaux flexibles, éviter de trop petits rayons ainsi que des efforts de torsion les tuyaux flexibles doivent être dimensionnés pour des pressions de valeur double de celle de la pression maxi. d’exploitation afin de tenir compte des pics instantanés de pression qui sont inévitables. En cas de contre-pression les orifices de drainage des moteurs hydrauliques et des valves doivent être raccordés au réservoir séparément des raccordements de retour.

Les tuyauteries rigides. Les tuyauteries rigides sont généralement des tubes en acier. Mais la définition des matériaux est fonction de la pression et de la nature du fluide. Selon la gamme de pression nous rencontrons : • moyenne ( < 160 bar) et haute pression (>250 bar) : tubes en acier étiré à froid* (huile minérale),et de tubes en acier inoxydable (fluides synthétiques). • basse pression ( < 80 bar) : on peut employer d’autre matériaux comme le cuivre, l’aluminium, du rilsan, …à condition qu’il soit compatible avec le fluide. *: tube type hydraulique : tube en acier A37 étiré à froid, sans soudure, blanc d’étirage, avec un état de surface intérieure excellent. Existe en cotes pouces ou cote métrique, de longueur de 2 à 3 m, permettant des rayons de cintrage au minimum à trois fois de diamètre extérieur du tube.

Désignation. La norme NF A 49-330 pour la désignation des tubes hydrauliques donne le diamètre extérieur et l’épaisseur en mm. • exemple : 12-2, ce qui donne un diamètre intérieur de 8 mm. P. GUIBERT

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Détermination d’un tube. Le tube sera déterminé en fonction du débit qu’il doit véhiculer, et de la pression maximale qu’il doit subir, et de la perte de charge que l’on admet. • le débit et la perte de charge admissible permettront de déterminer le diamètre intérieur minimal, • la pression permettra de déterminer l’épaisseur de la paroi. Attention : les diamètres du tube doivent être appairer avec la taille des orifices des composants. Diamètre intérieur. Dans chacun des tronçons du circuit, le diamètre des tubes doit être choisi suivant le débit d’huile et ce débit peut être nettement supérieur à celui de la pompe (tenir compte des rapports de sections des vérins et de la présence d’accumulateur) en considérant que les vitesses maxi. suivantes ne doivent pas être dépassées: • 0,5 à 1,5 m/s dans les tubes d’aspiration, • 1,5 à 4 m/s dans les tubes de retour au réservoir, • 4 à 8 m/s dans les tubes d’alimentation, • 0,5 à 1,5 m/s dans les tubes de drain. Les vitesses inférieures doivent être maintenues sur les installations de faible pression et/ou à fonctionnement continu. Nous conseillons de calculer largement les dimensions des tubes d’aspiration et de retour au réservoir. Le tube d’aspiration doit être aussi court et aussi droit que possible; éviter les coudes aigus, les rétrécissements et les étranglements qui peuvent compromettre le bon fonctionnement des pompes. La relation S =

et D int =

Q avec S en cm², Q en l/min et V en m/s 6.V

400.S nous donne le diamètre intérieur en mm. π

Épaisseur du tube. L’épaisseur du tube dépend de la pression d’éclatement. On admet couramment que la pression d’éclatement est de 4 à 6 fois la pression maxi de service. Péclatement = k. Pservice avec 4 < k < 6 Attention : pour la pression maxi de service, il faut tenir compte des pics de pression en régime transitoire (démarrage, accélération, coups de bélier, …)

Les relations de résistance des matériaux nous donnent si nous faisons l’hypothèse que le tube est à paroi mince et que seule la sollicitation de traction est retenue : P.D int P.D int , donc e = avec e l’épaisseur en mm, P la pression d’éclatement en bar, ⇒ σ= 2σ 2e Dint le diamètre intérieur en mm et σ la contrainte maximale admissible avec σ = 4200 daN/cm² pour un tube en acier. Cette formule peut s’appliquer avec une exactitude suffisante que pour des tubes à paroi mince, c'est-à-dire, lorsque le rapport Dint /e >10 car la contrainte n’est pas uniforme dans l’épaisseur du tube. Elle est maximale sur la surface interne et par conséquence, plus grande que celle trouvée précédemment. D int ⎛⎜ σ + P ⎞⎟ −1 La valeur de la contrainte maxi. (formule de LAMÉ ) donne : e > 2 ⎜⎝ σ − P ⎟⎠ P. GUIBERT

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Détermination de l’épaisseur d’un tube (en acier : σ = 42 daN/mm²) en mm en fonction du diamètre intérieur en mm et de la pression d’éclatement en bar.

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Dimension des tubes en cotes pouce et cotes métriques.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE LES TUYAUTERIES FLEXIBLES.

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En règle générale, un tuyau se compose de trois éléments : • la robe, • le tube • le renforcement. La robe protège le renforcement et le tube des agressions extérieures telles que: • les intempéries, • l’ozone, • l’abrasion, • la température, • les produits chimiques etc. Choisir un tuyau avec une robe qui réponde aux demandes de votre système, particulièrement dans des conditions abrasives ou si le tuyau est exposé aux produits chimiques ou aux températures extrêmes. Le tube permet au fluide de circuler le plus facilement possible. Le renforcement est le muscle du tuyau. Il confère au tuyau la résistance requise pour supporter la pression interne (ou externe dans les flexibles d’aspiration). Il existe trois types de renforcement: tressé, spiralé et hélicoïdal. Le type de renforcement dépend de l’utilisation du tuyau. Assurez-vous, lors du choix du tuyau, de la compatibilité entre le tube, la robe, les embouts, les joints toriques et le fluide utilisé. D’autres facteurs, comme les températures élevées, la pollution et la concentration du fluide, auront également une influence sur la compatibilité. Des études faites par des fabricants de composants hydrauliques ont démontré que les trois principales causes de défaillance de flexibles hydrauliques sont les agressions extérieures, un mauvais montage et un routage incorrect. Dimension. Il vous faudra déterminer le diamètre intérieur adapté au débit et à la vitesse du fluide requis ainsi qu’à la perte de charge admise éviter la détérioration du tuyau par échauffement ou turbulence excessive du fluide. Température. Le tuyau sélectionné doit pouvoir résister aux températures minimales et maximales du système. Application. Déterminez où et comment le tuyau ou le flexible de remplacement sera utilisé. Assurez-vous que toutes les exigences de l’application soient respectées, par exemple le type d’équipement, les pressions de service et les pointes de pression, le fluide utilisé, le rayon de courbure, la conductivité. Pression. Lors de la sélection d’un tuyau, il est important de connaître la pression du système, ainsi que les pointes de pression. Les pressions de service, telles qu’elles sont indiquées dans le catalogue de tuyaux, embouts et équipements hydrauliques, doivent être égales ou supérieures à la pression du système.

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Choix des embouts. Un embout hydraulique a deux extrémités fonctionnelles: 1. L’insert pour l’accrochage sur le tuyau. 2. La terminaison pour la connexion à l’orifice du système hydraulique ou à l’adaptateur.

L’insert est identifié par les dimensions et le type du tuyau sur lequel l’embout sera accroché. La conception de l’embout sera déterminée par le constructeur du tuyau en fonction des spécifications requises. On obtient le type d’un embout (ou d’une terminaison) en le comparant avec l’embout à remplacer et/ou en mesurant le filetage dans lequel la terminaison sera raccordée.

Montage des flexibles. Lors du montage il faudra vérifier que : • Le rayon de courbure du flexible est supérieur de 10 à 12 fois son diamètre intérieur. On laissera aussi à chaque extrémité une longueur droite égale à au moins 4 fois le diamètre extérieur du flexible. • Le flexible n'est pas bridé dans ses fixations. Il doit épouser sans contrainte une courbe aussi large et aussi souple que possible. Pour ce faire, certains montages seront préférés à d'autres même si cela nécessite l'adjonction d'un coude ou d'un raccord oblique. • Le flexible ne subit aucune torsion. La robe extérieure porte généralement un filet de couleur sur une génératrice, ce qui permet de contrôler très vite s'il y a torsion. • Le flexible est totalement libre dans ses débattements et qu'il ne frotte sur aucune partie fixe ou mobile. • Enfin, sous l'action de la pression, le diamètre du flexible augmente et sa longueur diminue. Cette réduction de longueur peut aller jusqu'à 4% de la longueur totale. Aussi, lors de la détermination, la longueur du flexible sera calculée assez large. Le flexible sera muni d'un ou deux raccords libres qui permettront de le redresser.

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Règles de montage des flexibles.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE LES RACCORDS.

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Ils assurent la liaison démontable entre les tubes entre eux et les tubes et le composant hydraulique. Leur étanchéité reste bonne jusqu'à 300 - 400 bar. Elle est réalisée en deux points : - entre le tube et le raccord au moyen d'une bague sertie ou encore d'un cône pré-formé sur le tube ; - entre le filetage du raccord et l'appareil sur lequel il est monté par un joint ou, simplement par la forme du filet. Parmi les plus utilisés nous rencontrons : Raccord à bague sertie. Le raccord se compose de trois pièces : - le corps qui est fixé sur l'appareil, - une bague à sertir, bi-conique, portant une lèvre dure et coupante ; - un écrou de blocage qui se visse sur le corps. Lors du serrage, la bague prise entre les deux cônes se déforme et s'incruste dans le tube, assurant ainsi l'étanchéité. La bague n'est donc pas démontable après sertissage.

Le montage sur un tube de diamètre extérieur 25 reste étanche en statique (sans coup de bélier) jusqu'à 400 bar. Raccords à bague pré-sertie. C'est le même principe que ci-dessus. La bague est présertie. Ce montage nécessite l'emploi d'un outil spécial. La bague reste sertie sur le tube. Ce montage sur un tube de diamètre extérieur 30 reste étanche en statique jusqu'à 400 bar. Raccords à bague épaulée. C'est le même principe que ci-dessus. Une bague épaulée portant six arêtes est sertie sur un tube rainuré au préalable. Ce montage nécessite l'emploi d'un outil à rainurer. La bague reste sertie sur le tube. Ce montage sur un tube de diamètre extérieur 30 reste étanche en statique jusqu'à 400 bar. Raccords à évasement. L'extrémité du tube est évasée et serrée entre deux cônes mâle et femelle, portés généralement par le corps du raccord et l'écrou. Le tube est souvent guidé par l'écrou ou une manchette ce qui assure une bonne tenue au cône. Ce montage est étanche à la pression d'éclatement du tube

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Raccords avec embout à souder. L'écrou doit être monté avant soudage, opération que l'on peut être amené à faire en position sur le montage. Ce montage avec embout à souder peut être utilisé aussi comme dépannage à la suite d'un incident à un raccordement. Il permet, en limitant la réparation, une remise en route rapide. Ce sont des raccords trois pièces possédant un embout à souder sur le tube. L'étanchéité est assurée par les portées coniques de l'embout et du tube. Elle est généralement excellente, la soudure permettant, de plus, une étanchéité totale. Selon le diamètre du tube et son épaisseur on peut arriver à 500 - 600 bar. Raccords par bride. Lorsque la pression devient élevée (250 bar), ou le débit important. Un embout portant une bride mobile est soudé sur le tube. Cet embout peut être serré contre un autre embout ou sur une embase. L'étanchéité est assurée par un joint torique, ou un « quadring », logé dans l'un des embouts ou dans la plaque de base. Elle est excellente, mais le montage doit être fait proprement, avec des tubes bien en ligne et des brides bien parallèles. Un décapage soigné du tube et son traitement sont absolument indispensables avant montage. Les tubes ainsi préparés seront stockés bouchés, les bouchons plastiques étant maintenus par des plaques d'obturation. Les montages à brides existent pour des raccordements en ligne, en équerre, en té etc.

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Raccords orientables. Appelés aussi raccords « banjo ».

Ils permettent une orientation sur 360°, mais seulement au montage. Ce sont des raccords statiques, l’étanchéité n’est pas assurée quand ce raccord n’est pas bloqué.

On voit sur la figure que ce raccord orientable nécessite un dégagement au-dessous du plan de pose pour permettre le passage de l'écrou qui immobilise en rotation ce raccord.

Raccords tournants. L'utilisation de raccords tournants dans une installation hydraulique comportant des appareils mobiles ou oscillants est plus onéreuse que l'emploi de tuyauteries souples. Ce sont des raccords dynamiques, l’étanchéité est assurée pendant le mouvement. Le guidage est réalisé par des roulements. Ce peut être le cas si l'élasticité qu'apporterait une tuyauterie souple est un inconvénient majeur pour l'installation, ou bien si les efforts provoqués par la tuyauterie souple, qui tend à se redresser lorsqu'on la met en pression, peuvent être une gêne. Il y a aussi des cas où l'appareil à alimenter est astreint à un déplacement plus important que l'oscillation d'un vérin et dépasse les possibilités de déformation d'une tuyauterie souple.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE LES COUPLEURS RAPIDES.

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Pour faciliter les démontages lorsque ceux-ci sont fréquents les extrémités des flexibles peuvent être équipées de coupleurs rapides. Ces coupleurs sont en deux parties : • une partie mâle, • une partie femelle qui porte un verrouillage à billes, libéré (pour accoupler ou désaccoupler les deux pièces) par une douille coulissante extérieure. Chacun des coupleurs porte un clapet auto obturateur qui entre en butée et s'ouvre lorsque les deux parties sont en prise. Cela permet de conserver le fluide à l'intérieur des flexibles et de la partie correspondante du circuit. On ne perd que quelques gouttes à chaque montage au démontage. Les coupleurs rapides supportent généralement 250 bar, certains 350 bar.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M LES DÉRIVATIONS, COUDES, ET TRAVERSÉES DE CLOISONS.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE LES FILETAGES.

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Les extrémités des raccords sont terminées par un filetage que l'on visse dans l'appareil ou dans sa plaque de base. Nous rencontrerons deux familles de filetages • les filetages cylindriques (gaz cylindrique),; • les filetages coniques conique) et Briggs. Système ISO. (Norme Française NFE 03 - 001) C'est un filetage cylindrique. Le profil ISO (triangle équilatéral tronqué) n'est pas étanche, la troncature des filets laissant un espace libre. L'étanchéité doit donc être obtenue par un joint (joint en cuivre, joint torique, ou bague BS) pris entre deux faces dressées : le corps du raccord et l'embase ou le corps de l'appareil. Système Whitwoirth. (pas du gaz) C'est un profil Whitworth avec un angle au sommet de 551. Le taraudage est cylindrique. Le filetage peut être cylindrique ou conique. La conicité est alors de 6,25 %. Le pas est exprimé en nombre de filets au pouce (un pouce= 25,4 mm) a) Gaz cylindrique (BSPP) - Norme Française N FE 03 – 005 L'étanchéité doit être assurée par un joint serré entre deux faces d'appui dressées, comme pour un filetage cylindrique. b) Gaz conique (BSTP tr) - Norme Française N FE 03 - 004 L'étanchéité peut être assurée par les filets puisqu'il y a pénétration d'un cône dans un cylindre. Cela sous-entend que les filetages soient usinés très proprement avec des outils en excellent état. Système Briggs. (N PTF) – A ÉVITER : cause de pollution – Ce profil dont l'angle au sommet est de 60° a la même conicité (6-,25%) que le Whitworth. Mais ici la vis et l'écrou sont coniques. L'étanchéité peut être assurée par les filets puisqu'il y a pénétration d'un cône dans un autre cône. Mais, comme dans le gaz conique, elle n'est pas toujours totale et l'on peut améliorer l'étanchéité : • en enroulant sur les filets de la pièce mâle, un ruban téflon, en prenant bien soin de laisser entièrement libre les premiers millimètres du filetage (cela pour éviter de cisailler le ruban téflon lors du montage et d'envoyer dans la tuyauterie des morceaux de ruban qui viendront perturber le fonctionnement des soupapes, des distributeurs ou qui boucheront les pilotages, • en utilisant entre les pièces à étancher une résine type « Loctite » que l'on laissera sécher avant de monter en pression.

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Causes de fuites des brides et raccords. BRIDES o o o o o o o

Mauvais choix du type de raccordement en fonction de l’application Défaut d’alignement et de perpendicularité des jonctions Visserie inadaptée Mauvaise dureté shore des joints Brides en contacts au lieu des embouts États de surface incorrects Couple de serrage incorrect

RACCORDS o o o o o o

Coupe du tube non perpendiculaire Mauvais sertissage de la bague (bloc de sertissage défectueux) Absence de lubrification au sertissage Mamelon non adapté Empilage « style Tour Eiffel » de raccords, adaptateurs, etc.…injustifié Couple de serrage incorrect

Différents exemples de composants de raccordement de tubes.

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PRISE DE PRESSION « MINIMESS® ». Le nom MINIMESS est étroitement associé au pionnier HYDROTECHNIK qui mit au point, dans les années 1960, son système révolutionnaire de points de test et de mesure, à présent en service à plusieurs millions d'exemplaires. Largement copiée, la prise à bille est aujourd'hui remplacée par une prise dite à clapet, brevetée et reconnue pour son extrême fiabilité. Caractéristiques : • Etanchéité absolue jusqu’à 630 bar, • Mesures simultanées de pression, pointe de pression et température, • Purge et prélèvement d’échantillons, • Branchement et débranchement sans arrêt de l’installation, • Plage de température de -54°C à 200°C, • Acier inoxydable pour les milieux agressifs.

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Remarque :

•

Il faut mettre des prises de pression aux bornes des actionneurs, afin de faciliter le travail de la maintenance.

S1

P

•

Il faut mettre des prises de pression pour chaque circuit pression et retour avant regroupement des tuyaux pour faciliter le travail de la maintenance.

0V1

S0

S2

S3

T

Z1 0V2 0P1

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CALIBRES « CETOP » : Plans de pose des calibres 3 à 10. (Comité Européen des Transmissions Oléohydrauliques et Pneumatiques).

Calibre Débit nominal (l/min) Débit maxi (l/min) Diamètre (mm) Diamètre (pousse) P. GUIBERT

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3

4

20 80 4-5 3/16

30 100 6 1/4

5

6

40 140 10 3/8

60 200 12 1/2

7 160 300 16 5/8

8

9

240 500 20 3/4

300 700 22 - 25 1

10

11

12

540 1100 32 1.1/4

800 1600 40 1.1/2

1400 2000 50 - 52 2

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LES MODULES D’EMPILAGE LONGITUDINAL OU VERTICAL. Réaliser un circuit hydraulique par empilage de fonctions, répondant aux normes sans tuyauteries entre chaque composant donnant ainsi un montage compact, rapide à "monter". L'ensemble est formé par des blocs percés permettant le passage et la continuité du fluide entre chaque élément. On trouve plusieurs configurations de "modulaire". Les éléments viennent s'empiler sur des embases multiples monobloc, ou embases juxtaposables avec plaque d'entrée et plaque de sortie, le dernier élément du bloc est toujours le distributeur. •

Il existe des modules intermédiaires permettant de passer d'une taille à une autre ainsi que différents blocs pour répondre au quasi totalité des circuits. Il est toujours possible pour un montage spécifique de se faire usiner un bloc pouvant s'intégrer à l'ensemble. • La conception étendue de modulaire est d'utiliser les 3 faces du bloc pour venir composer son circuit. L'avantage évident est d'obtenir moins d'empilage, donc moins de fuites, et d'utiliser les composants standards sur embase. Principe: Sur un module de base peuvent être combinés, suivant l'application, différents modules de pilotage tels que valves de distribution, de pression, de débit ainsi que de mesure de pression. La fin de l'empilage est réalisée par une plaque terminale avec ou sans options. L'ensemble est maintenu par des tirants. Les modules de base sont prévus pour être raccordés à des centrales quelconques grâces à des modules de base à tuyauter. De part sa construction modulaire, ce système permet: • une grande flexibilité de par la disposition variable des modules, • des solutions individuelles répondant aux cahiers des charges, • des encombrements réduits et une puissance élevée, • une étanchéité parfaite, • des systèmes de pilotage à des prix intéressantes grâces à une fabrication en série. Avantage du système modulaire. •

Versatilités et efficacités. • permet la création de fonctions spécifiques à partir du matériel standard. • facilite la réalisation de schémas particuliers. • simplifie et réduit le tuyautage. • existe jusqu'à six fonctions + un distributeur dans un empilage. • est facile à modifier si le schéma ne donne pas satisfaction. • Entretien. • démontage simplifié. • temps d'Intervention réduit. • l'empilage n'étant pas démonté, plus de risque de remontage dans le désordre. • moins d'air à purger après remontage. • diminution des pertes d'huile. • risques de pollution réduits. • Gestion des stocks. • les blocs transfert peuvent être gérés indépendamment des fonctions sur embase. • une fonction sur embase en stock est capable de dépanner un grand nombre de fonctions modulaires; ceci est un avantage substantiel par rapport aux fonctions monobloc modulaires, d'autant plus que la fonction sur embase coûte moins cher que son équivalent en monobloc modulaire. P. GUIBERT 05/06/2008 CHAP : 6-1 page 19

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Économie. • si, au départ, l'investissement est légèrement plus élevé que le monobloc modulaire, des économies significatives sont réalisables: • à la réalisation. • à la mise au point. • à l'entretien. • dans la gestion des stocks.

Remarque. Attention, du fait de l’empilage de plusieurs composants, la longueur des tirants s’assemblage peut être important. Du fait de l’allongement des tirants en fonction de la pression, des fuites peuvent apparaitre. On limitera l’utilisation de ces montages à des pressions moyennes (< 160 bar) Le montage à plat sur plaque de base ou embase. Le côté appareil de la plaque de base est rectifié et possède un plan de raccordement correspondant aux dimensions de l'appareil concerné. La face de pose de l'appareil, également rectifiée, comporte le même plan de pose que la plaque de base et est munie de joints toriques pour assurer l'étanchéité. L'appareil est fixé sur la plaque de base à l'aide de vis. Sur le côté opposé de la plaque de base, des orifices taraudés permettent le raccordement des tuyauteries. Cette disposition permet un démontage rapide et simple des appareils sans avoir besoin d'enlever les tuyauteries. Les différents appareils d'un système automatisé oléo-hydraulique sont alors groupés avec leurs plaques de base sur un tableau de distribution constituant une solution équivalente aux armoires électriques. Lors de l'étude de ces ensembles, il faut cependant veiller à une disposition judicieuse des appareils de manière à permettre leur remplacement éventuel et un accès aisé lors du réglage des différentes valves. L'empilage d'appareils modulaires. Chacun des appareils de distribution ou de régulation de dimensions normalisées, présente deux faces parfaitement planes et parallèles et le raccordement entre deux modules d'un empilage est immédiat par simple rapprochement des faces usinées. L'étanchéité entre les faces est assurée par des joints toriques. Une simple liaison par tiges filetées - tirants - assure la cohésion de l'ensemble. Ce système permet d'éliminer un grand nombre de tuyauteries et de raccords. L'utilisation des appareils modulaires est conseillée lorsque l'espace dont on dispose pour la mise en place d'une installation oléo-hydraulique est restreint ou lorsqu'on veut donner à cette installation un aspect compact. Signalons que les constructeurs complètent généralement leur gamme de composants fonctionnels par divers accessoires ou modules de fonction. La réalisation d'ensembles monoblocs compacts s'en trouve alors considérablement simplifiée, car ces accessoires permettent l'économie de raccordements extérieurs, compliqués, chers à réaliser, souvent inesthétiques et générateurs de fuites. Parmi ces blocs complémentaires aux montages modulaires, signalons : la plaque de fermeture qui offre la possibilité d'adjoindre une ou plusieurs fonctions de plus sur une machine.

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Par ailleurs, dans un but de standardisation, elle permet d'utiliser un composant modulaire à la place d'un appareil de même fonction à montage direct sur embase, • le module de prise de pression qui permet une prise de pression sur A ou B ou sur les deux voies en pénalisant le moins possible la hauteur de l'empilage, • le module sélecteur de circuit, • le module de mise en série, • le module permettant un montage différentiel. L'alimentation d'un vérin différentiel peut se faire par un distributeur particulier. Mais, si l'on a choisi, au départ, un distributeur classique et qu'on décide ensuite d'alimenter le vérin en différentiel, on peut ajouter deux clapets anti-retour et quelques raccords. Un module qui s'intercale entre l'embase et le distributeur évite tous les raccordements extérieurs. Ces quelques exemples illustrent les possibilités multiples des blocs ou modules complémentaires. Ils mettent à la disposition de l'oléo-hydraulicien un grand nombre de solutions dont la simplicité et le faible coût de mise en œuvre complètent le côté esthétique et compact des ensembles ainsi constitués. Exemple de montage modulaire vertical avec des composants taille CETOP 5.

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Exemple de montage longitudinal.

Les différents symboles sont combinés selon le schéma hydraulique. Les raccordements de P, R et récepteurs sont tracés jusqu’aux orifices taraudés correspondant et reçoivent des repères conformes au schéma de montage hydraulique, les orifices taraudés laissés libres sont obturés.

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Exemple de montage vertical.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M LES BLOCS DE RACORDEMENT (FORÉS) : « HYDRAULIQUE COMPACT ». La tendance actuelle est de réduire au minimum le nombre de tuyaux des installations hydrauliques en groupant tous les appareils qui en offrent la possibilité sur des blocs de raccordement, et c'est le cas de presque tous les appareils tels que les électrodistributeurs, servovalves, clapets antiretour, valves de pression, de débit, etc. Échappent évidemment à cette possibilité les appareils présentant un volume important, comme les réservoirs, les filtres, les accumulateurs, et ceux dont l'emplacement est imposé par leurs liaisons mécaniques tels que pompes, moteurs, vérins. Sur certaines installations, le ou les blocs de raccordement sont portés par le réservoir, ce qui facilite les retours directs des distributeurs, des soupapes et des débits de fuites. Le groupement des appareils sur blocs de raccordement présente de nombreux avantages. • gain de place car les coudes nécessaires sur les tubes pour en permettre la pose et la dépose imposent un certain écartement entre les appareils qu'ils relient, et autour desquels il faut ménager un espace suffisant pour le débattement des clés de serrage des raccords, • gain en encombrement, et donc en poids, des appareils eux mêmes car les orifices débouchant dans les blocs de raccordement peuvent être plus rapprochés que ceux munis de raccords, toujours à cause du dégagement nécessaire pour les clés, • facilité de nettoyage des éléments d'un circuit avant montage car un bloc de raccordement bien conçu peut être facilement débarrassé des impuretés et résidus d'usinage dans un bac à ultrasons, alors que les copeaux et la limaille introduits dans les tubes au moment de leur formage sont difficiles à éliminer complètement, • facilité de maintenance car la dépose d'un appareil ne nécessite que le démontage de quelques vis de fixation, sans desserrage de raccord, de plus, l'appareil retiré peut être remplacé momentanément par une simple plaque plane, ce qui évite l'introduction d'impuretés dans le circuit pendant la durée de l'intervention, • réduction des pertes de charge qui sont quelquefois importantes dans les tuyauteries, surtout à basse température. Un bloc de raccordement est constitué par un bloc métallique percé de trous débouchant sur une surface plane, en coïncidence (plan de pose CETOP) avec ceux des appareils à raccorder assurant les liaisons judicieuses entre les premiers et qui peuvent, soit aboutir sur une face du bloc à un orifice taraudé pour raccordement à une tuyauterie, soit être obturé par un bouchon. Partant du schéma oléo-hydraulique d'une installation et des encombrements des différents appareils, on détermine les implantations, en fonction des différents perçages réalisés à l'intérieur du bloc foré destinés à assurer les liaisons entre les appareils. En outre, il faut souligner la simplicité du montage, l'étanchéité parfaite et la diminution appréciable des vibrations de fonctionnement. La maintenance est facilitée par le fait que le bloc foré comporte un certain nombre de points de mesure. Ceux-ci, judicieusement placés au sein du circuit, doivent permettre le contrôle de toutes les fonctions importantes. Le problème de la création de pertes de charge élevées par ces systèmes, source d'échauffement du fluide hydraulique, peut être contrôlé par une augmentation des sections de passage. Aussi, l'inconvénient principal du montage sur blocs forés, réside dans l'impossibilité de modifier une fonction, d'ajouter ou de simplifier aisément un appareil. Par conséquent, de tels montages nécessitent la certitude absolue de répondre exactement au problème posé. Pour obturer les perçages de liaisons il existe différents types de bouchons. Tous sont parfaitement étanches, s'ils sont bien montés, et résistent à de fortes pressions. P. GUIBERT

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Exemples de blocs forés.

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Document : »MECABOR », type PREMIUM-3.

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Caractéristiques courantes de tuyaux d’après « DIN » 2445 »

Exemple de dimensionnement des tuyaux d’un système hydraulique.

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LES RÉSERVOIRS. FONCTION. Chaque installation hydraulique comporte un réservoir qui doit remplir diverses fonctions pour assurer un bon fonctionnement du circuit: Le réservoir a pour but de stocker, à l'abri des poussières, la quantité d'huile nécessaire au fonctionnement correct d'une installation. Mais ce n'est pas sa seule fonction et il doit aussi permettre : • le refroidissement de l'huile : la dissipation de la chaleur induite par les fuites: les pertes de puissance dans l'installation hydraulique provoquent un échauffement de l'huile. Cette chaleur ainsi ramenée au réservoir est, en grande partie, évacuée par les parois du réservoir. C'est pour favoriser cette évacuation qu'il est conseillé de le prévoir largement dimensionné, éventuellement avec des parois nervurées et de le placer dans un endroit bien ventilé. • la décantation de l'huile (séparation des solides et des liquides) : les précipités dus au vieillissement de l'huile ainsi que les particules qui ne sont pas éliminées par le filtre se déposent sur le fond du réservoir. Pour faciliter leur accumulation en vue d'un nettoyage, il est recommandé de donner une légère pente à ce fond. • l’élimination de l'eau de condensation: l'eau de condensation est une conséquence des variations de température de l'huile. Le pouvoir d'absorption de cette eau par l'huile étant très faible, elle provoque soit une émulsion, soit une décantation au point le plus bas du réservoir. • la désémulsion de l'huile (séparation de gaz : la désaération ) : la présence de bulles d'air dans l'huile conduit à une augmentation du niveau sonore et peut provoquer des détériorations de composants et plus particulièrement de la pompe (cavitation). L'évacuation de l'air s'opère au niveau du réservoir; c'est pour cela qu'il faut favoriser de grandes surfaces libres de l'huile afin d'obtenir une désaération optimum. Enfin le réservoir doit assurer l'alimentation normale de la pompe qui peut être : • au-dessus de celui-ci et fixé à la plaque supérieure; la pompe aspire l'huile (la hauteur d'aspiration est limitée : attention à la cavitation), • immergé, la pompe est dans l'huile, • en dessous, le réservoir est en charge (attention à l'huile, lors du démontage). Pour éviter les pertes de charges, il est recommandé de placer le réservoir le plus prés possible de la pompe (ou des pompes). REPRÉSENTATION SYMBOLIQUE. • du réservoir.

à la pression atmosphérique

en charge.

sous pression

• des tuyauteries.

au-dessus du niveau de l'huile

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immergée

drain

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CAPACITÉ. Pour tenir compte des impératifs de dissipation de la chaleur et de désaération, il faut, dans la mesure du possible, concevoir de grands réservoirs Dans les installations mobiles, l'encombrement et le poids sont souvent en opposition avec cette règle. Dans les installations stationnaires, le degré de liberté est généralement plus grand, mais le coût du remplissage en huile fixe la limite. Généralement, la capacité du réservoir dépend en premier lieu du débit de la pompe. Dans les installations fixes, le volume de l'huile emmagasiné dans le réservoir est généralement compris entre 3 et 5 fois (jusqu’à 10 fois dans la sidérurgie par exemple) le débit minute de la ou des pompes installées sur le réservoir. Dans les Installations mobiles le volume d'huile en litres est égal à environ 1 fois le débit de la pompe en I/min Au volume nominal ainsi défini, il faut ajouter celui d’un matelas d'air de 10% à 15% destiné à faciliter les variations du niveau d'huile et permettre la résorption des mousses. Les variations de niveau sont surtout provoquées par les vérins plongeurs simple effet et double effet, avec une grande section différentielle. Dans tous les cas, il faut veiller à ce que le réservoir soit capable de contenir tout le volume d'huile de l'installation, y compris celui contenu dans les tuyauteries et vérins. Il faut de plus prévoir un espace libre au dessus du bain d'huile, espace nécessaire pour : • permettre le dégazage du fluide, • absorber les variations de niveau en cours de cycle. • absorber les variations de température qui entraînent la dilatation de l’huile d’où une augmentation de volume. Ce qui fait que le volume total du réservoir représente 4 à 6 fois le débit minute. Toutefois si l'installation comporte des vérins simple effet, il faudra tenir compte de la variation de volume apportée par le fonctionnement de ces vérins et vérifier : • que toute l'huile contenue dans ces vérins peut bien retourner au réservoir et laisser un volume libre suffisant pour le dégazage (10 à 20 % du volume total) ; • que toutes les crépines sont encore immergées d'au moins 20 cm lorsque tous les vérins sont alimentés (ex tige sortie). Il faut, dans le bac, un niveau suffisant pour assurer une alimentation correcte de la pompe et une immersion des crépines d'au moins 20 cm en dessous du niveau le plus bas. Position de la pompe par rapport au réservoir.

au-dessus

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immergée

en-dessous

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CONSTITUTION DU RÉSERVOIR (installation fixe). C'est un récipient RIGIDE, fermé, en tôle d'acier ou en inox (parfois en d'aluminium ou en « synthétique » pour des faibles volumes 4 µm/>6 µm/>14 µm/> 15/13/10 4 5A/5B/4C

Finés de filtration (x) (x) µm

2-3 µm

Technique servovalve et laboratoire. Industrie hydraulique de grande valeur, valve de pilotage électromagnétique, système moyenne pression. Industrie hydraulique, technique proportionnelle, système haute pression.

6

17/15/12 7A/7B/6C

3-5 µm

8

19/17/14 9A/9B/8C

5-10 µm

10

21/19/16 11A/11B/10C

10-20 µm

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Type de système et domaine d’utilisation

Hydraulique générale moyenne pression de taille moyenne, système basse pression.

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Exemples de classes NAS et ISO recommandées par les constructeurs : Classe de propreté Composants hydrauliques

NAS 1638

ISO 4406

Rendement absolu recommandé en µm

Pompes

10

19/16

20

Moteurs

10

19/16

20

Valves directionnelles

9

18/15

10

Valves de sécurité

9

18/15

10

Valves de contrôle de vitesse

9

18/15

10

Pompe à piston

8

17/14

5

Pompe à palettes

8

17/14

5

Valves de pression

7

16/13

5

Valves proportionnelles

7

16/13

5

Servo valves

5

14/11

3

Servo moteurs

5

14/11

3

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ÉCHANGEURS THERMIQUES. Pour un fonctionnement optimal du circuit : Revue FLUIDE N°75 Avril 2005. On le sait, la majeure partie des dysfonctionnements observés sur un circuit oléohydrautique provient de la mauvaise qualité du fluide utilisé. D'où l'importance primordiale à accorder à allongement de la durée de vie de ce fluide et surtout au maintien dans le temps de ses caractéristiques initiales. Ainsi, chacun est convaincu du caractère essentiel d’une bonne filtration pour œuvrer dans ce sens. Ce qui n’empêche pas les fabricants de filtres de devoir continuer à porter la bonne parole chez nombre d'utilisateurs encore réticents à accorder à cette fonction toute attention quelle mérite. C’est malheureusement un peu le même phénomène que l’on observe à propos des échangeurs de chaleur. Tout le monde n'est pas encore persuadé de son utilité et ce composant est encore trop souvent perçu comme un coût supplémentaire dont les bénéfices ne sont pas flagrants. Et pourtant, l’augmentation de la durée de vie de l’huile passe aussi par un bon contrôle de sa température ! C’est là qu'interviennent les échangeurs thermiques.

Refroidissement « actif ». De fait, les frottements et pertes volumétriques observés sur un circuit entraînent systématiquement une élévation de la température de l’huile. Une part très conséquente de la puissance installée, de l‘ordre de 20 à 30% montrent les études les plus récentes, se transforme alors en chaleur. Il est indispensable de combattre, dissiper et diminuer le plus possible cette chaleur si l'on veut préserver les caractéristiques initiales de son installation et donc en assurer un rendement constant dans le temps. En effet, l’accroissement de la température se traduit inéluctablement par une diminution de la durée de vie des composants tels que flexibles, joints et surfaces de roulement. En outre, une huile dont la température s'élève voit sa viscosité diminuer en conséquence et se trouve donc moins apte à assurer ses fonctions de lubrification et de protection des matériels. D'où une durée de vie moins élevée des pompes, des risques de fuites internes non contrôlées et la survenance possible de détérioration ou rupture des composants entraînant la baisse de rendement de l’installation. Indispensable sur le plan technique, la mise en place d'un bon échangeur thermique procède donc également d'un choix économique. Dans ce contexte, le simple transfert de chaleur de l’installation (réservoir, tuyauteries, composants) vers l’air environnant se relève dans la plupart des cas fort insuffisant. Beaucoup trop longue, cette opération est particulièrement inefficace quand la température de l’air s’accroît. Il est donc obligatoire d'opter pour un refroidissement actif du circuit en mettant en place un échangeur thermique approprié.

Détermination. Plusieurs technologies sont présentes sur le marché et permettent d'opérer le meilleur choix en fonction de son application et du contexte de fonctionnement du circuit. Ainsi. Le choix entre un refroidisseur eau/huile ou air/huile est important dans la mesure où il dépendra des critères et exigences propres à chaque installation.

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De fait, l'échangeur eau/huile se distingue souvent par un prix de vente moins élevé que celui de son homologue air/ huile. Mais, cette constatation immédiate doit être relativisée. D'abord, son installation suppose la mise en oeuvre de tuyauteries dont le coût accroît d'autant le prix d'achat. Ensuite, une étude dans le temps montre que son fonctionnement peut se révèle plus onéreux à cause du prix de l'eau qui ne va pas en diminuant, bien au contraire. Par contre, à puissance dissipée égale, l'échangeur eau/ huile est souvent moins encombrant et génère un moindre niveau sonore que l’échangeur air/huile. En revanche, la technologie air/huile permet de s'affranchir de tous risques de fuites et de mélanges de fluides entre eau et huile. De surcroît, les opérations de maintenance apparaissent plus aisée sur un échangeur air/huile. On le voit, le choix dépendra alors en grande partie de l’installation sur laquelle l’échangeur de chaleur est amené à intervenir et des critères que l'utilisateur jugera essentiels. En tout état de cause, la réalisation d'une étude appropriée et de calculs, tant techniques qu'économiques, s'avère indispensable avant de procéder au choix. Pour l'aider dans sa décision, l'utilisateur dispose d'un certain nombre de logiciels de calculs et de détermination des échangeurs de chaleur, proposés par les principaux fournisseurs de ce type de matériels. Ceux-ci pourront l'assister efficacement en fonction de son besoin et des différents paramètres propres à son installation : nature de l'application (équipement industriel ou installation sur un engin mobile, environnement agressif, ...), type d'huile utilisée, débit d'huile, puissance installée, température d'entrée et de sortie d'huile, etc.

Diversité. Ce sera également l'application qui déterminera la structure de l'échangeur à installer. Là aussi, le marché offre une grande diversité. Une part importante de la technique de l'échange de chaleur est ainsi constituée par les échangeurs tubulaires. Composés d'un faisceau de tubes permettant la circulation de l'eau et sur la surface desquels est dirigée l'huile à refroidir, ils seront particulièrement appropriés pour les applications présentant de hautes pressions, de fortes températures ou fonctionnant avec des fluides de transfert de chaleur spéciaux, par exemple. D'un autre côté, les échangeurs air/huile seront, eux, bien adaptés à certains secteurs industriels faisant appels à des centrales hydrauliques conventionnelle si particulièrement dans le domaine du mobile : travaux publics, machinisme agricole, engins de voirie... Enfin, les échangeurs à plaques sont arrivés, quant à eux, plus récemment sur le marché. Ils se caractérisent par une compacité notable (encombrement et poids réduits) et trouvent de belles applications dans les domaines de la chimie, de la pétrochimie, de l'agro-alimentaire, des papeteries, de la pharmacie, de l'énergie ou de la sidérurgie, entre autres. Dans cette famille de produits, les échangeurs à plaques démontables sont, par définition, modulaires et s'adaptent donc aux évolutions des installations sur lesquels ils sont montés, notamment en cas de changement des conditions thermiques affectant ces dernières. Par contre, les échangeurs à plaques brasées sont extrêmement compact et offrent des possibilités intéressantes de fonctionnement à hautes pressions et hautes températures. Enfin, dans les cas l’alimentation du refroidisseur est difficile ou impossible du fait du fonctionnement épisodique de l'installation, les fabricants proposent des groupes autonomes de refroidissement. Couplés à une pompe, ces groupes permettent de rendre indépendant le groupe hydraulique primaire du système de refroidissement. Ces équipements sont installes en parallèle et sont aussi recommandés en cas de coups de bélier fréquents sur le circuit. Le groupe autonome joue alors, un rôle essentiel dans la régulation du débit du fluide à refroidir.

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Échangeur de chaleur. Si la quantité de chaleur dissipée par le réservoir est trop faible, la température de l'équilibre thermique se situe au-dessus de la température de fonctionnement désirée. Le fluide doit subir un refroidissement complémentaire. Cette fonction est assurée par l'adjonction d'un refroidisseur qui maintient la température du fluide à une valeur acceptable. Le refroidisseur ou l'échangeur de chaleur permet de retirer de la chaleur à un premier corps, le plus souvent un fluide, pour le transmettre à un second, généralement sans que les corps entrent en contact. La quantité de chaleur qu'il est possible de transférer dans un système donné par mètre carré et par heure dépend principalement: de la nature du fluide : • viscosité, • conductibilité thermique, • masse spécifique, • chaleur spécifique, • de sa vitesse de circulation par rapport à la paroi, • de la différence de température moyenne entre les deux fluides, • de la nature, de l'épaisseur et de l'état de la surface de la paroi. On peut différencier : •

Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-air). Le fluide provenant du système s'écoule à travers un serpentin à ailettes qui est refroidi par l'air au moyen d'une roue de ventilation, puis retourne vers le réservoir. L'avantage essentiel des refroidisseurs huile-air est que l'air de refroidissement nécessaire est pratiquement disponible de partout. Toutefois la roue de ventilation doit être entraînée en rotation et on ne peut pas toujours négliger le bruit du ventilateur.

•

Échangeur de chaleur à refroidissement par air (refroidisseur huile-eau). Ces refroidisseurs conduisent, soit l'eau, soit le fluide, dans des serpentins de refroidissement, pendant que le fluide ou l'eau entoure ces serpentins. Les refroidisseurs huile-eau ont un plus grand pouvoir de refroidissement que les refroidisseurs huile-air, à cause de la plus grande différence de température moyenne existant normalement entre l'eau de refroidissement et le fluide à réfrigérer. Son utilisation dépend de l'implantation de l'installation sur le site, du fait de la nécessité d'une alimentation en eau pour le refroidissement.

•

Réchauffeurs. Pour réchauffer le fluide à la température de fonctionnement, on utilise des réchauffeurs. Pour ce faire, le fluide est réchauffé au moyen de cannes chauffantes électriques immergées. Il faut veiller à ce que l'échauffement local du fluide ne devienne pas trop important. Il en résulterait une surchauffe et la carbonisation du fluide à la surface de la canne chauffante. La densité de chauffe max. ne devrait, en conséquence, pas être située au-dessus de: • 2 W /cm² pour l'huile minérale, • 0,6 à 0,7 W /cm² pour l'ester-phosphate et l'eau glycol.

•

Refroidisseur et Réchauffeurs. Ce composant permet de combiner ces deux fonctions.

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RAPPELS SUR LA TRANSMISSION DE LA CHALEUR. La chaleur est une énergie qui est transmise par : • Rayonnement, • Conduction (à travers une paroi solide), • Conduction (à travers un fluide en mouvement). Rayonnement. D’après la loi de STEFEN-BOOOLZMANN, nous avons : ⎡ Tk ⎤ E = 20,5.a.⎢ ⎥ ⎣100 ⎦

E = émittance énergétique en kJ / m².h, a = facteur émissif 0,2 P2.

•

•

1S1

1Z1

1S2

1A

1A

1Z1

?

1V1

?

?

1V1

?

0V2 1V1-A 0V1

0V2

0P1

0V1

1V1-B

1V1-A

1V1-B

0M1

0M1

Exemple : Maintient en pression de courte durée (quelques min). Le distributeur est en position centrale. La pompe n’est pas arrêtée.

0P1

Exemple : Maintient en pression de longue durée (quelques dizaines de min). Le distributeur est en position centrale. La pompe est arrêtée, les manostats permettent la remise en marche la pompe si la pression chute trop, et coupe la pompe quand on atteint la pression maxi.

Dilatation thermique. Les variations thermiques sur un procédé hydraulique fermé et sous pression créent des variations de volumes. L’accumulateur va donc permettre de les absorber.

Avant de pouvoir déterminer le volume de l’accumulateur, il faut préalablement déterminer le volume dilaté (∆V). ∆V = V.(T2 – T1).α avec α = 0,62.10-3°K (coef. de dilatation cubique) T1 = température mini, T2 = température maxi. Le volume de l’accumulateur sera : V 0 =

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∆V 1 T1 ⎞ ⎛1 . P0 . ⎜ − ⎟ ⎝ P1 P2 T 2 ⎠

avec P0 = 0,9 P1.

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Amortissement de choc. On qualifie habituellement de « coup de bélier » le phénomène d’élévation rapide de pression qui se produit dans une canalisation lors d’une fermeture brusque d’une vanne. De façon plus générale cette variation brusque de pression apparaît dans une installation par suite de l’accélération ou de la décélération d’une colonne de fluide et de la charge qui lui est liée cinématiquement. Les propriétés d’amortissement d’un accumulateur permet de diminuer les variations brutales de pression (coup de bélier, chariots de manutention, engin de T.P.).

• •

Ceux sont des accumulateurs de faible volume (0,5 à 1 litre). On prendra P0 = 0,9 Ptravail.

Applications typiques : • Fermeture / ouverture rapide de vannes • Démarrage et arrêt de pompe

Silencieux. Réduction du niveau de bruit Réduction de pulsations de pression lorsque les pression de services nominales varient fortement • Pmax 330 bar • Pas de réception DRIRE (absence de gaz) • Montage en ligne (BSP, SAE, ...) • Efficacité dans des plages de fréquences élevées

Applications typiques : • Toutes les pompes de refoulement. • Diviseurs de débit à engrenage. • L‘automobile, l’aviation, les machines-outils, les presses à injecter.

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Amortisseur de pulsation.

Le débit provenant d’une pompe à pistons peut être plus ou moins régulier. Cela est vrai pour un nombre de pistons faibles (1, 2, 3), par contre, pour un nombre plus important (7, 9, ..), la pulsation du débit est très faible. Le plus souvent, des pulsations de débit et de pression apparaissent et sont nuisibles au bon fonctionnement de l’installation. Pour amortir ces pulsations, allonger le temps de vie des composants, améliorer la précision des mesures et diminuer le niveau sonore de l’installation, on installera un accumulateur à vessie pour leur faible inertie. On essayera aussi dans la mesure du possible de monter l’accumulateur dans l’axe de sortie de la pompe.

Applications typiques : • Presses à injecter. • Systèmes de dosage. • Systèmes de mesure et de régulation dans l‘industrie chimique, alimentaire,... • Echangeurs thermiques air/huile. • Centrales hydrauliques en général. • Machines de TP.

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Modélisation de l'accumulateur. (dans les pages suivantes « V » représente un volume) Pour l'étude d’un accumulateur, on retient le schéma classique d'un accumulateur oléopneumatique donné par la figure.

Le stockage de l'énergie par compression du gaz est appelé «charge», la restitution d'énergie due à la détente du gaz est nommée «décharge ». Les notations proposées sont Vi, Pi et T, pour le volume, la pression et la température de l'air à l'état initial et Vf , Pf , et Tf pour les mêmes grandeurs à l'état final. La masse d’air contenue dans l'accumulateur est notée Ma. La transformation thermodynamique subie par le gaz dépend de la durée des phases de charge / décharge. • Si cette durée est inférieure à 1 minute : L'énergie thermique échangée par la masse de gaz avec le milieu extérieur est faible. On peut alors retenir une transformation adiabatique comme modèle de transformation thermodynamique. • Si cette durée est supérieure à 3 minutes : L'énergie thermique échangée par la masse de gaz avec le milieu extérieur est suffisante pour que la variation de température soit limitée. On peut alors retenir une transformation isotherme comme modèle de transformation thermodynamique. • Pour les cas intermédiaires, on utilise la notion de transformation polytropique. L'air contenu dans l'accumulateur est assimilé à un gaz parfait, dont la chaleur massique à pression constante est Cp = 1 000 J.kg-1.°K-1 et la chaleur massique à volume constant est Cv = 715 J.kg-1.°K-1 . A température voisine de l'ambiante, ces coefficients peuvent être considérés comme constants.

Il est rappelé que pour un gaz parfait : • une transformation isotherme est caractérisée par la relation P.V = m . r.T = Cte P est la pression du gaz, V son volume massique et r = Cp – Cv une constante caractérisant le gaz, r = 297 J / kg.°K pour l’azote. • une transformation adiabatique est caractérisée par la relation : γ

•

P.V = Cte avec γ = Cp / Cv une transformation polytropique est caractérisée par la relation : n

P.V = Cte P.GUIBERT

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avec n coefficient polytropique < γ coefficient adiabatique. CHAP : 7 page 11

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Détermination des accumulateurs. Les accumulateurs se déterminent de plusieurs manières différentes ; pour les accumulateurs mécaniques il n’y a pas de difficultés particulières, les calculs sont semblables à ceux des vérins. Pour les accumulateurs à charge de gaz c’est plus délicat. •

On peut envoyer aux fournisseurs un certain nombre d’informations nécessaires au choix de l’accumulateur et c’est le fournisseur qui effectue une étude et propose le ou les accumulateurs répondant au cahier des charges imposé par le client.

•

On peut aussi utiliser des logiciels de calcul d’accumulateur permettant de rentrer les paramètres du cahier des charges et le logiciel propose un accumulateur situé dans la base de données du logiciel et répondant au cahier des charges. Ces logiciels sont à disposition sur Internet mais ne sont pas toujours simples d’utilisation.

•

Enfin on peut déterminer les accumulateurs soi-même en utilisant les formules théoriques de détermination puis en utilisant les abaques ou les catalogues constructeurs.

Ces trois méthodes de détermination permettent de choisir un accumulateur qui répond à nos exigences mais il se peut que nous obtenions des résultats différents car dans chacune des méthodes nous ne tenons pas compte des mêmes paramètres. Détermination par calcul.

Définition de la notation : La norme AFNOR E 48-151 définit, en concordance avec ISO 5595 et 5596, les grandeurs caractéristiques des accumulateurs hydropneumatiques. P0 :

Pression de précharge d’azote ; c'est-à-dire pression du gaz lorsque le circuit hydraulique n’est pas sous pression. NOTE : La pression P0 s’entend à une température de 20°C (± 5°C).

P1 :

Pression minimale en service ; c’est la valeur mini de pression du circuit hydraulique permettant d’effectuer le travail voulu aux récepteurs.

P2 :

Pression maximale en service ; cette valeur n’est pas obligatoirement égale à la pression de tarage du limiteur de pression qui protège la pompe.

V0 :

Volume initial ; c’est le volume réel de l’accumulateur. Il correspond donc au volume d’azote à la pression P0.

V1 :

Volume d’azote à la pression P1.

V2 :

Volume d’azote à la pression P2.

∆V :

= V1 – V2 : Variation du volume de gaz entre les pressions P1 et P2, correspondant au volume de fluide dans l’accumulateur restituable dans l’installation.

Changements d’état du gaz.

Chaque fois que l’accumulateur est utilisé, il y a changement d’état du gaz qu’il contient. Suivant la rapidité de la transformation, la loi régissant est différente. La transformation peut être : • ISOTHERME : du grec « isos » = égal » et « thermos » = chaud. • ADIABATIQUE : du grec « adiabatos » = qu’on ne peut traverser. P.GUIBERT

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Transformation isotherme : Elle se produit si la variation de volume est suffisamment lente pour qu’il y ait échange de chaleur entre la charge de gaz et le milieu ambiant et que l’on puisse donc considérer que l’azote ne change pas de température.

D’après la loi de Mariotte : P . V = cte à température constante. On peut écrire : P0 . V0 = P1 . V1 = P2 . V2, d’ou l’on tire : P0 . V 0.(P2 − P1) P0. V 0 P0. V 0 ∆V = V1 = V2 = P1 . P2 P1 P2 et on retient la formule suivante : Transformation adiabatique : Dans le cas contraire, si les variations de volume de fluide dans l’accumulateur sont très rapides, l’échange de chaleur n’a pas lieu, faute de temps et la transformation est adiabatique.

On peut écrire : P0 . V0 = P1 . V1 et

P × V γ = cte γ γ P1 . V1 = P2 . V2 . ∆V =

On retient la formule suivante :

1⎤ ⎡ P0.V 0 ⎢ ⎛ P1 ⎞ ⎥ . 1− ⎜ ⎟ γ ⎢ P1 ⎝ P2 ⎠ ⎥ ⎦ avec γ ≈ 1,4 mini. ⎣

Remarque : le coefficient γ varie en fonction de la pression et de la température.

Exposant Adiabatique

4

(0°C) (50°C) (100°C)

3,5 3 2,5 2 1,5 1 0

100

200

300 Pression (bar)

400

500

600

Transformation polytropique : C’est généralement le cas réel : les variations de volume sont trop lentes pour que l’on puisse considérer la transformation adiabatique et cependant trop rapides pour admettre un calcul en isotherme. La loi en transformation est :

P × V n = cte On retient la formule suivante 1⎤ ⎡ P × V0 ⎢ ⎛ P1 ⎞ n ⎥ ⎟⎟ ⎥ ∆V = 0 × ⎢1 - ⎜⎜ P1 P 2 ⎠ ⎥ ⎝ ⎢ ⎦ ⎣

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avec 1 ≤ n ≤ 1.4 .

n = 1,35 pour environ : 20…30 sec n = 1,25 pour environ : 1…1,5 min n = 1,20 pour environ : 2… 3 min n = 1,10 pour environ : 4… 8 min

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Calculs pratiques. Lors de la détermination d’un accumulateur, on connaît généralement les conditions d’utilisation de l’appareil, qui permettent d’apprécier le type de transformation et les valeurs :

P1 :

Pression minimale en service ; c’est la valeur mini de pression du circuit hydraulique permettant d’effectuer le travail voulu aux récepteurs.

∆V :

= V1 – V2 : Volume de fluide à restituer entre les pressions P1 et P2

La valeur de P2 peut aussi être imposée, sinon elle est choisie de façon à permettre le travail avec l’accumulateur sans exiger une trop grande fatigue des autres composants du circuit. A partir de ces valeurs, on doit évaluer P0 et V0. P0 :

Pression de gonflage (précharge) d’azote à une valeur inférieure à P1 de façon à, d’une part, toujours conserver une légère réserve dans l’appareil et, d’autre part, d’éviter que la séparation (membrane ou piston) entre gaz et fluide hydraulique vienne frapper la parois de l’accumulateur à chaque décharge.

Pour les applications en réserve d’énergie, les constructeurs préconisent : P0 = 0,9 P1. Le passage de l’état P0.V0 étant à l’état P1 étant.V1 étant isotherme dans pratiquement tous les cas, ceci revient à conserver un volume de fluide égal au dixième du volume V0 de l’accumulateur en fin de restitution. Paramètres Pression de gonflage du gaz : P0 Rapport maximal des pressions : P2 admissible P0

Débit maximal de fluide

Accu. à vessie ≤ 0,9.P1 = 0,6 à 0,9.Pm (absorption de chocs)

Accu à membrane

≤ 0,9.P1

Accu à piston ≤ P1 – 5 bar ≥ 2 bar (piston à faibles frottements)

= 0,6 Pm

≥ 10 bar

(amortissement pulsations)

(piston conventionnel)

≤ 6 :1 à 8 :1 ≤ 4 :1

(modèle soudé)

≤ 10 :1

Pas de limitation.

(modèle vissé)

Jusqu’à 900 l/min selon la capacité de l’accumulateur. Jusqu’à 840 l/min pour des modèle « High-Flow ».

Jusqu’à 360 l/min

Vitesse de déplacement maximale du piston : = 3,5 m/s (piston à faibles frottements)

= 2 m/s (piston conventionnel)

Utilisation d’un accumulateur pour : • amortir les pulsations de débit générées par la pompe, • abaisser le volume sonore, • diminuer la fatigue des composants. Prendre comme valeur de V0 ≈ 5 à 10% du volume total des vérins du circuit.

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Connaissant P0, on peut calculer V0 dans les différents cas : •

Isotherme :

•

Adiabatique :

•

•

Polytropique :

V0 =

V0 =

V0 =

∆V . P1 . P2 P0.(P2 − P1)

∆V. P1 . P0

∆V. P1 . P0

1 1

⎛ P1 ⎞ 1− ⎜ ⎟γ ⎝ P2 ⎠

1 1

⎛ P1 ⎞ 1− ⎜ ⎟n ⎝ P2 ⎠

La valeur de « n » n’étant pas toujours facile à déterminer, il n’est pas possible d’effectuer un calcul rigoureux et, dans la pratique, on applique la formule correspondant à une transformation adiabatique ; ce qui a pour effet de légèrement surdimensionné l’accumulateur.

Dans le cas les mouvement de sécurité :

La charge de l’appareil est isotherme, mais le détente est adiabatique. n On calcule V0 à partir de : P0 . V0 = P1 . V1 == P2 . V2 et P2 . V2 = P1 . V1’n. Dans laquelle ∆V = V’1 – V2 représente le volume effectif qu’on désire restituer. ∆V. P2 1 . V0 = 1 P0 ⎛ P2 ⎞ ⎜ ⎟ γ −1 ⎝ P1 ⎠ Influence de la température. Toutes les formules précédentes sont applicables si la température du milieu ambiant reste constante pendant toute la durée de fonctionnement du système.

Par contre, si la température varie dans des proportions importantes pendant les passages de l’état P1 V1 à l’état P2 V2 , il y a lieu d’effectuer la correction suivante :

T V0reel = V0 . 2 T1

V0reel : volume V0 à utiliser réellement pour l’application. V0 : volume V0 calculé précédemment. T2 : température absolue (°K) à l’état P2 V2 . T1 : température absolue (°K) à l’état P1 V1 .

De même, la pression de gonflage P0 calculée ci-dessus doit être mesurée à la température de fonctionnement. La pression de gonflage à une température de référence donnée est obtenue en multipliant P0 calculé par le rapport température de référence en °K sur température de fonctionnement en °K. P0 (20°C) = P0 (reel) .

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193 T2

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MONTAGE TRANSFERT DU RESERVOIR D'AZOTE.

Lorsque l'écart entre la pression min. et la pression max. d'une installation hydraulique est très faible, et que le système demande une restitution importante de fluide provenant de l’accumulateur (V0 > 100 litres ou V0 > 4 fois le volume déplacé), on choisira ce type de montage. Une partie du volume total de gaz peut être rajoutée à l'aide de bouteilles d'azote. Il faut tenir compte des pertes de charges du raccordement azote car elles s’ajoutent pour les pertes de charge côté fluide. Prendre en compte les variations de températures car les capacités des gaz en sont sensibles. Le volume minimum du ou des accumulateurs transferts « v0 » est donné : v0 =

V0 0,9

⎡ ⎛ 0,9.P1 T1 ⎞⎤ ⎢1 − ⎜ P2 . T 2 ⎟⎥ avec P0 ≈ 0,95 à 0,97 P1. ⎠⎦ ⎣ ⎝

Le volume de la capacité additionnelle est V0 –v0.

Répartition en volume standard Réserve env 3%

Gaz en haute pression Gaz en basse pression Fluide en haute pression Fluide en basse pression

Piston en position haute

Piston en position basse

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ORGANE DE VERIFICATION DE PRESSION ET GONFLEUR.

Les pertes des accumulateurs hydropneumatiques sont en générale très faibles. Pour éviter, lors d’une éventuelle chute de pression de gonflage P0, le piston ne vienne en contact avec le couvercle ou que la membrane ou la vessie ne soit trop déformée. Il est indispensable de vérifier régulièrement la pression du fluide contenu dans la poche de gaz (environ tout les 6 mois). Pour ceci on utilisera un vérificateur gonfleur, cette organe est composé d’un manomètre et d’une prise pour y reliée une alimentation de pression. Il peut se relier a l’accumulateur puisque celuici est équipé d’un clapet permettant la mise en relation avec la poche de gaz. En cas de sous gonflage de la poche de gaz, si P0 0,5 m/s ). L'étanchéité statique sous la bague dynamique d'étanchéité est réalisée avec une pièce généralement en élastomère (torique ou carrée, etc ...) pour compenser par son élasticité les variations dimensionnelles. Les joints se montent en gorges fermées avec des outils de montage. Le pré serrage pour les joints de tige est plus important que pour les joints de pistons. Ils peuvent être équipés d'un élastomère fluoré pour le fonctionnement à haute température ou conditions spécifiques. Joints Racleurs : Le racleur en élastomère ou en caoutchouc thermoplastique (polyuréthane) voire en métal sert à éviter l'entrée des impuretés pouvant se déposer sur la tige en position sortie. Il existe 3 types principaux: à cage métallique extérieure (emmanchement en gorge ouverte), sans cage métallique extérieure (montage par déformation en gorge fermée), un modèle à double fonction : raclage extérieur et raclage intérieur. Il existe des variantes en PTFE pour les systèmes à frottement réduit (précautions au montage).

Joint de guidage : Les éléments de guidage diminuent les efforts entre les parties dynamiques (glissement sans rayure, absence de guidage, diminution de la friction ...). Le choix des matières dépend des efforts à récupérer et des frottements souhaités. Ils existent sous forme circulaire fendue prêts à l'emploi (bague) ou au mètre sécable à la demande (bande de guidage). Différentes matières sont disponibles sur le marché : - résines thermoplastiques. - résines thermodurcissables. - PTFE (chargé bronze - graphite - carbone) On calcule leur largeur en fonction des charges radiales à absorber.

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Systèmes d’étanchéité pour les vérins dans les presses.

Comparaison de systèmes – 1.

Comparaison de systèmes – 2.

COMPATIBILITES CHIMIQUES (voir ISO 60 72 et catalogues des fabricants. Une majorité de joints est en: • Nitrile (NBR); -40 +100"C pour huiles minérales etc.....; • Fluorocarbone (FKM ) ; -25 + 180°C; • Ethylène Propylène (EPDM) ; -50 + 150°C, pour huiles de freins SAE 1703J et eau chaude; • Polyuréthanes; -50 + 100°C, attention ne convient pas pour les HFA/B/C/D. Il existe cependant des mélanges spéciaux pour hydrolyse et les huiles ménageant l'environnement; • Polytétrafluoréthylène (PTFE); -130 + 250°C, perméable aux gaz ; • Résines thermoplastiques; -40 + 100°C ; • Résines thermodurcissables; -40 +100°C. Les données en température sont indicatives.

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Complément sur les joints d'étanchéité. Matériaux des joints d'étanchéité. La plupart des élastomères utilisés dans la fabrication des joints pour circuits hydrauliques sont de synthèse. Parmi ceux les plus répandus, citons l'acrylonitrile (Perbinan): cet élastomère résiste particulièrement bien à l'action des huiles minérales - le fluorélastomère (Viton) qui présente les meilleures caractéristiques de résistance chimique et de tenue à la chaleur: cet élastomère est particulièrement bien adapté à tous les fluides hydrauliques mais surtout aux fluides de synthèse non aqueux. Les formes de joints d'étanchéité. Il faut alors faire la différence entre les deux grandes catégories d'emploi des joints: en statique ou en dynamique. •

En statique. Les joints statiques sont communs à tous les organes hydrauliques. Le joint torique (ou "0"-Ring, ou bague R) est le plus utilisé. La mise en place d'une (ou deux) bague antiextrusion. (ou rondelle d'appui) en PTFE (polytétrafluoréthylène) permet d'augmenter les limites de jeu admissible. A titre d'exemple, indiquons que la pression peut atteindre 400 bar avec un jeu de 0,3 mm pour un joint de dureté de 70 Shore. Signalons que le Quad-Ring (ou bague JF 4) est un élément comparable au "0"-Ring, mais avec une section à quatre lèvres. Là ou le "0"-Ring n'offre pas toutes les garanties de bon fonctionnement, il est judicieux de le remplacer par un Quad-Ring. Il est également possible d'ajouter des bagues anti-extrusion. Pour des valeurs plus grandes de jeux, il est possible d'utiliser d'autres types de joints tels que les joints à lèvres et les joints à chevrons (ou en V empilés).

•

En dynamique. En plus des considérations prises en compte dans le domaine des étanchéités statiques, la notion de mouvement vient s’ajouter à sa principale conséquence, le frottement et ses corollaires : échauffement, usure et pertes de rendement. Les joints toriques et Quad-Ring, sans ou avec bagues anti-extrusion, peuvent également être utilisés, sous certaines conditions, pour des étanchéités dynamiques. Les joints à chevrons (ou en V empilés) sont souvent utilisés comme joints de tiges de vérins. Pour finir, signalons les joints composites qui sont constitués d'une bague plastique mince (en, téflon, nylon ou rilsan) plaquée sur la paroi frottante et par un anneau de section carrée. Ce joint est destiné à servir de relais au joint torique pour des pressions élevées (de l'ordre de 700 bar).

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Remarque : •

Effet « Lohrentz ». Un volume donné d'huile hydraulique diminue de façon notable quand la pression dépasse 500 bar, et ceci proportionnellement à la quantité concernée du fluide. La compressibilité de l'huile provient essentiellement de la présence d'air, lequel peut se trouver mélangé au fluide de deux façons : •

au niveau moléculaire : en général, une huile contient 10 % de son volume en air de cette façon, sans pour cela que sa compressibilité en soit affectée, mais une partie de cet air peut être libérée lors d'une baisse de pression (détente) brutale, ce qui présente l'inconvénient d'une présence d'air à un niveau macromoléculaire ,

•

au niveau macromoléculaire : dans ce cas, la présence de l'air dans l'huile crée une mousse gênante. Cet air peut aussi provenir d'un niveau d'huile trop bas dans le réservoir ou d'une prise d'air sur le circuit hydraulique.

Le mélange air/huile peut, dans certains cas, provoquer des dégâts importants sur des joints d'étanchéité, par un phénomène d'auto-allumage du mélange (analogue à celui du moteur Diesel avec le mélange air/gazole). En effet, un coup de bélier ou une décharge d'accumulateur par exemple, peut, en élevant brusquement la pression du circuit, comprimer une bulle d'air au point de l'amener à une température correspondant à la valeur d'allumage spontané du mélange huile/eau. La pression locale peut alors atteindre 5 à 6 fois la pression habituelle du circuit, ce qui a pour effet de réduire la bulle d'air à une taille microscopique, portée à haute température. Cette bulle peut pénétrer à l'intérieur d'un joint en élastomère. Quand la pression reprend sa valeur courante, la bulle, en retrouvant son volume initial, fait éclater le joint. La détérioration du joint est, en quelque sorte, d'origine mécanique. Elle peut aussi être d'origine purement thermique. Indiquons ainsi qu'à l'intérieur d'une bulle d'air d'environ 2,5 mm de diamètre, comprimée de 0 à 100 bar pendant 0,125 s, il s'établit une température supérieure à 7000°C. La chaleur ainsi engendrée pourra carboniser le joint. •

Phénomène de Stick slip.». La tige en mouvement à un déplacement saccadé appelé Stick slip ou « broutage ». Le Stick slip est consécutif à une mauvaise lubrification de la zone d’étanchéité. Il se développe davantage lorsque les vitesses de déplacement de la tige sont très faibles, car l’aumentation relative du coefficient de frottement y est plus nette. Il est favorisé par l’élasticité de l’ensemble du montage dont les comosantes principales sont la raideur du fluide, l’élasticité et la longeur d’étanchéité des joints. Il semble peu sensible à une amélioration de la qualité de la surface pourvu qu’elle soit au moins convenable. Par contre le Stick slip n’existe pas si le coefficient de frottement est invariable ou au mieux s’abaise quand la vitesse diminue (ex : teflon ou fluide avec comme additif un anti-friction type Dexron).

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VERINS HYDRAULIQUES ROTATIFS. Ces vérins sont des organes mécaniques privilégiés dès qu'il s'agit de commander la rotation alternative d'éléments divers, et quand l'amplitude du mouvement reste inférieure à 360° ou plus avec un mécanisme de transformation de mouvement adéquat. Quel que soit le type de vérins rotatifs, la symbolisation hydraulique est la même. Leur principal avantage, pour ce type d’application, par rapport au système : vérin linéaire + bielle est de permettre un couple constant sur toute la course, de plus, on obtient un dispositif beaucoup plus compact. Parmi leurs nombreuses applications, on peut citer, par exemple :

On peut classer les vérins rotatifs en deux familles : • Le piston a un mouvement de rotation avec une l'amplitude du mouvement restant inférieure à 360° (type palette, type torique). • Le piston a un mouvement de translation et transforme ce mouvement en rotation (système pignon-crémaillère, vis-écrou…)

?

?

:

Exemple de montage hydraulique P.GUIBERT

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Vérin hydraulique rotatif à palettes. Les deus principaux types rencontrés sont des vérins rotatifs à une seule palette, dont le débattement angulaire est inférieur à 360° (de l’ordre de 280 à 300°). Il existe des vérins rotatifs à deux palettes pour lequel le couple disponible est le double, mais qui, en contre partie, ont un débattement beaucoup plus faible (de l’ordre de 100°).

La (les) cloison(s) C et la (les) palette(s) mobile(s) sont garnies de joints spéciaux qui ne réalisent pas une étanchéité parfaite. Pour ces raisons ces appareils ne peuvent pas être utilisés dans des installations à haute pression. r2 ⎛ r 2² r1² ⎞ Pour une pression P, le couple C = ∫ P.l.r.dr = P.l ⎜ − ⎟ + cste r1 2 ⎠ ⎝ 2 ⎛ r 2 + r1⎞ pour r1 = r2, s C = 0 s cste =0 s C = P.l.⎜ ⎟. (r 2 − r1) ⎝ 2 ⎠ ⎛ r 2 + r1⎞ en posant l.⎜ ⎟. = rm et r2 – r1 = h ⎝ 2 ⎠ Pour une palette s C = P.l.rm.h. m avec m = rendement hydrau-mécanique de 0,4 à 0,5

Pour deux palettes s C = 2.P.l.rm.h. m avec m = rendement hydrau-mécanique de 0,7 à 0,8 Formule pratique :

C=

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q . P. ηm d . 360 628

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• • • •

C : couple disponible en m.daN m : rendement hydrau-mécanique P : pression en bar d : débattement angulaire en degré.

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VERIN ROTATIF. Doc Permet de réaliser une portion de tour tout en supportant un effort axial important. Utiliser par exemple pour orienter une charge à l’extrémité d’un bras manipulateur. Données techniques pour le type ROTATOR 3000 : • Capacité axiale 3000 Kg • Couple 150 mdaN • Angle de rotation 296° • Cylindrée 300 cm3/tr • Pression maxi 130 bar • Diamètre maxi 170 mm • Diamètre tige de sortie 64 mm Montage hydraulique :

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Vérin hydraulique rotatif à crémaillère. L’axe denté est logé dans un carter central. Deux pistons situés de part et d’autre sont réunis par une tige de gros diamètre présentant une crémaillère. Ce type d’appareil, d’encombrement réduit permet une amplitude du mouvement supérieur à 360° avec un couple constant. Exemple doc : DOEDIJNS

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Vérin hydraulique rotatif vis-écrou. Mouvements de rotation. Le piston A ainsi que l’arbre W sont pourvus de filet à pas important G1 et G2. Ces deux pas sont opposés (pas à gauche et pas à droite). Lors du déplacement axial du piston K par arriver de la pression de l’huile, celui-ci est automatiquement entraîné dans un mouvement de rotation par réaction des deux filetages à G1. Une seconde rotation de l’arbre, se produit également par réaction des filetages à G2. Ainsi s’additionnent les deux mouvements qui donnent l’angle de rotation de l’arbre de sortie.

Mouvements de rotation et de translation. Même principe de fonctionnement pour les mouvements de rotation, mais en plus une translation de la tige est possible par l’alimentation du vérin additionnel.

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Conseils d"installation. Les exigences les plus diverses sont posées aux vérins rotatifs et combinés de rotation et de translation concernant le déroulement des mouvements, le couple, la précision du positionnement, le maintien en position, les dimensions et les modes de fixation. Etant donné la diversité des conditions d'installation et d'utilisation nous vous indiquons ci-après les principes nécessaires pour la définition du type de vérin en fonction du couple à transmettre en Nm. Pour faire pivoter une masse donnée à partir d'une position de repos, d'un angle l dans un laps de temps t, il faut vaincre les résistances extérieures (forces de frottement), accélérer, puis freiner les masses en jeu. La somme des couples qui en résulte correspond au couple nécessaire pour le vérin rotatif. Ainsi pour chaque position de rotation, l'équation suivante doit être respectée: Ct > Cch + Cac Ct =couple total,

Cch = couple de charge,

Cac = couple d’accélération

Il faut calculer les couples de charge et d'accélération nécessaires pour le mouvement de rotation dans le plan horizontal ou vertical de transmission des efforts selon les conditions d'installation. Pour accélérer les mouvements et raccourcir la durée des cycles, on peut augmenter les sections de raccordement.

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DÉTERMINATION DE L’ÉNERGIE MINIMALE NÉCESSAIRE. Considérons un asservissement en position du type à pression constante. Pour un système donné, on peut tracer les caractéristiques force - vitesse à ouverture constante du distributeur et en particulier la caractéristique à ouverture maximale dans le cas de sortie de tige et d’un effort s’opposant au mouvement. En effet, avec en S.I.: On néglige les différentes pertes de charges autres que dans le distributeur et les différents frottements.

• • • • • •

F force antagoniste opposée au déplacement, V vitesse de sortie de tige du vérin, S1 surface utile du piston du vérin, P1 pression d'alimentation, FM = P1.S1 force maximale que peut fournir le vérin, VN vitesse nominale, c'est-à-dire vitesse du vérin pour F = 0, • PC = F / S1, part de P1 utilisée à vaincre la charge, • PD part de P1 utilisée pour assurer le débit, avec PD = λ.V², utilisée à vaincre les ∆P. • λ coefficient de débit de l'ensemble distributeur + canalisations. CARACTÉRISTIQUE : F – V (force – vitesse). on écrit : et, pour F = 0,

P1 = FM / S1 = PC + PD = F / S1 + λ.V², P1 = FM / S1 = + PDN = λ.V²N, soit

¦

¦ ö FM – F = λ.S1.V² ö FM = λ.S1.V²N

⎛ V F ⎞ ⎟ = ⎜⎜1 − la caractéristique est une parabole. VN FM ⎟⎠ ⎝ S'il s'agit maintenant de déterminer un asservissement capable d'assurer un cas de fonctionnement A défini par le couple de valeurs • F = FA, • V = VA, on constate qu'il existe dans le plan F-V une infinité de paraboles passant par le point A, donc qu'il existe une infinité de systèmes assurant tout juste la performance demandée. Supposons, comme c'est très souvent le cas, que le travail demandé au vérin corresponde à un trajet total donné L pendant un certain temps t. Il est alors évident que le système consommera d'autant moins de puissance que la force FM (*) sera plus faible, puisque la quantité d'huile totale consommée pendant le temps t, sera L.S1 et l'énergie totale consommée L.S1.P1 = L.FM. On est donc tenté de choisir une parabole aussi raide que possible (la parabole 1 plutôt que les

Après élimination de λ.S1 : .

paraboles 2 ou 3 sur la figure). * : à ce stade de la détermination, rien ne permet encore de choisir la pression de travail. Le paramètre que l’on recherche est le produit P1.S1 = FM

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Mais aller trop loin dans cette voie n'est pas sans inconvénients : • grosses variations de V pour de petites variations de F, • grandes valeurs de VN, • à partir d'un certain moment, du fait de l'augmentation de VN et malgré la diminution de FM, augmentation de la consommation à vide, donc augmentation de la taille du distributeur et des canalisations. Minimiser la taille du distributeur et des canalisations, la valeur de P1 étant fixée, peut être jugé important, soit pour des raisons d'encombrement, soit pour des raisons de précision de l’asservissement, soit pour permettre l'utilisation de distributeurs existants d'un certain type de débit nominal maximal limité (surtout si le distributeur est une servovalve). C'est pourquoi on retient parfois comme critère la minimisation du distributeur ou, en d'autres termes, la minimisation de la consommation à vide (F = 0). En S.I., la consommation QN = S1.VN = FM.VN / P1. ⎛ VA = ⎜⎜1 − VN ⎝

A étant sur la caractéristique, on peut écrire

FA ⎞ ⎟ FM ⎟⎠

VA FM3 / 2 . P1 FM − FA )1/ 2 de la seule variable FM; se qui montre que QN est minimal pour FM = 1.5 FA.

L'élimination de VN, entre ces deux relations nous donne :

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

1,25

1,30

1,35

1,40

1,45

1,50

1,55

1,60

(

QN =

1,65

1,70

1,75

1,80

1,85

1,90

)

fonction

1,95

2,00

Allure de la variation de QN en fonction de FM / FA . D’ou l’expression du critère de consommation à vide minimal qui peut être appelé : « Critère de taille minimale du distributeur ». FM = 1,5 FA Correspondant, au point A, à PCA = 2/3 P1

⇒

VN = √3 VA et

PDA = 1/3 P1

2/3 DE LA PRESSION DISPONIBLE SONT UTILISÉS POUR VAINCRE LA CHARGE, UN TIER POUR ASSURER LE DÉBIT AU DROIT DU DISTRIBUTEUR. Pour plus d’information voir à la fin de ce chapitre « Taux de charge d’un vérin ».

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REMARQUE. Ce critère est beaucoup trop utilisé, sans doute parce qu'il est simple et parlant. Mais la courbe «taille du distributeur » fonction du rapport PC / PD est très plate au voisinage de son minimum. S'écarter, même notablement, de ce minimum ne pose en général aucun problème. • •

Si on veut avant tout une vitesse précise et peu sensible aux variations de la charge, on augmentera FM, c'est-à-dire la taille du vérin et la consommation : FM > 1,5 FA. Si on désire économiser l'énergie, on choisira FM < 1,5 FA, quitte à « casser » la partie supérieure de la parabole par un limiteur de débit pour limiter les vitesses à vide ou à charge négative. En passant du plan F-V au plan F- V², on remplace les paraboles par des droites.

En particulier la parabole de consommation à vide minimale devient la droite passant par les points : • FM = 1,5 FA • V²N = 3 V²A Il est très commode de travailler dans ce plan, surtout lorsque l'asservissement à déterminer doit assurer plusieurs cas de fonctionnement différents.

Pour assurer les fonctionnements A, B et C, la caractéristique qui s’impose ici est la droite BC. En effet, la droite de plus grande pente BA, ne contient pas C. Cette droite, sera la caractéristique de la distribution optimale permettant 3 cas de fonctionnement A, B et C, et nous donnera la valeur de l’effort maxi FM et de la vitesse maxi VN. Ces valeurs après le choix de la pression maxi d’utilisation, nous permettrons de déterminer la section du vérin et le débit de la pompe.

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Courbes F-V caractéristiques de l’ensemble « vérin + distributeur » en posant Qp = 1, S1 = 1, FM = 1 pour k = 0,5.

V 3,50

Rentrée de tige – effort moteur 3,00

2,50

2,00

Rentrée de tige – effort résistant Sortie de tige – effort moteur

1,50

1,00

Sortie de tige – effort résistant 0,50

0,00 0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 1,00

F

Courbes F-V² caractéristiques de l’ensemble « vérin + distributeur » en posant Qp = 1, S1 = 1, FM = 1 pour k = 0,5.

V ²12 11 10

Rentrée de tige – effort moteur 9 8 7 6 5

Rentrée de tige – effort résistant

4

Sortie de tige – effort moteur 3 2

Sortie de tige – effort résistant

1 0 0

0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,95

P. GUIBERT

F

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Choix de la génération hydraulique. Supposons donc avoir dimensionné le vérin; la connaissance de FM = P1.S1 et de la vitesse maximale requise, donne la valeur maximale P1.Q, donc la puissance maximale instantanée nécessaire. Reste à assurer cette puissance maximale instantanée : •

Prévoir une pompe à débit fixe capable de cette puissance est l'idée la plus simple, mais la plus mauvaise, car elle correspond au plus grand gaspillage d'énergie.

•

Une pompe autorégulatrice, capable de cette puissance lorsqu'elle affiche son débit maximal, est une meilleure solution, mais la puissance absorbée par une pompe autorégulatrice ne descend guère, même au voisinage du débit nul, en dessous de 10 à 20 % de la puissance absorbée à plein débit. Reste aussi à protéger l'installation contre les variations brusques de consommation que la pompe ne peut pas «suivre» instantanément.

•

Une solution rustique appliquée sur les premiers avions équipés d'accessoires hydrauliques, consistait en l'emploi d'une électropompe refoulant dans un accumulateur (d’un volume de ≈ 10% du volume absorbé par tout les actionneurs) muni de contacteurs permettant la mise en route et l'arrêt du moteur électrique d'entraînement de la pompe, respectivement pour une pression minimale et une pression maximale dans l'accumulateur. Mais cette solution était grevée par la fiabilité médiocre des contacteurs.

•

Une solution de principe voisin consiste à commuter le refoulement de la pompe vers la canalisation basse pression lorsque la pression de refoulement atteint une valeur maximale, pour le diriger à nouveau vers le circuit haute pression lorsque la pression du circuit est descendue à une valeur minimale fixée. Un accumulateur est, bien entendu, nécessaire. Un écart trop grand entre les pressions de commutation conduirait à un surdimensionnement du système, et un écart faible ferait travailler à une trop haute fréquence l'organe de commutation. Un écart de quelques dizaines de bar pour une valeur moyenne de l'ordre de 200 bar constitue un bon compromis.

•

Aujourd'hui la tendance est nettement en faveur de la pompe autorégulatrice suivie d'un accumulateur. La pompe est dimensionnée pour assurer la fourniture de la puissance moyenne ; l'accumulateur est dimensionné pour assurer les pointes de consommation. Il est donc généralement plus volumineux que l'accumulateur qui serait suffisant pour couvrir les variations rapides de demande (c'est-à-dire pour laisser à la pompe le temps d'afficher une variation brutale du débit consommé).

•

Enfin sur les installations industrielles, pour faire succéder à des phases d'avance à grande vitesse et faible charge, des phases de travail à forte charge et faible vitesse, on utilise souvent plusieurs pompes dont certaines sont isolées du circuit et mises à la bâche pendant les phases lentes.

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RAIDEUR HYDRAULIQUE (rh) ET FRÉQUENCE PROPRE (f0) D’UN VERIN. La connaissance de la fréquence propre d'un entraînement hydraulique, est une donnée très importante pour ses performances en dynamique et sert de point de départ pour la détermination de la boucle de régulation. La fréquence propre d'un entraînement hydraulique dépend en grande partie de la taille du vérin et de la masse entraînée. Cette valeur se situe dans la plage de 1 à 100 Hz. Un entraînement hydromécanique formé par exemple d'un vérin hydraulique et d'une charge, constitue un système Ressort/Masse. L'effet ressort est dû à l'élasticité du volume d'huile comprimée. Lorsqu'on excite un tel système, par exemple par un coup de marteau, il se met à vibrer à sa fréquence propre fo [Hz]. Par exemple : • f0 ≈ 3 …10 Hz : machines lourdes, robots, machines à injecter (fermeture moule), • f0 ≈ 5… 80 Hz : entraînements de positionnement, machines outils, • f0 ≈ 80…120 Hz : bancs d’essais, machines à injecter (partie injection presse). De part la compressibilité du fluide contenu dans les deux chambres du vérin, on modélise ces volumes de fluide par des ressorts. Ces ressorts ont une raideur r (N/m) appelée aussi « rigidité ou raideur hydraulique » en grande partie déterminée par les caractéristiques du volume d’huile enfermé. S² r=B. V avec : • B : module de compressibilité de l’huile hydraulique avec B ≈ 1 à 1,5.109 Pa, • S : section du piston en m², • V : volume d’huile enfermée en m3.

Les autres composants du circuit tels que le servo-distributeur, ont également leur propre fréquence. Ce sont les composants ayant la dynamique la plus basse qui déterminent celle de tout le circuit. De ce fait, il faut également tenir compte de la fréquence limite du servodistributeur. Les valeurs de fréquences se situent dans une plage de 50 à 150 Hz. Selon la technologie du circuit, les formules qui permettent de déterminer la fréquence propre, changent. Remarque : La démarche pour déterminer la raideur hydraulique et la fréquence propre d’un moteur hydraulique est du même ordre. P. GUIBERT

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Définition de masses réduites et moments d’inertie.

Les formules de base pour la détermination de la fréquence propre, imposent à ce que la masse pour un vérin ou le moment d’inertie pour un moteur hydraulique soient ramenés par le calcul, directement au niveau de la tige du vérin ou sur l’arbre du moteur. En fonction des détails de construction de la machine, il faut tenir compte des bras de levier et réducteurs de vitesses (à engrenages par exemple) et réduire en masse réelles directement au niveau du vérin ou du moteur. On ne tient pas compte dans ces formules, de la rigidité des éléments mécaniques qui permettent de transmettre les mouvements (fixations). En fonction des applications, il faut introduire des correcteurs.

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Raideur hydraulique : rh. Par définition, la raideur est le rapport d’une variation d’effort à une variation de déplacement. dF rh = − en N / m dx Fréquence propre : f0. On sait qu’un système physique constitué par une masse liée par un support élastique à un point considéré comme infiniment rigide possède une fréquence propre de vibration. f0 = fréquence en Hertz 1 rh r h = raideur du support élastique (huile) en N/m f0 = . 2π M M = masse en mouvement en Kg La fréquence propre est celle qui animerait le système considéré si on le libérerait après l’avoir éloigné de sa position d’équilibre.

La vibration ne s’arrêterait pas d’elle-même si aucun frottement sec ou visqueux, ne venait la gêner. • Les frottements secs, le plus souvent d’origine mécanique, sont pratiquement constants et indépendant de la vitesse. • Les frottements visqueux, d’origine hydraulique (ou aérodynamique) varient avec le carré de la vitesse. Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevé que possible.

Le problème du calcul de la fréquence propre d’un vérin (ou d’un moteur) se pose lors de l’étude des systèmes asservis hydraulique ou électrohydraulique, mais aussi et principalement, lors de la détermination des distributeurs à commande proportionnelle ou des servovalves adaptés au système considéré. Fréquence minimale de travail : ft. Ainsi, le calcul de la fréquence propre f0 d’un vérin nous permettra alors de déterminer la fréquence minimale de travail ft (la fréquence réelle de travail doit être supérieure à ft).

•

de manière empirique, on prend ft =

1 . f0 3

De plus on défini le temps minimal d’accélération (tγmini) de la tige d’un vérin : 35 5,6 = • critère de ROUTE-HURWITZ, tel que tγmini = ωM f 0 tγmini > 2 * temps de réponse du distributeur.

Pulsation propre non amortie d’un vérin : ωM. ωM = 2π. f 0

en négligeant la viscosité de l’huile.

La pulsation ωM caractérise la rapidité de réponse d’un vérin.

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Raideur hydraulique d’un vérin : rh EFFORT EN POUSSANT Soit un vérin double effet, maintenu dans une c V2 V1 a.c b.c position quelconque : x = a.c. F+dF Hyp : 1 x 2 • On néglige les fuites dans le distributeur et V1r V2r dans le vérin, ainsi que les frottements. • On néglige l’épaisseur du piston par rapport à la course. Données : en S.I. • Volumes résiduels V1r et V2r (volume dans les canalisations et dans chaque chambre pour • Effort: F. les positions extrêmes de la tige du vérin : • Rapport des sections : k = S2 / S1. • x = 0 pour la tige rentrée, • Volumes en 1 et 2 : V1 et V2. • x = c pour la tige sortie. • Pressions en 1 et 2 : P1 et P2. • Le fluide a pour caractéristique : • Course : c = a.c + b.c avec .a + b = 1 • coefficient de compressibilité B. et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1.

En position d’équilibre, les deux chambres du vérin sont remplies d’huile à une pression P. On applique alors une action F, dans la direction indiquée sur la figure. (direction -x) La tige rentre d’une quantité dx, correspondant à une augmentation de l’effort dF. Le volume V1 a diminué de dV1, le volume V2 a augmenté de dV2. • V1 = V1r + S1.a.c ⇒ dV1 = -S1.dx • V2 = V2r + S2.b.c ⇒ V2 = V2r + S2.c(1-a) dV2 = +S2.dx La diminution de volume dV1 se traduit par une compression donc par une augmentation de pression dP1, par contre l’augmentation de volume dV2 se traduit par une diminution de pression de dP2. dV1 B . S1 dV 2 B . S2 • dP1 = − B. . dx . dx =− = + • dP2 = − B. V2 V2 V1 V1 Le théorème fondamental de la dynamique nous donne : S1.dP1 - S2.dP2 – dF = 0 (on néglige l’accélération de ce petit déplacement) ⎡ B . S12 B . S22 ⎤ B . S12 B . S2 2 dF = S1.dP1 − S2.dP2 = . dx + . dx = ⎢ + ⎥ dx V1 V2 V 2 ⎥⎦ ⎢⎣ V1 rh = − rh =

dF B . S12 B . S22 = + (car dx est négatif) ⇒ dx V1 V2

B . S12 B . S2 2 + V1r + a.c.S1 V 2r + c(1 − a).S2

avec k =

S2 S1

rh =

B . S12 B . S2 2 + V1r + a.c.S1 V 2r + b.c.S2

⎧ ⎪

⎫ 1 k2 ⎪ + ⎬ ⎪ V1r + a.c.S1 V 2r + c(1 − a).S2 ⎪

rh = B.S1 ⎨ 2

⎭

⎩

Pour obtenir une raideur rh élevée, il faut choisir si possible une grande surface de piston, une petite course et un rapport des sections important. Cette raideur est fonction de la course, en pratique, la construction du système définit les courses de travail (course utile), qui ne sont pas forcement la course totale permise par la tige du vérin. La longueur des tuyauteries entre les chambres du vérin et le distributeur doit être la plus petite possible. Les fabricants de vérins préconisent des « vérins compacts » dont le distributeur est intégré au vérin. P. GUIBERT

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x d

2

S2V2 . B

2

S1V1 . B

x d .

2

S2V2 . B

x d .

2

S1V1 . B

+

2

−

S2 .

2 a S2 . 1 B c

+

1

S2V2 . B

2

r 2

V

S1 . 2 c S1. a . r B 1 V +

+

P2 d . S2

S1V1 . B

Fx dd

rh

rh

=

P1 d . S1

F d

Raideur hydraulique d’un vérin : rh EFFORT EN TIRANT Soit un vérin double effet, maintenu dans une c V2 V1 a.c b.c position quelconque : x = a.c F+dF Hyp : 1 x 2 • On néglige les fuites dans le distributeur et V1r V2r dans le vérin, ainsi que les frottements. • On néglige l’épaisseur du piston par rapport à la course. Données : en S.I. • Volumes résiduels V1r et V2r (volume dans les canalisations et dans chaque chambre pour • Effort: F. les positions extrêmes de la tige du vérin : • Rapport des sections : k = S2 / S1. • x = 0 pour la tige rentrée, • Volumes en 1 et 2 : V1 et V2. • x = c pour la tige sortie. • Pressions en 1 et 2 : P1 et P2. • Le fluide a pour caractéristique : • Course : c = a.c + b.c avec .a + b = 1 • coefficient de compressibilité B. et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1. En position d’équilibre, les deux chambres du vérin sont remplies d’huile à une pression P. On applique alors une action F, dans la direction indiquée sur la figure (direction +x). La tige sort d’une quantité dx, correspondant à une augmentation de l’effort dF. Le volume V2 a diminué de dV2, le volume V1 a augmenté de dV1. • V1 = V1r + S1.a.c ⇒ dV1 = +S1.dx • V2 = V2r + S2.b.c ⇒ V2 = V2r + S2.c(1-a) dV2 = -S2.dx La diminution de volume dV2 se traduit par une compression donc par une augmentation de pression dP2, par contre l’augmentation de volume dV1 se traduit par une diminution de pression de dP1. dV1 B . S1 dV 2 B . S2 = − • dP2 = − B. =+ . dx . dx • dP1 = − B. V1 V1 V2 V2 Le théorème fondamental de la dynamique nous donne : S1.dP1 - S2.dP2 + dF = 0 (on néglige l’accélération de ce petit déplacement) ⎡ ⎤ + =− = + = ⎢ + ⎥ ⎣ ⎦ 2 B . S1 B . S2 2 ⎡ ⎤ r + h = ⇒ en mesure algébrique =− =−⎢ + ⎥ V1r + a.c.S1 V 2r + b.c.S2 ⎣ ⎦

avec k =

S2 rh = B.S2 2 S1

⎧ ⎪ ⎨ ⎪⎩

k 2 .(V1r + a.c.S1)

⎫ 1 ⎪ ⎬ V 2r + c(1 − a).S2 ⎪⎭

Pour obtenir une raideur rh élevée, il faut choisir si possible une grande surface de piston, une petite course et un rapport des sections important. Cette raideur est fonction de la course, en pratique, la construction du système définit les courses de travail (course utile), qui ne sont pas forcement la course totale permise par la tige du vérin. La longueur des tuyauteries entre les chambres du vérin et le distributeur doit être la plus petite possible. Les fabricants de vérins préconisent des « vérins compacts » dont le distributeur est intégré au vérin. P. GUIBERT

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Raideur mini. ⎫ 1 k2 ⎪ + ⎬ ⎪ V1r + a.c.S1 V 2r + c(1 − a).S2 ⎪ ⎧ ⎪

rh = B.S12 ⎨

⎭

⎩

k = 0,3

R a id e u r

k = 0,5 k = 0,7 k =1

0

0,05

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

0,95

1

Allure des courbes de la Raideur en fonction de k et de la valeur x = a de la course

La raideur hydraulique rh est fonction de la position de la tige du vérin. Si V1r ≈ 0 et V2r ≈ 0, alors rh → ∞ pour x = 0 et x = c, c'est-à-dire pour les deux positions extrêmes de la tige du vérin. Il existe une position xm pour laquelle la raideur hydraulique rh est mini, on démontre à partir de 1 ⎛ drh ⎞ a= . ⎜ ⎟ = 0 que la valeur xm est pour une valeur de : k +1 ⎝ dx ⎠ Avec a = 0,646 pour k = 0,3, a = 0,586 pour k = 0,5, a = 0,544 pour k = 0,7, a = 0,5 pour k = 1 Soit en première approximation : • Pour un effort en poussant.

+

r 2

+

avec k =

S2 . S1

avec k =

S2 . S1

(

)

V

r

+

k / r 2 V

V1 . k

=

+

r

V1

et

=

2

rh min i

2

S . c

)

B . S2 2 . 1 + k ≈ Vt

S1 . c

(

2

Vt

)

Vt

•

(

B . S12 . 1 + k rh min i ≈ et Vt Pour un effort en tirant, on prendra

Cas particulier de vérins : (en S.I.)

B . S1. 1 + k = c

2

•

Vérin de conception compact (V1r ≈ 0 et V2r ≈ 0) →. rh min i

•

Vérin symétrique (double tige de même section :S1 =S2 = S, donc k = 1) : 1 4. B . S 2 4. B . S 2 rhm = . ⇒ rh min i = avec Vt = c.S + V1r + V 2r 4.a.b Vt Vt Pour une valeur de a = 0,5.

•

Vérin symétrique de conception compact → rh min i =

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4. B . S c CHAP : 9-1-2

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Fréquence propre d’un vérin double effet à simple tige : f0. Soit un vérin double effet, maintenu dans une c V1 a.c b.c position a.c. 2

V1r

Données : en S.I. • Volumes résiduels V1r et V2r (volume dans les canalisations et dans chaque chambre pour les positions extrêmes de la tige du vérin : • Le fluide a pour caractéristique : • coefficient de compressibilité B.

• • • • •

V2

M

1

Hyp : • On néglige les fuites dans le distributeur et dans le vérin, ainsi que les frottements. • On néglige l’épaisseur du piston par rapport à la course.

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V2r

Masse en mouvement : M. Rapport des sections : k = S2 / S1. Volumes en 1 et 2 : V1 et V2. Pressions en 1 et 2 : P1 et P2. Course : c = a.c + b.c avec ; a + b = 1 et 0 ≤ a ≤ 1 et 0 ≤ b ≤ 1.

.

On montre que la raideur hydraulique d’un vérin est : rh =

B . S12 B . S22 + V1 V2

V1 = V1r + a.c.S1 et V2 = V2r + b.c.S2 ⇒ rh =

B . S12 B . S2 2 + V1r + a.c.S1 V 2r + b.c.S2

La fréquence propre est égale à : f0 =

B . S12 B . S2 2 rh 1 1 + ⇒ f0 = . . M 2π M.(V1r + a.c.S1) M.(V 2r + b.c.S2 ) 2π

S2 ⇒ V1 = V1r + a.c.S1 et V2 = V2r + b.c.k.S1, S1 De plus : a.c.S1 + b.c.k.S1 = Vt = c.S1, et donc : b.c.k.S1 = Vt – a.c.S1 En introduisant k =

1 k2 1 B . S12 + . . (V1r + a.c.S1) (V 2r + Vt − a.c.S1) M 2π La fréquence propre passe par une valeur minimale, pour une position de la tige du vérin telle que : c V 2r V1r − . ⎛ df 0 ⎞ S 2 S 2. S 2 S1. S1 , soit en posant V1r et V2r négligeables devant c.S1, ⎟ = 0 ⇒ a.c = ⎜ 1 1 ⎝ dac ⎠ + S1 S2 1 c c ⇒ a.c = soit a = = 1+ k S2 1+ k +1 S1 f0 =

Ce qui donne :

a

k = 0,3 0,646

k = 0,5 0,586

k = 0,7 0,544

k=1 0,500

après quelques approximations, on peut écrire pour la fréquence propre mini: f0mini. f 0 min i =

coefficient 1 B .S1 . . 2π M c.S1 + Vcond

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avec :

coefficient =

1 − a.(1 − k ²) et Vcond = V1r + V2r a.(1 − a) CHAP : 9-1-2

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coefficient

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : f 0 = 17,5 .S1 .

M.(c.S1 + Vcond) avec f0 en Hz, S1 en cm², M en Kg et (c.S1) et Vcond en l. k = 0,3 k = 0,5 k = 0,7

Fréquence

k=1

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

Valeurs a de la course

Allure des courbes de la raideur en fonction de k et de la valeur a de la course

Valeurs donnant F0mini. k 0,3 0,5 0,7 1

a 0,646 0,586 0,544 0,5

Coefficient 1,34 1,52 1,71 2

Cas particulier de vérins :

•

Vérin de conception compact (Vcond ≈ 0) →. f 0 min i =

1 B coefficient . .S1 . en S.I. 2π M c.S1

coefficient en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : f 0 min i = 17,5 .S1 . M.(c.S1) avec f0 en Hz, S1 en cm², M en Kg et (c.S1) en l.

•

Vérin symétrique (double tige de même section :S1 =S2 = S) avec k = 1, la fréquence propre est mini pour a =0,5→ coefficient = 2 1 B f 0 min i = . .S en S.I. avec : et Vcond = V1r + V2r π M.(c.S + Vcond) 35.S M.(c.S + Vcond) avec f0 en Hz, S en cm², M en Kg et (c.S) et Vcond en l.

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : f 0 min i =

•

Vérin symétrique de conception compact → f 0 min i =

1 B.S . π M.c

en S.I.

35. S M.c avec f0 en Hz, S en cm², M en Kg et c en dm.

en particulier avec B = 12 000 bar, on obtient : f 0 min i =

Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevée que possible. P. GUIBERT

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1,0

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COMPORTEMENT DYNAMIQUE DES DISTRIBUTEURS.

•

Distributeur TOR : la fréquence d’utilisation dépasse rarement 10 Hz,

•

Servo valve et distributeur à commande proportionnelle : - servo valves de précision : - DBA Air-Equipement : - servo valves industrielles : - Rexroth

Qmax < 25 l/min : Qmax < 120 l/min :

f = 100 à 300 Hz f = 50 à 150 Hz

Qmax < 75 l/min :

f = 130 à 200 Hz

En pratique, compte tenu de la bande passante élevée des servo valves vis-à-vis des actionneurs, le comportement dynamique n'est pas pris en compte aux basses fréquences et la servovalve est assimilée à un amplificateur idéal en avant-projet.

Ce comportement est dans le cas des asservissements hydrauliques performants très simplificateur. Remarques:

• Certains servo vérins ont des fréquences propres de l'ordre de 300 à 400 Hz, supérieures à celles d'une servovalve. Le comportement de la servovalve doit alors être pris en compte dans le comportement global de la chaîne de commande hydraulique. • Les fuites internes des servovalves et distributeurs à commande proportionnelle ont un effet stabilisateur sur la boucle de position interne (au distributeur) : c’est l'application de la technique déstabilisation par fuites permanentes. Par exemple: 1,5 I/min de fuites à P = 250 bar pour une servovalve de débit nominal QN = 150 I/min sous 70 bar, (soit Q = 283 I/min sous 250 bar) représente 5 % du débit. • Pour éviter la tendance au collage des servovalves, on provoque une oscillation à très haute fréquence (400 Hz environ) autour de la position souhaitée (par adjonction d'une composante alternative à la consigne continue).

Temps de réponse d'un système asservi hydraulique Le temps de réponse à 5 %, tR, d'un système asservi, est le temps au bout duquel la sortie atteint sa valeur finale à ± 5 % près et à partir duquel il ne s'en écarte pas de plus de 5 %. Généralement, on ne sait pas calculer simplement le temps de réponse d'un système asservi. Cependant, en assimilant le système asservi hydraulique ou électrohydraulique à un système asservi du premier ordre, ce qui est vrai pour les basses fréquences où la fonction de transfert en boucle fermée peut être alors considérée comme du premier ordre : • le temps de réponse à 5 % est égal à 3 fois la constante de temps du système. Cette constante de temps du système du premier ordre équivalent, se lit directement sur l'abaque de Black, à partir de la fréquence f45°BF pour laquelle le déphasage en boucle fermée (BF) est de 45°. tR =

On a alors :

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3 2.π.f45°BF

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE

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INCIDENCES SUR LA CONCEPTION DES SERVOACTIONNEURS HYDRAULIQUES.

Les performances d'un actionneur hydraulique (vérin ou moteur) peuvent s'évaluer à partir de sa fréquence propre. Certains paramètres sont très peu modifiables : • B, lié au fluide. • Une partie du Volume ; (le volume S.c pour un vérin ou Ia cylindrée q pour le moteur) est une donnée fonctionnelle de construction. Deux conclusions s'imposent donc pour maximiser f0 ; 1. il faut réduire au maximum les masses et inerties mobiles, ce qui impose une conception soignée (choix des matériaux, à haute résistance notamment ; dimensions minimisées). Cet objectif est cependant contradictoire en général avec l'obtention d'une bonne rigidité, nécessaire par ailleurs, pour ne pas altérer la précision. 2. Il faut réduire le volume total de fluide soumis à la compression, c'est-à-dire : •

réduire le diamètre des canalisations. Pour assurer le débit, on est alors limité par les vitesses maximales admissibles pour le fluide (Q = V.S avec V =10 à 15 m/s sous 200 à 250 bar).

•

réduire la longueur de canalisations inutiles, c’est-à-dire placer la servovalve le plus près possible de l'actionneur. Pour la plupart des servo actionneurs, le servo distributeur est intégré par construction sur l'actionneur (au milieu du corps pour un servovérin).

Pour un moteur, on admet souvent en avant-projet : Vcond =1,25.q, avec q = cylindrée. Pour un vérin, la course intervient dans la fréquence du vérin. Il est donc indispensable de la réduire au juste nécessaire, en envisageant notamment la possibilité d'utiliser des mécanismes amplificateurs rigides (leviers, manivelles, câbles et poulies, ...). Remarques.

•

les tuyauteries de liaison entre actionneur et servovalve ne transmettent pas instantanément la pression et on admet qu'elles introduisent un retard pur T, d'expression : T = L.

ρ B

avec : L : longueur de ligne)

si on néglige l'influence de la viscosité. Pour

•

= 880 Kg/m3 et B = 1400 MPa, on obtient T = 0,8 ms par mètre linéaire.

se posent enfin des problèmes d'adaptation de canalisations. Des canalisations seront dites adaptées si le rapport hQ/hP est constant. Ceci apparaît par analogie avec le problème d'adaptation d'impédance entre composants électriques, si on se souvient que l'analogie classique électricité - hydraulique fait correspondre pression et courant, et débit et tension (impédance électrique Z= hU/hI; impédance hydraulique : hQ/hP).

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Relations débit mini et pression P0. (en S.I.)

Pour la chambre coté fond (l’effet de la chambre coté tige est négligé), la valeur de la pulsation propre non amortie du vérin :. ω0 =

B. S1² = M .V

rh M

avec Vt = V = V0 + V1

La chambre se comporte donc du point de vue dynamique comme un ressort (ou un amortisseur si on prend en compte la viscosité). La pulsation ω0 caractérise la rapidité de sortie de la tige du vérin. La fréquence propre est

f0 =

ω0 2π

Remarque : (voir chapitre 9-1-3 page 5 formule 7) Nous avons : P1max i =

Ft Q + M . ω0 . . sin (ω0.t' S1 S1² P0 =

)

avec P1maxi = P0 et sin(ω0.t’) = 1, c'est-à-dire

Ft Q + M . ω0 . S1 S1²

Cette relation montre que, pour une installation donnée, les paramètres Q et P0 ne sont pas indépendants. Pour éviter le dysfonctionnement du type « POMPAGE » •

Si la pression de tarage est imposée, il faut un débit tel que : Q min i =

•

Ft ).S1² S1 donc une vitesse de déplacement en régime établi. M . ω0

(P0 −

Si le débit de la pompe Q est imposé, il faut un tarage du limiteur de pression tel que : Ft M . Q . ωo P0 < + S1 S1²

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TAUX DE CHARGE D’UN VÉRIN Cette étude est consacrée à la modélisation et à l'étude des caractéristiques d'un couple : actionneur / pré-actionneur, un vérin hydraulique et son distributeur qui sont représentés cidessous en sortie de tige avec une charge résistante. Données : • P1,P2 : pressions en bar dans les volumes délimités par les chambres 1 et 2 et les canalisations de liaison du distributeur. • PP : pression d'alimentation en bar (égale ici à Po). • PT : pression de retour à la bâche en bar. • Q1,Q2 : débits hydrauliques en l/min entrant et sortant des chambres correspondantes. • S1,S2 : sections en cm² respectives des deux chambres du vérin. Hypothèses générales : • Régime permanent : V = cste en m/s • F est la résultante en daN de l'ensemble des actions du milieu extérieur sur le vérin. Cette résultante est axiale. • Nous négligerons les pertes de charge dans les raccords et les liaisons. 1) Ecrire le principe fondamental de la dynamique appliqué à la tige du vérin. On notera k = S2/S1 (k : coefficient géométrique du vérin). 2) Ecrire les équations liant Q1 et Q2 à V, S1 , k. Exprimer Q2 en fonction de Q1. 3) Pour modéliser un distributeur, on utilise généralement le terme " débit nominal " QN (débit nominal) pour une " perte de charge nominale " par voie ∆PN/2 ( perte de charge globale pour les deux voies : ∆PN). Les relations débit-pression dans le distributeur peuvent alors s'écrire: - pour la voie à l'échappement : (B) - pour la voie à l'admission : (A) Q1 = QN 2 (Pp−P1) Q2 = QN 2 (P2−PT ) ∆PN ∆PN En exploitant la réponse à la question 2, en déduire une relation entre P1 et P2. 4) On désire obtenir une relation caractéristique de l'ensemble vérin + distributeur + alimentation, du type V = f (F, paramètres de motorisation). Les " paramètres de la motorisation " étant : S1 et k pour le vérin, QN et ∆PN pour le distributeur, PP pour l'alimentation. Pour obtenir cette relation caractéristique, déterminer les expressions de P1 et P2 en fonction de V, F, k et PP, puis reporter ces résultats dans l'une des relations données dans la question 3 (relation débit-pression dans le distributeur). 5) Donner l'expression de Fm (effort extérieur maxi) au delà duquel le vérin ne peut plus se comporter en "moteur". De même, donner l'expression de la vitesse Vm (vitesse maxi de déplacement de la tige du vérin) et la valeur de l'effort extérieur F correspondant. Exprimer alors l'équation caractéristique de l'ensemble : vérin + distributeur + alimentation en fonction des seuls paramètres Fm et Vm. 6) Exprimer la puissance développée (puissance transmise à la charge) en régime permanent pour un point de fonctionnement (F,V) donné. Montrer alors qu'il existe un point de fonctionnement optimal pour lequel la puissance développée par la motorisation est maximale. On définit le taux de charge d'une motorisation hydraulique par τ = F/Fm. Quel est ici le taux de charge optimal ? P. GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 1) Equilibre de la tige du vérin.

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r Le mouvement de la tige est uniforme. Théorème de la résultante dynamique en projection sur x

P1S1 - P2S2 – F = 0 (γ ≈ 0)

avec k =

F = S1 ( P1 – k P2)

⇒

P1 =

F P1.S1

S2 S1

F + kP2 S1

P2S2

V x

¦

2) Equations liant les débits. Q1 = 6.V.S1

et Q2 = 6.V.S2

⇒

avec k =

S2 S1

V Q1

Q2 = k.Q1

Q2

3) Relation entre débits et pressions. Caractéristiques de l’écoulement dans le distributeur.

V

P1

avec P1 = PA et P2 = PB P1

Q1 = QN 2 (Pp−P1) et Q2 = QN 2 (P2−PT ) ∆PN ∆PN ⇒ Q 2 = P 2 − PT = k Q1 Pp− P1

Avec PT = 0

⇒

P1 = Pp −

P2 k²

P2 PA

¡

PB

A

B

P

T

4) Relations caractéristiques : P1 et P2.

¦ ⇒

P1 =

¡ ⇒

P1 = Pp −

¢ ⇒¡

⎫ ⎪ ⎬ ⎪ ⎭

F + kP2 S1 P2 k²

P1 = Pp −

⇒

P2 F + kP2 = Pp − k² S1

F⎞ ⎛ ⎜ Pp − ⎟ S1 ⎠ 1+ k ⎝ 1

3

⇒

P1 =

⇒

P2 =

F⎞ k² ⎛ ⎜ Pp − ⎟ 3 S1 ⎠ 1+ k ⎝

F⎞ ⎛ 3 ⎜ Pp.k + ⎟ S1 ⎠ 1+ k ⎝ 1

3

¢

£

Relation caractéristique : V = f(F, paramètres de motorisation). En reportant ces résultats dans la relation débit-pression de la voie d ‘admission par exemple, Q1 = QN 2 (Pp−P1) et en remplaçant P1 par l’équation £ avec Q1 = 6.V.S1 ∆PN

⇒ P. GUIBERT

V=

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Q1 6.S1

⇒

V=

QN 6.S1

2 (Pp − F/S1) (1 + k 3 ) PN

⁄

CHAP : 9-1-2

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE

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5) Équation caractéristique : V = f(F, Vm, Fm). Lorsque Pp est limitée à un maximum (par le limiteur de pression protégeant la pompe), la vitesse de déplacement de la tige s’annule lorsque F atteint Fm (tout le débit de la pompe part au limiteur de pression). C’est à dire pour

et avec ⁄

Fm = Pp.S1

• lorsque

Fî Fm

• lorsque

Fî 0

• lorsque

⇒ ⇒

V = Vm QN 6.S1

2 (Pp − F/S1) (1 + k 3 ) PN

Vî0 V î Vm =

2 Pp (1 + k 3 ) PN

QN 6.S1

V > 0 car 0 < P < Pp le vérin demeure moteur tant que V > 0

2 (Pp − F/S1) (1 + k 3 ) PN

Pp − F/S1 Pp

=

2 Pp (1 + k 3 ) PN

⇒

avec

QN 6.S1

⇒

0 < F < Fm

QN 6.S1

V=

V = Vm

1−

=

1−

F S1.Pp

F Fm

6) Puissance développée et taux de charge. La puissance est le produit de la charge par la vitesse: ⇒ W = F. V = F . Vm

1−

F Fm

avec

F en N, V en m/s et W en Watt. Cette fonction passe par un maximum pour dW = Vm dF ⎡ ⎢ dW = Vm ⎢ dF ⎢ ⎢ ⎣ soit

F + F. Vm 1− Fm

−1 Fm

dW = 0 dF

F 2 1− Fm ⎤ ⎥ F F 1 ⎥ = 1− − Fm Fm F ⎥ 2 1− ⎥ Fm ⎦

Vm F 1− Fm

= 0

⎡ 3F ⎤ ⎢ 1 − 2 Fm ⎥ = 0 c’est à dire ⎦ ⎣

Vm 1−

F Fm

F=

Le taux de charge optimal est donc :

P. GUIBERT

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⎡⎛ F ⎞ F ⎤ ⎢ ⎜1 − Fm ⎟ − 2 Fm ⎥ = 0 ⎠ ⎦ ⎣⎝

2 Fm 3

¤ ⇒

τ = 2 / 3 Fm Fm

Vm = 3 .V

= 0,66

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COURBES F-V équations caractéristiques de l'ensemble "vérin + distributeur" avec k = 0,5 et en posant: QN= 1, S1 = 1, Fm = 1 1 ,2 0 1 ,0 0

V

0 ,8 0 0 ,6 0 0 ,4 0 0 ,2 0 0 ,0 0 0 ,0 0

0 ,1 0 0 ,2 0

0 ,3 0 0 ,4 0

0 ,5 0

0 ,6 0 0 ,7 0

0 ,8 0 0 ,9 0

1 ,0 0

F

V=

QN 6.S1

2 (Pp − F/S1) (1 + k 3 ) PN

Allure de la courbe de la variation de la puissance en fonction de l’effort F. 0 ,5 0 0 ,4 0

Y

0 ,3 0 0 ,2 0 0 ,1 0 0 ,0 0 0 ,0

0 ,1

0 ,2

0 ,3

0 ,4

0 ,5

0 ,6

0 ,7

0 ,8

0 ,9

1 ,0

X La puissance

W = F . Vm

1−

F Fm

avec Fm = 1 et 0 < F < 1 ,

la variation de la puissance est de la forme Y = X . 1 − X avec X = F et Y =

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CHAP : 9-1-2

W Vm

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M ÉTUDE DU DÉMARRAGE D’UN VÉRIN EN COMMANDE « TOR » EN RÉGIME TRANSITOIRE ET PERMANENT Les paramètres d'utilisation caractéristiques de la commande TOR.(Tout-Ou-Rien) : x • Cinématique : Loi du mouvement, déplacement c, vitesse en régime permanent Vp, accélération γ, temps d'accélération TA,...

c t

• Dynamique :

TA

Masse à déplacer M, effort à vaincre F, frottements dans les guidages Ff,...

T

V Vp g

La loi de mouvement est généralement une loi de vitesse en trapèze.

t

Les paramètres du circuit caractérisant la commande TOR : • Vérin : section S1 et S2, course c. • Pompe : débit Q. • Distributeur : courbes caractéristiques Q-∆P. • Limiteur de pression : pression de tarage Po. • Filtres et canalisation : ∆P'. • Fluide

hydraulique :

module de viscosité ν.

compressibilité

B,

Nous allons étudier la modélisation de la phase de démarrage du vérin pour en déduire la fonction principale et les conditions de réglage du limiteur de pression. L'origine des temps est l'instant où le distributeur a commuté dans la position "flèches parallèles". On peut distinguer quatre phases distinctes. A) Une première phase de mise en pression du circuit, sans déplacement. B) Une phase intermédiaire caractérisée par un débit de déplacement associé à une montée en pression. C) Une phase de mise en vitesse, à pression constante, limiteur de pression ouvert. D) Une dernière phase, le régime permanent, à vitesse constante. Paramétrage : à l'instant t, on note : Application Numérique : • Q : débit instantané de la pompe (fluctuations négligées) • Vérin ∅ D = 160 mm • P : pression instantané en sortie de pompe • Charge : M = 20.000 Kg • Q1 : débit entrant dans la chambre coté fond du vérin • Effort : Ft = 20.000 daN • Q2 : débit sortant dans la chambre coté tige du vérin • Pompe : Q = 252 l/min • P1 et P2 : pressions dans les chambres du vérin • Fluide : B = 15.000 bar • v1 et v2 : volumes des chambres du vérin • Limiteur : Po = 150 bar • S1 et S2 : surfaces des chambres du vérin, k = S2/S1 • Volume d'huile résiduelle r dans la canalisation • vr : vitesse instantanée de la tige (distributeur ⇒ vérin) et coté • F : effort résistant ( porté par Ox), supposé constant fond du vérin : vo = 0.5 l • ΣFf : résultante des actions de frottements, supposé constante • Ft : résultante F + ΣFf P.GUIBERT

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Comportement en régime transitoire : Passage supposé instantané de la position centrale du distributeur à la position flèches parallèles (temps de réponse : de 10 à 30 ms).

A

B Début de déplacement. Montée en pression.

Mise en pression. Pas de déplacement. Po

C

D

Mise en vitesse. Pression constante. Limiteur ouvert.

Régime permanent. Vitesse constante.

Pression cas 1

Pp

Cas 2

compression du fluide

t 0'

compression du fluide > déplacement de la tige >détente du fluide > chute de pression > arret > compression du fluide >..

0 < P < Pp

to

t1

P = Po pression de tarrage du limiteur

temps

vitesse constante V 1 = Q/S

Vitesse V = dx/dt accélération constante fonction de Po

cas 1

vitesse nulle

t 2' - t 2 = négligeable temps d'ouverture du limiteur de pression

t 0' - t 0 = négligeable temps d'ouverture du distributeur

1

déplacement fonction de t x = V 1.t

cas 2

cas 2

= Ft/S

t3

cas 1

pas de déplacement

1

t 3'

t 2' t2

Déplacement x

P=P

1

t 3' - t 3 = négligeable temps de fermeture du limiteur de pression

Le comportement de l’ensemble vérin-distributeur, (si on néglige les pertes de charge) est régi par : •

Équation de débit entrant dans la chambre (1) :

•

dx v dP ¦ + dt B dt avec v = v0 + v1 Théorème de la résultante dynamique appliqué à la tige et à la charge : Q1 = S1 .

P1 . S1 − P2 . S2 − Ft = m

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.

d² x dt ²

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A) Une première phase de mise en pression du circuit, sans déplacement :

ö

P1 . S1 − P2 . S2 − Ft = m reste

d² x dt ²

avec P2 = 0 et

P1 . S1 − Ft = 0

pas de déplacement tant que

¦ö

Q1 = S1

reste Q1 =

v dP B dt

d² x =0 dt ²

dx v dP + dt B dt ö

P1S1 < Ft

dx =0 dt

avec

dP Q1 . B = = cons tan te dt v

au démarrage v = vo : volume d’huile entre la pompe et le fond du vérin, dP Q . B Q.B ö = = cons tan te .t P= dt v vo Cette expression met en évidence la loi de variation de la pression coté fond.

Q1 = Q

donc

La pression P croît linéairement jusqu’à atteindre l’un des 2 seuils : • Po : seuil d’ouverture du limiteur de pression, • Pp : seuil de début de déplacement avec Pp =

Ft S1

Durée t1 de cette phase : t1 =

Pp . vo Ft . vo = Q.B S1. Q . B

s=

daN . l cm² . l / s . bar

A.N. :

t1 =

avec :

20000 . 0,5 201 . 4,2 . 15000

S1 = 201 cm² et Q = 252 l/min = 4,2 l/s t1 = 7.9 10-4 s = 0,79 ms Pp = 20000 / 201 = 99,5 bar

Remarque : En tenant compte du temps réel d’ouverture d’un distributeur (10 à 30 ms), les montées en pression et en débit sont concomitantes.

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CHAP : 9-1-3 page 3

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B) Une phase intermédiaire caractérisée par un débit de déplacement associé à une montée en pression : Phase de début de déplacement : l’effort moteur > l’effort résistant. dx > 0 Pp < P < Po dt dx ⎛ S1 . x dp vo dP ⎞ dx v dP +⎜ + + avec v = vo + S1.x ö Q1 = S1 ¦ ö Q1 = S1 ⎟ dt ⎝ B dt B dt ⎠ dt B dt Le déplacement réel associé à cette phase étant très faible, on admet que v ≅ vo dx vo dP S1 . x dp + Q1 = S1 donc ¡ ≅ 0 soit dt B dt B dt d² x dx ö P1 . S1 − P2 . S2 − Ft = m avec P2 = 0 ; V = et Q1 = Q dt ² dt dV = P . S1 − Ft m. dt d² V dP dP m d² V en dérivant par rapport au temps : m . . S1 donc = . = dt ² dt dt S1 dt ²

⎛ vo m ⎞ ö Q = S1 . V + ⎜ ⎟ ⎝ B S1 ⎠ d² V B + ö dt ² m

d² V ⎛ vo m ⎞ en divisant par ⎜ ⎟ dt ² ⎝ B S1 ⎠ Q . B . S1 S1² .V = ¢ vo . m vo d² V + a. V = b dont la solution générale est : C’est une équation différentielle de la forme dt ² b V = + λ . cos a.t + ϕ a B . S1² avec a = = ω0 (pulsation propre non amortie du vérin) et t’ = t –t1 m . vo

¡

(

)

Q + λ . cos (ω0.t' + ϕ) S1 La résolution du système permet d’obtenir une première relation entre les constantes λ et ϕ en écrivant : V = 0 pour t’ = 0

ö

V=

Q + λ . cos ϕ = 0 S1 dV dV • avec = − ω0 . λ . sin(ω0.t' + ϕ) et l’équation m. = P . S1 − Ft donne : dt dt ö - m.ω0.λ.sin(ω0.t’+ ϕ) = P1.S1 – Ft Les conditions aux limites : • P1 = Pp à t’ = 0 ö- m.ω0.λ.sinϕ = Pp.S1 – Ft = 0 car Pp = Ft/S1 ö ϕ=0 Q Q + λ . cos ϕ = 0 avec ϕ = 0 ö + λ = 0 ö λ = -Q/S1 • V=0 à t’ = 0 ö S1 S1 £ ⁄ Q dV Q V = . (1 − cos ω0.t') = + ω0 . . sin (ω0.t') S1 dt S1 La solution est donc ö

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CHAP : 9-1-3 page 4

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Equations de comportement :

•

•

Pression :

ö

m.

dV = P.S1 − Ft dt

£ö V = dx = dt

⁄ö m. ω 0 P1 =

⎛ Q Ft ⎞⎟ ⎜ sin (ω 0.t') = S1 . ⎜⎜ P − ⎟⎟ S1 S1 ⎠ ⎝

Q Ft + m . ω0 . . sin (ω 0.t' S1² S1

)

pour x = 0, t’ = 0

Vitesse :

£ö

Q (1 − cos ω0.t') S1

V=

Q⎛ 1 ⎞ x= sin ω0 t' ⎟ + cste ⎜ t' − S1 ⎝ ω0 ⎠

x=

Q (1 − cos ω0.t') S1

ö cste = 0

Q⎛ 1 ⎞ sin ω0 t' ⎟ ⎜ t' − S1 ⎝ ω0 ⎠

Pression cas 1 Po

cas 2 Vitesse

Déplacement

x

P 1maxi

•

Déplacement :

V = Q/S

Pp t'

t'

t'

Remarque : Deux cas sont à considérer : • soit la pression P1maxi = P0, le limiteur de pression s’ouvre ce qui correspond au fonctionnement normal, Q • soit la pression P1maxi < P0, avec P1 max i = Pp + m . ω0 . . , le déplacement devient S1² oscillatoire, phénomène appelé « POMPAGE ». Ceci provient d’une mauvaise adaptation du débit de la pompe qui reste insuffisant compte tenu de la valeur de la pression de tarage P0. Valeur de la pulsation propre non amortie du vérin :

Pour la chambre coté fond (l’effet de la chambre coté tige est négligé). ω0 =

B. S1² = m .V

rh m

avec Vt = V = V0 + V1

La chambre se comporte donc du point de vue dynamique comme un ressort (ou un amortisseur si on prend en compte la viscosité). La pulsation ω0 caractérise la rapidité de sortie de la tige du vérin. La fréquence propre est A.N. : ω 0 =

15000 . 10 5 .(201. 10 −4 )² 20000. 0,5 .10 −3

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avec ωmaxi pour v = v0

f0 =

ö

ω0 2π ω0 = 246 rad/sö f0 = 39 Hz

CHAP : 9-1-3 page 5

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Fonctionnement normal : cas P1maxi > P0 •

La durée de la phase B correspond au cas ou P1 = P0.

ö

P0 =

Ft Q + m . ω0 . . sin (ω 0.t' S1 S1²

ö •

Déplacement.

ö •

( 150 − 99,5 ). 10 5 (201.10 −4 )² 1 . . Arc sin . t' = 246 20000 .246.4,2.10 −3 t’ = 4.10-4 s = 0,4 ms

1 Q ⎛ ⎞ sin ω0 t' ⎟ ⎜ t' − S1 ⎝ ω0 ⎠

Vitesse au temps t’ :

£ ö •

x=

ö

) ö

Ft ⎞ ⎛ ⎜ P0 − ⎟. S1² 1 S1 ⎠ t' = . Arc sin . ⎝ . m. ω 0. Q ω0

Q V= + (1 − cos ω0.t' S1

ö

ö

x=

donc

t2 = 1,2 ms

4,2 . 10 −3 ⎛ 1 ⎞ sin 246 .4 10 − 4 ' ⎟ 4. 10 − 4 − −4 ⎜ 246 201 . 10 ⎝ ⎠

x = 1,35.10-7 m = 0,13 µm

4,2 . 10 −3 + 1 − cos(246 . 410 − 4 ) V= −4 201. 10

(

)

ö

ö

V = 1.10-3 m/s = 1 mm/s

Verification :

)

Q . sin (ω0.t' ) ö S1² 20000 . 4,2.10 −3 . 246 P1 max i = 99,5.10 5 + . . sin (ω0.t' ) avec sin (ω0.t' ) = 1 : (201 .10 − 4 )² P1maxi = 99,5 .105 + 511,5 .105 = 611 .105 Pa ö P1maxi = 611 bar donc bien supérieur à 150 bar, ö pas de « POMPAGE » Remarque : A.N.

ö

P1 max i = Pp + m . ω0 .

•

Si le débit de la pompe Q est imposé : pour éviter le dysfonctionnement du type « POMPAGE », il faut un tarage du limiteur de pression correct. • Si la pression de tarage est imposée, il faut un débit tel que : Ft Q + m . ω0 . . sin (ω 0.t' ) avec P1maxi = P0 et sin(ω0.t’) = 1, c'est-à-dire ö P1 max i = S1 S1² Ft (P0 − ).S1² S1 Q min i = donc une vitesse de déplacement en régime établi. m . ω0 Cette relation montre que, pour une installation donnée, les paramètres Q et P0 ne sont pas indépendants. Une autre démarche peut aussi constituer à déterminer la pression de tarage P0, le débit Q de la pompe étant connu à priori. On utilise alors l’inéquation : Ft m . Q . ωo P0 < + S1 S1² 5 −4 (150 − 95,5).10 . (201.10 )² A.N. : Q min i = = 4,48 .10 − 4 m 3 / s ö Qmini = 26,8 l/min 20000 . 246 En conséquence, pour cette application, avec Po = 150 bar, il faut que le débit mini soit de 26,8 l/min. P.GUIBERT

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C) Une phase de mise en vitesse, à pression constante, limiteur ouvert :

Le limiteur de pression s’ouvre et évacue vers le réservoir la fraction du débit non utilisée pour le déplacement de la tige du piston du vérin à l’instant t.

Q1 Q - Q1

Déplacement à accélération constante tant que le débit de la pompe n’est pas complétement utilisé pour le déplacement, c’est à dire tant que la vitesse n’est pas égale à la vitesse maxi en régime permanent VP: Q dx ≤ VP = S1 dt VP =

A.N. :

252 , 6. 201

Po

Q 0.00 Watts

1 l/min

0.00 RPM

VP = 0,209 m/s

Les équations de comportement donnent : ¦

Q1 = S1 .

dx v dP + dt B dt

P1 . S1 − P2 . S2 − Ft = m

Q1 = S1 .

.

d² x dt ²

m

.

dx dt

sans variation de pression

d² x = P0.S1 − Ft = cste dt ²

avec P0 = P1 et P2 = 0

Le mouvement est un mouvement uniformément accéléré. Origine temporelle : t’’ = t – t2 •

Accélération : γ=

•

.

150.10 5. 201.10 −4 − 200000 , 20000

γ = 5 m/s²

dx = γ .t' ' + V 0 dt

Déplacement : x=

•

A.N. : γ =

Vitesse : V=

•

P0.S1 − Ft d² x = dt ² m

1 γ.t' '² + V 0.t' ' + x 0 2

avec V0 ≈ 0 et x0 = 0 A.N. : x =

1 5. 0,041² = 0,004 m , x = 4,2 mm 2

Durée : t' ' =

VP − V 0 γ

A.N. :

t' ' =

0,209 − 0,001 = 0,041 s , 5

donc t3 = 1,2 + 41 = 42,2 ms

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t’’ = 41 ms t3 = 42,2 ms

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D) Une dernière phase, le régime permanent, à vitesse constante : La vitesse VP est atteint, tout le débit est exploité pour le déplacement, ce qui se traduit par une pression PP, donc la fermeture du limiteur de pression après un court régime transitoire fonction du temps de fermeture du limiteur de pression (action du ressort). Le comportement est défini par : ¦

Q1 = S1 .

dx v dP + dt B dt

P1 . S1 − P2 . S2 − Ft = m

dx Q1 = VP = dt S1

.

d² x dt ²

P1 = PP =

Ft S1

CONCLUSIONS

Po

P

150 bar 99,5 bar

Pp

t A B Q S1

C

V

D 0,209 m/s Vp

t 0,8

1,2

42,2 ms

•

On peux négliger les phases A et B.

•

La pression de tarage du limiteur de pression permet de régler l’accélération du régime transitoire.

•

Le débit de la pompe permet de régler la vitesse nominale (régime nominal).

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MOTEURS HYDRAULIQUES. Le but de ce chapitre, n’est pas l’étude technologique et mécanique des moteurs, mais plutôt un inventaire des différents types de moteurs existant et utilisées principalement dans des installations hydrauliques industrielles. Un moteur est un actionneur qui transforme de l’énergie hydraulique en énergie mécanique de rotation. Cette réversibilité de cette transformation permet d’utiliser sous certaines conditions la technologie des pompes pour réaliser des moteurs. Rappels : •

Vitesse de rotation délivrée par un moteur. Pour calculer la vitesse N. • N = vitesse de rotation en tr / min. 3 • Q = débit à l’alimentation en l / min. N = (10 Q / q) * ηvol • q = cylindrée en cm3 / tr. • ηvol = rendement volumétrique. (≈ 0,92 à 0, 97)

•

Couple mécanique délivré par un moteur. Pour déterminer le couple mécanique C délivré par un moteur avec une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement. • C = couple en daN. • q = cylindrée en cm3 / tr. C = (q * ∆P / 200 π) * ηhm • ∆P = pression en bar = Paspiration si Prefoulement ≈ 0. • ηhm = rendement hydro mécanique. (≈ 0,80 à 0, 85)

•

Puissance mécanique délivrée par un moteur. Pour déterminer la puissance mécanique W délivrée par un moteur sous une pression différentielle entre l’alimentation et le refoulement. • W = puissance en kW • ∆P = pression en bar = Paspiration si Prefoulement ≈ W = (∆P * Q / 600) * 0. ηtot • Q = débit en l / min. • ηtol = rendement total = ηvol *.ηhm

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Relation du couple mécanique délivré par un moteur hydraulique. Données : • q = cylindrée / tour et qr = cylindrée / radiant, q qr = . 2π • C = couple résistant du à la charge. • PA et PB = pression en A et B • J = moment d’inertie de la charge. • N = vitesse de rotation en tour / min, avec 1 tour = 2π, π.N • ω = vitesse angulaire en radian / s, avec ω = 30 & = accélération angulaire en radian / s². ω •

J avec

C

N

A

B q

Equilibre de l’arbre mécanique du moteur en Système International. & (PA – PB) * qr – C = J * ω

avec : • • •

(PA et PB) en Pa avec Pa = N / m² qr en m3 / rad C en m.N ⇒ ⇒ ⇒

( N / m²) * m3 / rad m.N m.N

• J en Kg.m² & en rad / s² • ω rad : un radian n’a pas d’unité

- m.N = Kg.m² * rad / s² - m.N = (N * s² /m) * m² * 1 / s² - m.N = m.N

En unités usuelles: & / 10 (∆P / 200 π) * q - C = J * ω

avec : • • •

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(PA et PB) en bar q en cm3 / tour C en m.daN

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• J en Kg.m² & en rad / s² • ω rad : un radian n’a pas d’unité

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Réglage de vitesse des moteurs hydrauliques. La vitesse de rotation d'un moteur hydraulique dépend du débit utilisé. Le réglage de ce débit peut être obtenu : • par une pompe à cylindrée variable si le moteur hydraulique est le seul appareil alimenté par la pompe. L'avantage de cette solution est l'absence de laminage au travers du limiteur de pression ou d'un limiteur de débit, • par un limiteur de débit ou un régulateur de débit. Le réglage peut se faire de trois manières. Sur l'entrée. En sortie. Par soustraction de débit.

L'excédent de débit est retourné au bac à la pression du limiteur de pression. Ce montage ne peut pas être utilisé seul, si le couple résistant peut devenir moteur à un instant quelconque. De même, pour obtenir une rotation régulière, surtout si la vitesse de rotation est assez faible et le moteur peu chargé, on peut être amené à le charger artificiellement par une soupape d'équilibrage.

L'excédent de débit est retourné au bac, à la pression du limiteur de pression. Ce montage reste valable si le couple résistant devient moteur.

L'excédent de débit est retourné au bac par le limiteur de débit à la pression de travail. Ce système produit donc moins de calories que les précédents mais comme en réglage sur l'entrée, il ne peut pas être utilisé si le couple résistant devient moteur.

Remarque: Ces trois systèmes de réglage de débit sont décrits séparément comme s'ils étaient les seuls appareils du circuit. En fait, le choix devra se faire en tenant compte des autres éléments du circuit et en particulier des limitations de couple moteur et résistant ainsi que de l'équilibrage de charge. Ainsi sur le circuit de la figure le réglage de vitesse dans chaque sens se fait sur l'entrée, la retenue de charge étant assurée par les soupapes d'équilibrage.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M Synchronisme de la vitesse de rotation des axes des moteurs hydrauliques. De même que pour les vérins, le synchronisme des vitesses de deux ou plusieurs moteurs de même cylindrée n’est pas possible sans bridage mécanique des axes des moteurs hydrauliques ou par des système hydrauliques permettant de diviser le débit arrivant à chaque moteur. Exemple de montages : •

en parallèle.

Utilisation de limiteurs de débit ou mieux de régulateur de débit faisant office de diviseur de débit.

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•

en série.

Si les moteurs ont la même cylindrée, mais le synchronisme n’est pas parfais, les rendements volumétriques ne sont pas égaux, et de plus, fonction de la pression.

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MOTEUR HYDRAULIQUE

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COURBES CARACTÉRISTIQUES : MOTEUR ET POMPE HYDRAULIQUE. Pour fonctionner, un moteur hydraulique doit être associé à une pompe qui lui fournit un débit.

1 2

Les cylindrées de la pompe et du moteur pouvant être constantes ou variables.

3 4

Il existe donc quatre possibilités d’association. • Cas 1 : pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée constante • Cas 2 : pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée variable • Cas 3 : pompe à cylindrée variable et moteur à cylindrée constante • Cas 4 : pompe à cylindrée variable et moteur à cylindrée variable Pour chacune de ces possibilités, nous étudierons les courbes représentatives du couple moteur et de la puissance motrice en fonction de la vitesse de rotation du moteur à partie de la courbe pression – débit fournie par la pompe. Nous négligerons les variations dues aux différents rendements ainsi qu’aux fluctuations de débit de la pompe et du couple du moteur. Pompe à cylindrée constante. Diagramme : pression – débit : • • • •

A : moteur à l’arrêt, débit évacué par le limiteur de débit qui protège la pompe. AB : débit à travers le limiteur diminue et le débit utilisable augmente. B : fermeture du limiteur de débit. BC : débit utilisable, les fuites diminuent en même temps que la pression.

D’autre part, nous savons qu’un circuit est défini par la courbe de charge à vide Cv et la courbe de charge totale Ct.

Q C

Cv N

Ct M

B

P

Po

A

P

Le point de fonctionnement s’établit en un point M, tel que la puissance fournie par le circuit est égale à la puissance exigée par le récepteur. Le segment NM représente la variation de pression ∆P aux bornes du moteur hydraulique qui permet de développer un couple C = q. ∆P.

P. GUIBERT

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Pompe à cylindrée variable. • Pompe à régulation à pression constante. Se ramène au cas de la pompe à cylindrée constante si l’on considère que l’augmentation de débit utilisable se fait par augmentation de la cylindrée de la pompe et non plus de la réduction de la fuite fonctionnelle du limiteur de débit. Le fonctionnement du moteur se ramène au cas précédent. Néanmoins, l’utilisation d’une pompe à cylindrée variable à régulation de pression est plus intéressante du point de vue énergétique qu’une pompe à cylindrée constante car elle supprime les pertes d’énergie par laminage du fluide à travers le limiteur de pression. •

Pompe à régulation à puissance constante.

Diagramme : pression – débit : • • •

AB : fonctionnement à cylindrée minimale. BC : fonctionnement à puissance constante, le débit croissant par augmentation de la cylindrée. CD : accroissement du débit dû à la diminution des fuites.

Q D

C M B

Les courbes de charge à vide Cv et de charge totale Ct sont les mêmes. On définit de la même façon un point de fonctionnement M.

A

P

Moteur à cylindrée constante. Le débit utilisable communique au moteur une vitesse N tel que : Q = q.ω avec ω = π.N / 30. En décrivant la courbe de débit utilisable donnée par la pompe à cylindrée constante. Le fonctionnement comporte 2 phases.

N C’’’

Courbe de la variation de la vitesse N en fonction du couple moteur C.

M’’’

B’’’

En remarquant que C = q.∆P et que N = f(Q,q) on en déduit que cette courbe à la même allure que la courbe Q = f(P). A’’’ Courbe de la variation de la puissance W en fonction de la vitesse N. W = C. .ω avec ω = π.N / 30 De A’’ à B’’ : C varie peu d’où W est sensiblement proportionnelle à N. De B’’ à C’’ : N varie peu, W varie pratiquement comme C.

P. GUIBERT

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C

W B’’ M’’ A’’

C’’

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N

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Moteur à cylindrée variable. Dans ce cas on démarre le moteur à sa cylindrée maximale pour avoir une vitesse minimale et un couple maxi.

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C A’’’

B’’’ M

Le fonctionnement comporte 3 phases contrairement au précédent qui n’en compte 2.

B’’’1

La troisième phase correspond à la variation de la cylindrée de B’ à B’1. En B, on réduit la cylindrée du moteur pour augmenter N. Q et P restent constants pendant que N augmente d’ou W= Q . P = cste. Or W = C . ω et ω = π.N / 30, d’ou C varie en raison inverse de N, on en déduit que B’’B’’1 des courbes : W = f(N) et C = g(N).

P. GUIBERT

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N W

A’’

B’’

M’’

B’’1

C’’

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N

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Cas 1.

1

On peut regrouper sur un graphique toutes ces courbes.

même

Cas 2.

2

On peut regrouper sur un graphique toutes ces courbes.

même

Par contre, le montage pompe à cylindrée constante et moteur à cylindrée variable permet d’obtenir des plages de variation de couple et de vitesse plus importantes. Permet de disposer d’un couple de démarrage plus important pour un couple de travail donné et une gamme de vitesse plus étendue.

P. GUIBERT

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Cas 3.

3

On peut regrouper sur un graphique toutes ces courbes.

même

La portion B’’’C’’’ de la courbe C = g(ω) est une hyperbole puisqu’elle correspond à une variation de C et ω à puissance W = C. ω.

Cas 4.

4

On peut regrouper sur un graphique toutes ces courbes.

même

Mêmes conditions de démarrage du moteur que dans le cas du moteur à cylindrée variable. Le fonctionnement comporte 4 phases. AB et BC sont identiques à celle du moteur à cylindrée constante. En C on réduit la cylindrée du moteur pour augmenter sa vitesse, d’ou une portion d’hyperbole C’’’C’’’1, correspondant à cette augmentation de vitesse. CD est identique à celle déjà étudiée. Permet de disposer d’un couple important au démarrage et d’une large plage de vitesse.

P. GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Fréquence propre d’un moteur hydraulique : f0. Soit un moteur hydraulique, maintenu dans une position angulaire θ sous l’action d’un couple C.

C V

V

Hyp : • On néglige les fuites dans le distributeur et dans le moteur, ainsi que les frottements. • La masse en mouvement crée un moment d’inertie total J ramené sur l’arbre du moteur. Données : en S.I. • Le fluide a pour caractéristiques : • coefficient de compressibilité B.

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1

• • •

2

Cylindrée : q, Volumes en 1 et 2 : V, Pressions en 1 et 2 : P1 et P2.

On défini V comme la demie cylindrée théorique du moteur hydraulique augmentée du volume d’huile contenu dans la tuyauterie d’alimentation Nous avons un couple C appliqué à l’arbre moteur, une augmentation du couple va entraîner une diminution du volume de l’huile contenue en amont du moteur jusqu’au distributeur à commande proportionnelle et donc une augmentation de pression, et en aval, une augmentation du volume et donc une diminution de pression. θ.q V.∆P ∆V = = 2π B q q L’équilibre de l’arbre du moteur nous donne : (P + ∆P). − (P − ∆P). −C=0 2π 2π 2∆P.q B.∆V.q B.q B.q θ.q B.q² → C= = . ∆V = . → C= .θ = 2π π.V π.V π.V 2π 2π².V C B.q² La raideur hydraulique nous donne : rh = − = (θ est négatif). θ 2π².V En suivant le même raisonnement que pour les vérins hydrauliques, on définit comme fréquence propre des moteurs hydrauliques pour des oscillations angulaires. 1 B.q² 1 rh avec : rh en Nm/rad et J en Kg.m². . f0 = → f0 = . 2.π 2π².V.J 2.π J • q : cylindrée du moteur hydraulique, • Vcond : volume huile dans une conduite, distributeur – B.q² 1 . f0 = moteur, 2.π π².J.(q + 2Vcond) • Vt : volume d’huile sous pression = 2V = q + 2Vcond, • J : moment d’inertie total ramené à l’arbre du moteur hydraulique. q En prenant la cylindrée du moteur hydraulique en radiant : qrad = 2π 1 B 4. B 1 . qrad . . qrad → f0 = . f0 = J.(q + 2Vcond) π J.(q + 2Vcond) 2.π dans le cas de moteur compact : Vcond ≈ 0, La fréquence propre du moteur est la même quelle que soit sa position angulaire. On peut noter l’analogie avec la fréquence propre d’un vérin double tige en position médiane.

Pour obtenir les meilleures conditions de rapidité de réponse et de stabilité d’un système, la fréquence propre doit être aussi élevée que possible. P. GUIBERT

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RÉALISATION DE FONCTIONS HYDRAULIQUES COURANTES. Un certain nombre de phénomènes se rencontrent très fréquemment dans le fonctionnement des mécanismes actionnés par l'hydraulique : l'accélération due à la gravité, la surpression, la décompression, etc. Il y a lieu à chaque fois de combattre les effets de ces phénomènes afin d'éviter une fatigue excessive des organes composant le circuit et un fonctionnement défectueux des parties mécaniques qui lui sont liées. Nous vous proposons ci-après quelques circuits susceptibles de résoudre ce genre de problèmes. Il est évident que suivant les caractéristiques particulières de l'installation projetée, ses cadences de fonctionnement, la nature du produit traité, etc.., la solution hydraulique sera particulière. Ces schémas n'ont donc pour seule prétention que de présenter une solution valable parmi d'autres possibles.

1 - Dispositif d'équilibrage et de verrouillage. Le verrouillage positif d'un récepteur dans une position donnée peut être obtenu de deux façons. Si le récepteur est en fin de course, il prendra appui contre une butée mécanique et la pompe continuera à débiter en pression pendant tout le temps de l'immobilisation. Ce procédé quoique très valable présente certains inconvénients dans les cycles où le temps d'immobilisation est long : • échauffement intempestif de l'huile qui lamine à travers la soupape de sûreté, • fatigue des appareils, en particulier de la pompe. Le deuxième procédé consiste à utiliser des clapets simples ou pilotes, seuls appareils n'admettant aucune fuite. On peut de cette façon immobiliser le récepteur en un quelconque point de sa course et décharger librement au réservoir le débit de la pompe pendant l'immobilisation. 1.1 – Fonctionnement. 2 Au repos, aucun solénoïde n'est excité. La pompe 3 débite librement au réservoir à travers l’électrodistributeur (1V1) 1A 1 1V5 1V4

1V3 1V1 1V1-A 0V1

1V1-B Z3 0V2

dr 0P1

P.GUIBERT

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0Z1

Phase 1 – Montée : L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la montée du vérin (1A) par envoi du débit de la pompe à travers le distributeur (1V1) le clapet anti-retour piloté (1V3) et le clapet anti-retour incorporé dans la soupape d'équilibrage (1V4). L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1). Phase 2 – Immobilisation : Le solénoïde (1V1-A) est mis hors tension, la pompe débite librement au réservoir à travers (1V1). Le vérin reste à sa position, l'huile ne pouvant s'échapper du circuit, du fait de la présence des clapets (1V5) et (1V3). Phase 3 – Descente : L'excitation du solénoïde (1V1-B) provoque la descente du vérin par envoi du débit de la pompe dans son compartiment annulaire à travers (1V1). L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape d'équilibrage (1V4) ouverte par pilotage interne, le clapet anti-retour (1V3) ouvert par pression pilote prise sur la ligne de pression et le distributeur (1V1). CHAP : 10 page 1

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1.2 – Calculs. Supposons que l'équipement mobile exerce une poussée sur l'huile expulsée correspondant à une pression de 30 bars: La soupape d'équilibrage (1V4) sera tarée à 40 bars. Une pression de 14 bar minimum dans la ligne d'alimentation sera donc nécessaire pour vaincre le tarage de la soupape d'équilibrage. (Np = 0,7) Si l'équipement mobile tend à descendre à une vitesse supérieure à celle prévue du fait de l'accélération qu'il acquiert, le débit d'alimentation du compartiment en extension devient alors insuffisant et une chute de pression se produit dans la ligne d'alimentation. La pression de pilotage du clapet (1V3) étant par conséquent réduite, celle-ci se referme et ralentit la descente du vérin. Ce dispositif permet d'obtenir une vitesse constante de descente. La pression résiduelle en sortie de la soupape d’équilibrage (1V4) étant théoriquement nulle, la pression de 14 bar régnant dans la ligne d'alimentation est très suffisante pour piloter ouvert le clapet anti-retour (1V3) et permettre le retour de l'huile au réservoir à travers le distributeur (1V1). Les clapets anti-retour réclament en générale une pression de pilotage d'au moins 40 % de la pression effective à l'entrée du clapet. Si cet appareil avait été installé directement à la sortie du vérin, d'où l'huile sort sous une pression variant entre 30 et 40 bar, la pression de pilotage nécessaire du clapet eût varié entre 12 et 16 bar. La pression régnant dans la ligne d'alimentation s'établissant aux alentours de 14 bar, il n'aurait pas été possible d'ouvrir le clapet. 1.3 - Panne de solénoïde. En cas de panne de solénoïde pendant le mouvement, l’électro-distributeur revient à sa position centrale et permet le retour libre au réservoir du débit de la pompe. Le clapet anti-retour piloté verrouille le vérin dans la position qu'il occupait au moment de la panne. Le clapet anti-retour (1V5) a pour fonction de permettre une aspiration d'huile dans le réservoir lorsqu’une panne de solénoïde se produit pendant la montée. En effet, le vérin de par son inertie, ne s'arrête pas exactement à l'instant où se produit la panne. Le compartiment en dilatation ne recevant plus d'huile pendant ce court instant, il se produit une cavitation et le vérin retombe des quelques millimètres de sa course excédentaire. L'huile ne peut être aspirée du réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1), le clapet (1V3) et la soupape (1V4), du fait de la présence des deux clapets et de leur tarage respectif. C'est pourquoi une ligne secondaire nantie d'un clapet à faible tarage a été prévue.

P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 2 - Accélération - décélération.

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Chaque fois qu’une masse mobile se déplace à une vitesse relativement importante, il est nécessaire de contrôler son accélération et plus particulièrement sa décélération. En effet, une accélération trop brusque sera la cause de perturbations diverses telles que : chocs, mauvais fonctionnement des parties glissantes ou roulantes, risques de cavitation, chutes des personnes transportées sur l'élément mobile, etc. La masse mobile ayant atteint sa vitesse maximale, son inertie est telle qu'un arrêt brusque en pleine vitesse : a) sur butée fixe provoquera un choc violent endommageant les parties mécaniques b) par inversion du distributeur hydraulique, provoquera un choc ainsi que des vibrations importantes et dangereuses pour les organes et canalisations hydrauliques. A ces perturbations, viennent s'ajouter celles mentionnées au sujet de l'accélération. Il est donc nécessaire de concevoir le circuit de façon que l'accélération et la décélération du mobile puissent être facilement contrôlées et réglées. Il est bon d'autre part, d'éviter qu’une panne de solénoïde sur le distributeur, par exemple, n'entraîne l'arrêt brusque du mobile en pleine vitesse, ce qui reviendrait aux conditions de freinage brusque citées plus haut. 2.1 – Fonctionnement. L'installation est représentée au repos. 1 2

C1 C2

1A 1V5

0Z3

0V1

0V3

1V4 dr

0V2

dr

0V2-A

1V3 P

T

A

B

1V3-A

0P1

1V3-B

P' 0Z1 P''

1V 1

1V2

Le moteur électrique est en marche. Tous les solénoïdes sont hors tension. La pompe débite librement au réservoir à travers le limiteur de pression (0V1), pilotée ouverte par le distributeur (0V2). P.GUIBERT

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Phase 1 - Avance L'excitation du solénoïde de (0V2-A) provoque la fermeture du limiteur de pression (0V0). L'excitation du solénoïde (1V3-A) provoque l'avance de la table par envoi du débit de la pompe dans le compartiment (C1) du vérin (1A). Au début du mouvement l'huile bloquée dans la soupape de freinage (1V5) passe fortement étranglée à travers le robinet (1V4), l'électro-distributeur (1V3) et le clapet anti-retour de la soupape d'équilibrage (1V2). Accélération Au fur et à mesure que la table avance, la came libère la soupape de freinage (1V5) qui s'ouvre progressivement laissant passer un débit de plus en plus important. Le mouvement s'accélère jusqu'à ce qu'il atteigne la vitesse correspondant au débit maximum de la pompe. Pendant les périodes d'accélération et d'avance à vitesse constante, la pression régnant dans le circuit permet par la ligne de pilotage aboutissant en (P') de la soupape (1V1) de maintenir cette dernière totalement ouverte, afin que l'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers la soupape (1V1) et le distributeur (1V3). Décélération Lorsque la deuxième came entre en contact avec la soupape de freinage (1V5), celle-ci se referme progressivement, réduisant le débit d'alimentation du vérin. Du fait de l’inertie acquise, celui-ci tend à poursuivre sa course à une vitesse supérieure à celle que peut fournir le débit étranglé, à un instant donné. L'amorce d'une cavitation se produit, ce qui entraîne une chute de pression dans le circuit d'alimentation. La pression pilote maintenant ouverte la soupape d'équilibrage (1V1) n'est pas suffisante pour cette fonction et la soupape tend à se refermer. Elle ne restera ouverte ou partiellement ouverte que par la pression pilote interne (aboutissant en P’’ de 1V1) issue de la ligne de retour du vérin. L'huile expulsée est ainsi freinée progressivement jusqu'à l'arrêt du mobile. Phase 2 – Retour. Le circuit étant conçu en symétrie, le retour s'effectue dans les mêmes conditions que l'aller, le solénoïde (1V3-A) étant mis hors circuit et le solénoïde (1V3-B) excité. C'est la soupape d'équilibrage (1V2) qui permettra d'obtenir le freinage désiré. 2.2 – Remarques. Le robinet (1V4) a été prévu pour permettre l’amorçage du mouvement lorsque la soupape de freinage (1V5) est totalement fermée. Le pilotage extérieur (P') permet de maintenir la soupape d'équilibrage totalement ouverte durant les deux premières phases du mouvement, ce qui évite à l’huile expulsée de laminer à travers la soupape. Cette ligne de pilotage auxiliaire ne réclamant que 1/8 de la pression nécessaire dans la ligne de pilotage interne (de P’’), les fluctuations de pression pouvant se produire durant le mouvement, ne pourront influencer l’ouverture de la soupape. 2. 3 - Panne de solénoïde. En cours de mouvement, un solénoïde ne fonctionnant plus, l'électrovalve revient dans sa position centrale. Si la pression dans la ligne de retour est suffisante, l’huile continuera à s'échapper par la soupape d'équilibrage. Le vérin continuant son avance, son compartiment en extension aspirera l'huile expulsée au point de jonction des deux lignes à l'intérieur de l'électro-distributeur (1V3). Le vérin ne recevant plus de poussée (la pression étant bloquée en p), celui-ci s'arrêtera très rapidement sans à-coup. Si le solénoïde de l'électro-distributeur (0V1) ne fonctionne plus, celle-ci revient à sa position de repos et pilote à nouveau l'ouverture de la soupape de sûreté. Le débit de la pompe retourne alors librement au réservoir.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 3 - Séquences hydrauliques.

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Certains utilisateurs préfèrent, pour des raisons de commodités d'installations et d'économie, employer des équipements hydrauliques dont l’asservissement électrique est inexistant ou réduit au strict minimum. Cette conception présente certains avantages dont les principaux sont : • économie de câblage électrique, d'installation de contacteurs de séquences et de sécurité, boutons, et donc armoire électrique simplifiée, • risque de panne d'appareillages électriques divers (entre autres solénoïdes) éliminé, • économie d'achat de certains appareils hydrauliques. Par contre, de telles installations laissent apparaître divers inconvénients non négligeables: • la transformation de l'installation est moins facile et plus onéreuse, • l'accès aux appareils et mécanismes n'est pas aisé du fait du grand nombre de canalisations cheminant autour de ceux-ci, • le contrôle des séquences de mouvements nécessite l’emploi d'un matériel encombrant et de canalisations supplémentaires, • enfin l'enchaînement des mouvements peut être perturbé par une montée en pression intempestive dans les soupapes de séquence. 1 2 L'installation correspond à la figure est au repos, 1A1 1A2 la pompe débite librement au réservoir à travers le distributeur (1V1). Phase 1 - Avance du vérin (1A1). 4 3 1V3 L'opérateur déplace le tiroir du distributeur (1V1) vers la gauche et le maintient dans cette position. dr Le débit de la pompe est alors dirigé dans le compartiment principal du vérin (1A1) à travers le distributeur (1V1) et la soupape (1V3). Le vérin 1V2 avance. L'huile expulsée retourne librement au dr réservoir à travers le clapet anti-retour incorporé 1V1 dans la soupape (1V2) et le distributeur (1V1). Z3 Phase 2 - Avance du vérin (1A2). 0V1 Z2 Lorsque le vérin (1A1) est arrivé en fin de course, la pression dans la canalisation d'alimentation dr augmente et par le pilotage interne de la soupape (1V3) permet l'ouverture de celle-ci. Le débit est 0P1 alors dirigé dans le compartiment principal du Figure 3 0Z1 vérin (1A2). Celui-ci avance et chasse l'huile contenue dans son compartiment annulaire au réservoir à travers la soupape (1V2) et le distributeur (1V1). Phase 3 - Recul du vérin (1A2). L'opérateur déplace le tiroir du distributeur (1V1) vers la droite et le maintient dans cette position. Le débit de la pompe est dirigé dans le compartiment annulaire du vérin (1A2) à travers le distributeur (1V1) et la soupape (1V2). L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers le clapet antiretour incorporé dans la soupape (1V3) et le distributeur (1V1). Phase 4 - Recul du vérin (1A1). Le vérin (1A2) ayant terminé son recul, il se produit une montée de pression dans la ligne d'alimentation qui provoque l'ouverture de la soupape (1V2) pilotée interne. Le débit issu de la pompe est dirigé dans le compartiment annulaire du vérin (1A1) et entraîne son recul. L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape (1V3) et le distributeur (1V1).

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE 4 - Multiplication de pression.

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L'utilisation d'un multiplicateur de pression ou sur-presseur dans des équipements dans lesquels un mouvement doit être exécuté sous une très haute pression, présente certains avantages dont, en particulier : 2 1 • économie d'achat et d'entretien du matériel hydraulique 3 4 • économie de consommation de courant électrique nécessaire au 1A fonctionnement du moteur 2A d'entraînement de la pompe. dr

1S0 1V1

2V1 1V1-B

1V1-A

2V1-A

0V1

0Z2 0V3

dr

0V2

0P1

0V2-A 0Z1

2V2

Le volume d'huile expulsé sous haute pression du sur presseur étant limité de par les possibilités de construction de ce genre d'appareil, le mouvement résultant ne pourra être que de faible amplitude. Au repos, la pompe débite librement au réservoir à travers le limiteur de pression (0V1) pilotée ouverte par l’électrodistributeur (0V2) au repos. Phase 1 – Avance. L'excitation du solénoïde (0V2-A) provoque la fermeture du limiteur de pression et la mise sous pression du circuit. L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la sortie du vérin par envoi du débit de la pompe dans son compartiment principal à travers l'électro-distributeur (1V1). L'huile expulsée retourne librement au réservoir au travers de ce dernier.

Phase 2 - Fin d'avance sous haute pression. Le vérin ayant parcouru une course déterminée, la came fixée sur la tige du piston enclenche un contacteur électrique qui provoque la mise hors tension du solénoïde (1V1-A) et l'excitation du solénoïde (2V1-A). Le distributeur (1V1) revenant en position centrale bloque le débit de la pompe et maintient ouvert le passage de l'huile expulsée vers le réservoir. Le débit de la pompe est dirigé dans le compartiment principal du sur-presseur à travers l'électro-distributeur (2V1) et le clapet anti-retour (2V2). Le piston plongeur du sur-presseur avance et expulse un certain volume d'huile sous haute pression dans le vérin (1A). Phase 3 – Décompression. En fin de travail le solénoïde (2V1-A) est mis hors circuit. L'huile ainsi que l'équipement soumis aux hautes pressions se détendent. L'huile retrouvant son volume initial repousse légèrement le piston plongeur du sur-presseur et, le fluide expulsé du compartiment principal de cet appareil s'écoule freiné par le régleur (2V2) jusqu' au réservoir à travers le distributeur (2V1). Phase 4 – Retour. L'excitation du solénoïde (1V1-B) provoque le retour du vérin par envoi du débit dans sa chambre annulaire à travers l'électro-distributeur (1V1). L'huile expulsée retourne librement au réservoir par ce même distributeur.

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5 - Dispositif de décompression. Dans certains équipements utilisant des pressions élevées ainsi qu'un volume d'huile utile très important, il est nécessaire de pallier les effets de la brusque décompression du fluide ainsi que des tuyauteries et des récepteurs lors de l'inversion de marche. La figure représente une possibilité pour réaliser un tel 1V3 circuit :

1V2

1A

Au repos comme représenté, aucun solénoïde n'est excité. La pompe débite librement au réservoir à travers l'électrodistributeur (1V1).

1V4 1V1

Phase 1 - Avance du vérin

1V1-A 0V1

1V1-B 0V2

0Z1 dr

0P1

0Z2

L'excitation du solénoïde (1V1B) provoque la sortie du vérin (1A) par envoi du débit dans la pompe dans son compartiment principal à travers l’électrodistributeur (1V1) et le clapet anti-retour (1V2) L'huile expulsée retourne librement au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1).

Figure 5 Phase 2a - Décompression Le solénoïde (1V1-B) est mis hors circuit et le solénoïde (1V1-A) est excité. La pression importante régnant alors dans le compartiment principal du vérin (1A) permet d'ouvrir la soupape (0V1) par pression pilote. Le débit issu de la pompe retourne librement au réservoir à travers la soupape (0V1) et le distributeur (1V1). L’huile enfermée dans le compartiment principal du vérin (1A) se décompresse progressivement en s'écoulant au réservoir à travers l'orifice calibré incorporé à (1V2). Phase 2b - Retour du vérin Lorsque la décompression est terminée, la pression dans le compartiment principal de (1A) est devenue insuffisante pour maintenir la soupape (0V1) ouverte. Le débit de la pompe est alors dirigé dans le compartiment annulaire de (1A) à travers l'électro-distributeur (1V1). L’huile expulsée retourne au réservoir à travers le clapet anti-retour (1V3) ouvert par pression pilote.

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6 - Utilisation d'une pression statique. Le souci constant de concevoir des circuits simples et économiques conduit parfois le technicien à utiliser avec succès une « pression statique » dans ses circuits. Cette application offre divers avantages dont les plus marquants sont : • économie dans le nombre et l'importance des distributeurs et des solénoïdes utilisés ; cette économie se faisant sentir dans le tuyautage et l'entretien du circuit. • la présence constante d'une pression statique sur l'une des faces des récepteurs permet d'assurer une position précise de ceux-ci en excluant les risques présentés par la pesanteur et les fuites par exemple.

1A

2A

3A

4A

5A

1V2 2V1

1V1 1V1-A

4V1

3V1

2V1-A

2V1-B

0V1

3V1-A

3V1-B

0Z1 0V2 dr

0Z2

0P1

Le circuit est représenté au repos. Aucun solénoïde n'est excité, la pompe débite au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1) le clapet anti-retour (1V2) et la soupape de décharge (4V1). Celle-ci tarée à une faible valeur permet de maintenir dans la ligne une pression faible mais suffisante pour que les vérins (1A) ; (2A) , (3A) , (4A) , (5A) restent en position haute. Le faible tarage de la soupape de décharge (4V1) fait que le laminage de l'huile est négligeable.

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Sélection des circuits. Exemple : Travail de (1A) et : (2A) , (3A) , (4A) , (5A) au repos. Phase 1 – Descente. L'excitation du solénoïde (1V1-A) provoque la descente du vérin (1A) par envoi du débit dans son compartiment principal à travers l'électro-distributeur (1V1). L'huile expulsée retourne au réservoir à travers la soupape de décharge (4V1) sous une pression s'établissant en fonction du tarage de cette soupape. Cette contre-pression permet de maintenir en position haute les vérins (2A) , (3A) , (4A) , (5A) pendant la descente du vérin (1A). Phase 2 – Montée. Le solénoïde (1V1-A) est mis hors tension. La ligne d'alimentation du compartiment principal étant en communication directe avec le réservoir, la pression statique effective dans le compartiment annulaire fait remonter le vérin. L'huile est expulsée au réservoir à travers l'électro-distributeur (1V1). Remarques. En cas de panne de solénoïde, les vérins reprennent immédiatement leur position haute. La conception de ce circuit permet un grand nombre de combinaisons possible mentionnées dans le tableau ci-dessous.

Autres cas de fonctionnement.

Vérins en fonctionnement 1A 1A + 2A 1A + 3A 1A + 4A 1A + 5A 1A + 2A + 4A 1A + 2A + 5A 1A + 3A + 4A 1A + 3A + 5A

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Sélection des circuits Solénoïdes sous tension 1V1-Aa 2V1-A 2V1-B 3V1-A X X X X X X X X X X X X X X X X X X

3V1-B

X X X

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LES CENTRALES HYDRAULIQUES. Une centrale hydraulique est un ensemble destiné à produire le fluide sous pression pour une installation donnée. Cet ensemble est constitué par un agencement de composants, montés sur le même châssis, ou directement sur le réservoir, ce dernier faisant office de châssis. Il comprend principalement : • un réservoir, • une ou plusieurs pompes et leurs moteurs (souvent électrique), • des composants divers : filtres, limiteurs de pression, distributeurs, accumulateur,… Exemple :

Description : • moteur électrique 220/380, 50 Hz, 1450 tr/min, 3 kW, IP54, • pompe à engrenage : cylindrée 12 cm3/tr, • accouplement flexible, • filtre d’aspiration : 80 µm, • filtre retour avec bi-pass: 10 µm • limiteur de pression : 80 bar, • distributeur 3/2 : CETOP 3, • manomètre : 0-120 bar • réservoir : 50 l.

Pour les tuyauteries et la filtration : voir les chapitres précédents traitant de ces composants P. GUIBERT

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Configurations. En ce qui concerne les réservoirs, la configuration la plus répandue est un parallélépipède fait de tôles d'acier soudées. Dans les installations fixes en circuit ouvert, on monte souvent la pompe et le moteur électrique sur le dessus du réservoir. Toutefois, lorsque ces composants sont trop lourds ou trop volumineux, on les monte à côté du réservoir (fig. 1b) ou en dessous de celui-ci (fig. c); ces deux types de montage permettent en plus d'obtenir une pression positive à l'aspiration de la pompe, ce qui réduit les risques de cavitation, surtout en présence des fluides à haute teneur en eau (à cause de la masse volumique élevée de ces fluides). Par ailleurs, le montage de l'ensemble pompe-moteur en dessous du réservoir est particulièrement bien adapté aux circuits fermés, qui ne requièrent en général que de petits réservoirs. Lorsqu'on souhaite diminuer le niveau de bruit, on peut monter la pompe à l'intérieur du réservoir (fig. d). Dans ce cas, étant donné que la pompe est immergée dans le fluide, le bruit qu'elle engendre est grandement atténué. On trouve ainsi sur le marché un grand nombre de petites unités montées de cette façon; par ailleurs, plusieurs fabricants offrent des pompes à cylindrée fixe ou des pompes à cylindrée variable conçues spécialement pour être immergées dans le fluide du réservoir.

a) montage sur le dessus du réservoir;

b) montage à côté du réservoir;

c) montage en dessous du réservoir;

d) montage à l'intérieur du réservoir.

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Moteurs électriques. La puissance du moteur d'entraînement est proportionnelle au débit et à la pression d'utilisation. L'abaque ci-dessous permet de définir la puissance motrice en fonction de la cylindrée de la pompe choisie, à une vitesse de rotation de 1500 tr/min. Les moteurs utilisés sont du type triphasé 220/380 V - 50 Hz - IP 54..

Doc : Hydro-Technic

Encombrements des moteurs électriques

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Exemples : Doc : REXROTH Montage à l'intérieur du réservoir.

Montage sur le dessus du réservoir.

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Montage en dessous du réservoir.

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LES MANOMÈTRES. MANOMETRE METALLIQUE. Le principe de fonctionnement est la mesure de la déformation d’un tube de bourbon sous l’action de la pression. Un système mécanique permet de visualiser cette déformation, donc la pression sur un cadran. En général, ces derniers sont à bain de glycérine, ce qui offre l'avantage d'une plus grande durée de vie (permet lubrifier les parties en mouvement et absorbe les à-coups). Description (type à bain de glycérine) 1.

boîtier

2.

joints d'étanchéité

3.

raccord d'entrée

4.

face en plexiglas

5.

pignon recevant l'aiguille

6.

secteur denté

7.

pivot

8.

vis d'articulation

9.

vis de solidarisation du mécanisme avec 1 1

10. bielle ressort 11. tube de bourdon avec bloc de liaison (13 et 3) 12. bouchon de sécurité

Les manomètres sont étalonnés avec précision sur des balances manométriques. ' Graduations suivant pressions (en bar) : • 0 à 100 bar • 0 à 160 bar • 0 à 250 bar • 0 à 400 bar • 0 à 600 bar. Le choisir avec une graduation maximale au moins supérieure à 2/3 de la pression normale d'utilisation. Il existe des prises de pression à visser auto-obturantes (prise « MINIMESS ») avec système anti-retour et flexibles HP de liaison. Très utiles pour les contrôles de pression sur circuits si ceux-ci sont équipés de ces prises. La connexion est rapide même sous pression. (Norme NF E 48-070). Il sera bon d'avoir un manomètre étalon (le repérer). Il servira à vérifier par comparaison de lecture les manomètres en service. Remplacer sur un équipement tout manomètre hors d'usage (lecture faussée). On assure une longue durée des manomètres avec une précision constante de leur indication en les soumettant à la pression de service pour la seule durée de la mesure. Pour le reste du temps les manomètres doivent être déconnectés du réservoir de manière à être protégés des pointes de pression éventuelles provenant du système. Cette fonction de protection est assurée par un robinet d'isolement. P. GUIBERT

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Robinet d’isolement. Un robinet-vanne permet d'isoler et de prolonger la durée du manomètre si la lecture permanente de la pression n'est pas impérative. Son utilisation est indispensable si l'on veut protéger le manomètre contre d'éventuels coups de bélier. Le robinet est construit entièrement en acier et permet une pression de service jusqu'à 600 bar. Il est conçu pour promettre la fixation du manomètre de manière indépendante sur un angle de 360°, ce qui permet de résoudre tout problème d'encombrement ou de positionnement de ce dernier.

Interrupteur sans manomètre. L’interrupteur de manomètre est un distributeur 3/2 à commande par poussoir et à rappel par ressort permetant de vérifier les différentes pressions d'une installation hydraulique. Ce système annexé d’un manomètre séparé requièrent durant le processus de déroulement de la mesure, le maintien de la pression du système. Aussi faut-il, dans ce cas, utiliser la construction exempte de fuite d'huile.

I Il peut être actionné de deux manières: A) Appuyer le bouton: I'indication du manomètre est assurée pendant toute la durée de l'appui. B) Pousser le bouton en effectuant une rotation de 90° vers la droite: I'indication est maintenue aussi longtemps que le bouton reste en position verrouillée. Doc : HYDAC

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Sélecteurs-interrupteurs sans manomètre. Sans manomètre, il permet de contrôler la pression en 6 (ou 9 points) de mesure différents. Dans ce cas le manomètre est à monter séparément et doit être raccordé à l'orifice M de l'appareil par un tube ou un flexible. L’orifice T doit obligatoirement être relié à la bâche pour permettre la décompression des manomètres par le positionnement de l'index en face d'un repère 0. L'indication de pression intervient après enfoncement du bouton moleté; celui-ci étant préalablement positionné sur l'index choisi. Le relâchement de l'effort sur le bouton provoque son retour en position initiale et la mise au réservoir du manomètre.

Doc : HYDAC

Un indexage mécanique verrouille le bouton moleté sur la position choisie.

Sélecteurs-interrupteurs avec manomètre. Avec manomètre incorporé, il permet de contrôler un maximum de 6 points sur une installation hydraulique. Le manomètre est intégré au bouton de manœuvre, ce qui évite le montage d'un manomètre séparé. L'indication de la pression a lieu lorsque l'index est en face de l'un des 6 repères correspondant aux points de mesure. La rotation du bouton permet de lire la pression des différents points de mesure. La décompression des manomètres, s'opère par positionnement de l'index en face d'un repère 0. Les positions de décompression sont situées alternativement après chaque position de mesure. Un indexage mécanique verrouille chaque position du bouton.

Doc : HYDAC

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LES MANOSTATS (LES PRESSOSTATS). Les manostats, encore appelés contacts électriques à pression ou manocontacts ou pressostats, sont des capteurs réagissant aux variations de pression du fluide en provoquant la manœuvre de contacts électriques. Ils possèdent généralement deux contacts, l'un à ouverture, l'autre à fermeture, qui changent de position lorsque la pression atteint une valeur donnée. Un équipage mobile, maintenu par un ressort, est soumis à l'action de la pression. Lorsque la pression exerce une force supérieure à la résistance du ressort, l'équipage mobile se déplace et manœuvre les deux contacts électriques. Ces pressostats sont conçus pour fonctionner dans des systèmes hydrauliques avec de l’huile minérale ou des fluides synthétiques ayant des propriétés de lubrification analogues. Il existe deux types principaux de manostats : • les manostats à piston, dans lesquels l'équipage mobile est un piston qui se déplace sous l'action de la pression, • les manostats à tube de Bourdon déformable sous l'action de la pression. Dans ses limites d'emploi, le second type est plus précis et plus fiable que le premier, car il fonctionne sans frottements. Par contre, il est plus fragile. EXEMPLES D'UTILISATION. On peut utiliser un manostat pour actionner un signal à commande électrique: • voyant lumineux signalant que la pression dans le circuit, • pour verrouiller électriquement un circuit électrique, • pour interdire de déplacer un engin mobile tant que les vérins d'assise n'ont pas été relevés, • pour commander électriquement une séquence de mouvements hydrauliques. • … Commande d’un électro-distributeur permettant d’assurer un mouvement séquentiel sur un organe récepteur lorsqu’une certaine pression est atteinte dans un point du circuit, ou permet de mettre à la bâche le débit d’une pompe tant que cette pression est requise.

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¦ piston ressort

¡ connecteur électrique ¢ poignée de réglage £ corps ⁄ plateau de commande du micro-interrupteur vis de blocage du bouton de réglage connecteur électrique

Les pressostats ont un contact électrique à différentiel qui se déclenche quand une certaine valeur de pression dans le circuit hydraulique est atteinte. La pression du fluide dans le circuit commande un piston ¦ en appui sur un ressort réglable ; quand la valeur de tarage est atteinte, le piston agit sur un micro-interrupteur ¡ et provoque la commutation du raccordement électrique. La valeur de la pression d’intervention est réglée au moyen d’un bouton gradué ¢. La rotation en sens horaire augmente la valeur de la pression d’intervention.

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Ils sont utilisés pour le contrôle de pression d'huiles hydrauliques, eau douce, eau de mer, air, vapeur d'eau, fluides corrosifs ou produits pâteux, jusqu'à 500 bar. __ _

Type XML sont des pressotats et vacuostats pour circuits de commande.

Type XML-B sont des pressotats et vacuostats à écart réglable, pour la régulation entre 2 seuils, équipés d'un contact unipolaire “OF” et type XML-C, équipés de 2 contacts unipolaires “OF”.

Fonctionnement de l'élément de contact Lorsque la pression montante atteint la valeur du point haut (pression de consigne augmentée de l'écart du différentiel), le contact B s'ouvre et le contact A se ferme. Les contacts reviendront à leur position initiale quand la pression redescendra à la valeur de consigne (point bas). P. GUIBERT

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Exemples d’utilisation de manostats : Exemple 1. 0S1 et 0S2 sont des manostats, ils ont chacun un contact électrique qui s’enclenche quand la pression du circuit atteint la valeur de leur tarage. 0Z1

Quand la pompe est mise en marche, l’accumulateur 0Z1 se charge, la pression monte. Quand la pression atteint 200 bar, alors 0S1 commande l’arrêt de la pompe (pression côté A de 0V2 = 0 bar).

0V1

0S1 0S2 60 Bar 200 Bar

0V2 A

Lorsque l’accumulateur se décharge dans le circuit, la pression côté B de 0V2 chute et quand elle atteint 60 bar alors 0S2 commande la mise en marche de la pompe et le cycle recommence.

B

0P1

Exemple 2. Ce circuit à deux pompes permet d’obtenir une grande vitesse sous une basse pression en phase d’approche et une petite vitesse sous une haute pression en phase de travail. • 0V1 : Limiteur de pression à pilotage externe à chute de pression, taré à 20 bar. • 0V2 : Limiteur de pression à pilotage interne, taré à 120 bar. • 0S1 : Manostat taré à 40 bar. 1A

En phase d’approche, 0V1 limite la pression à 20 bar et les débits des deux pompes vont côté fond du vérin. En phase de travail, la pression monte à cause de l’effort exterieur, ce qui provoque la fermeture du clapet 0V3 en B et la fermeture du contact de 0S1 qui commande 0V4A qui permet de shunter la valeur de tarage de 0V1, donc de faire débiter la pompe BP à la bâche à une presion quasiment nulle. Seul la pompe HP alimente le vérin avec un faible débit et une limitation de pression à 120 bar effectuée par 0V2.

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1V2

1V2-A

1V2-B

0S1 40 Bar

120 Bar 0V2

0V1

0V3 B

A

20 Bar 0V4 BP

HP 30 l/min

120 l/min

0V4-A

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TRANSMISSION HYDROSTATIQUE. Une transmission est un dispositif qui permet le transport continu d'une énergie. Une transmission hydrostatique est un ensemble d'éléments qui permettent de transmettre une énergie hydraulique; la transmission se faisant à basse vitesse (5 à 10 m/s) les forces d'inertie sont négligeables. Schéma fonctionnel. L'appellation « transmission hydrostatique » est surtout liée à la transmission du mouvement circulaire, car le couple et la vitesse peuvent être très différents entre l'entrée et la sortie du système. Un moteur thermique ou électrique, entraîne une pompe, transformant son énergie mécanique en énergie hydraulique. A l'autre bout de la transmission, un moteur hydraulique retransforme cette énergie hydraulique en énergie mécanique. Pourquoi choisir une transmission hydrostatique. D'abord pour sa compacité et surtout pour sa très grande souplesse d'exploitation. En effet, la transmission hydrostatique permet : • une grande variation de vitesse, de façon continue et sans laminage de l'huile, par simple variation du débit de la pompe; • l'inversion du sens de rotation du moteur hydraulique, par inversion du débit de la pompe; • un contrôle continu du couple et ce, dans les deux sens de rotation; • un rendement global élevé (de 75 à 85 %); • en supprimant la cavitation, l'utilisation des pompes à des régimes plus élevés; • l'obtention des puissances massiques élevées, supérieures à celles fournies par les moteurs électriques ou thermiques équivalents; • des temps de réponse très courts et des accélérations importantes : de 3.104 rad/s2 (gros moteurs) à 3.105 rad/s2 (petits moteurs). Par contre, le volume de fluide en circulation étant faible, (0,7 fois le débit pompe), l'implantation d'un refroidisseur s'avère nécessaire. Enfin, la pollution du circuit reste limitée mais l'on doit effectuer un contrôle régulier de l'état du fluide, pour obtenir une bonne longévité de l'installation. Exemple de transmission hydrostatique fermée PV-MV.1 ‘REXROTH ».

1. Pompe à cylindrée variable; 2. moteur à cylindrée variable; 3. réservoir; 4. filtre; 5. conduite d'aspiration; 6. conduites de drainage; 7. conduites du circuit fermé; 8. refroidisseur; 9. conduite de retour au réservoir.

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LES DIFFÉRENTS TYPES DE CIRCUITS. Le circuit ouvert. Dans ce type de transmission, l’huile circule du réservoir vers la pompe, puis vers le moteur hydraulique, et retourne au réservoir. Le réglage de la vitesse du moteur s'effectue : • soit par un limiteur de débit, • soit par une pompe à cylindrée variable. Schéma de principe d’une transmission à circuit ouvert avec une pompe à cylindrée variable et un moteur à cylindrée variable à un sens de marche.

La limitation du couple s'obtient par un limiteur de pression.

Schéma de principe d’une transmission à circuit ouvert avec une pompe à cylindrée variable et un moteur à cylindrée fixe à deux sens de marche

L'inversion du sens de rotation est réalisée par un distributeur.

Mais cette disposition ne permet pas le freinage de la charge lorsqu’elle est motrice.

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Le circuit fermé. Son principe, consiste en une circulation de l'huile de la pompe vers le moteur, avec, ensuite, retour à la pompe. Un tel circuit comporte deux branches : une branche « pression » et une branche « retour ». Un circuit ainsi conçu ne peut tourner que très peu de temps, si l'on ne compense pas les fuites de la pompe et du moteur. On ajoute donc une pompe de gavage qui débite dans la branche la moins chargée, à faible pression.

Le réglage de vitesse du moteur s'effectue par variation de la cylindrée de la pompe ou du moteur. La limitation du couple s'obtient par limiteur de pression à placer sur chaque branche. L'inversion du sens de rotation s'effectue par inversion de l'inclinaison du plateau ou du barillet de la pompe. Les problèmes à résoudre sont : • le refroidissement et la filtration de l’huile, • la compensation des fuites internes et drain, • la limitation du couple moteur et le freinage de la charge. Avantages comparés. Le circuit ouvert est bien adapté aux circuits possédant des vérins puisque le débit de retour et le débit aspiré sont indépendants et différents en fonction du rapport des sections (c’est pourquoi que parfois on utilise un vérin double tiges). D’autre part, il est pour les faibles puissances et les circuits multi-actionneurs, la solution la plus économique. Dans un circuit fermé, le débit refoulé par la pompe et celui sortant de l’actionneur doivent être identiques. C’est pourquoi le circuit fermé est simple et économique lorsqu’il s’agit d’alimenter, à partir d’une pompe, un actionneur ou plusieurs actionneurs fonctionnant simultanément.

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FONCTIONS DES DIFFÉRENTS APPAREILS.

La pompe principale. Elle fournit la puissance nécessaire au moteur hydraulique. Pour avoir une variation continue de vitesse il faut une pompe à cylindrée réglable dont on puisse inverser le débit si l'on veut inverser le sens de rotation du moteur. La pompe est généralement à pistons axiaux, le moteur à pistons axiaux ou radiaux. L'inclinaison du plateau définit la cylindrée de la pompe, donc son débit, pour une vitesse de rotation donnée. La pompe de gavage. La pompe principale et le moteur hydraulique ont des fuites ( volu 0,95 à 0,97), qui doivent être compensées par la pompe de gavage. On profite alors de celle-ci pour régénérer l'huile du circuit, en injectant un débit de gavage supérieur aux besoins. La cylindrée de la pompe de gavage représente environ 10 % de la cylindrée totale des composants (pompe + moteur). On élimine ainsi de façon continue une certaine quantité d'huile qui est dirigée vers le réservoir au travers d'un refroidisseur. Le circuit principal est suralimenté, la pompe principale ne risque plus de caviter, ce qui permet une vitesse de rotation plus élevée. La pompe de gavage (flasquée directement derrière la pompe principale) est souvent une pompe à engrenages, et parfois, une pompe à palettes. Son circuit est protégé par un limiteur de pression, taré à environ 15 bar pour 1 000 tr/min de la pompe. La pompe de gavage a pour fonctions : • la compensation des fuites de la pompe principale et du moteur; • le gavage de la pompe principale; • le renouvellement partiel de l'huile du circuit, en injectant de façon continue de l'huile fraîche, • l'alimentation de la servocommande du plateau de pompe.

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Le sélecteur ou soupape d'échange. Il élimine l'huile excédentaire du circuit. C'est un distributeur à centre fermé, deux voies trois positions, à double pilotage équilibré, centré par ressorts. Les deux pilotages sont pris sur les deux branches du circuit. Il prélève l'huile de la branche basse pression du circuit principal, pour la diriger vers le réservoir, au travers du limiteur de pression de sortie. Fonction des deux limiteurs de pression. Le limiteur de pression de la pompe de gavage protège celle-ci lorsque la pompe principale est en position de débit nul, et la soupape d'échange en position centrale fermée. Le limiteur de pression de sortie, placé après la soupape d'échange, est là pour maintenir la basse pression nécessaire au gavage de la pompe principale. Pour éliminer l'excédent d'huile du circuit, il faut que son tarage soit inférieur au limiteur de pression de la pompe de gavage. Si l'on prend : • 12 bar pour le limiteur de pression de sortie, • 15 bar pour le limiteur de pression de la pompe de gavage, on obtient le fonctionnement suivant : • Moteur hydraulique en rotation (en marche normale) la totalité du débit de gavage disponible (huile fraîche), est dirigée vers le circuit. L'excédent est évacué sous 12 bar par le limiteur de pression de sortie. • Moteur hydraulique à l'arrêt (pompe à débit nul) : la soupape d'échange est en position centrale fermée. Le débit de la pompe de gavage est retourné au bac sous 15 bar. Fonction des deux limiteurs de pression placés sur chaque branche. Ils protègent chacune des branches des surpressions possibles si le moteur vient à caler, ou si la pompe est ramenée brusquement à débit nul (moteur entraîné par la charge). On peut ainsi limiter le couple moteur et le couple de freinage. Le sélecteur, le limiteur de pression de sortie, et les deux limiteurs de pression placés sur chaque branche, sont logés dans un bloc foré, généralement flasqués derrière le moteur hydraulique. Fonction du refroidisseur. La faible quantité d'huile en circulation fait que l'inertie thermique du circuit reste très faible. La montée en température peut être rapide : pour y remédier, on place un refroidisseur dans la zone où l'on a un débit continu, c'est-à-dire sur le drain de la pompe, avant le réservoir. En effet, en marche normale, l'huile évacuée par la soupape d'échange traverse le carter du moteur hydraulique, où elle récupère les fuites du moteur; puis elle est dirigée vers le carter de la pompe, qui reçoit déjà les fuites de la pompe et le débit du limiteur de pression de gavage. Cette circulation a pour effet d'abaisser faiblement la température des différents constituants, et de maintenir un certain équilibre thermique entre les appareils. Lorsque la pompe principale est en position neutre, son débit compense uniquement les fuites, et il n'y a plus de consommation d'huile pour le travail. La soupape d'échange se trouve alors en position centrale (elle est donc fermée), il en résulte que la pompe de gavage débite dans le carter de la pompe principale, au travers de son limiteur de pression. Seule la pompe est alors refroidie, mais cela est normal puisque, dans cette configuration, le moteur est à l'arrêt.

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FONCTIONNEMENT DU CIRCUIT FERMÉ. Deux cas se présentent : • Le moteur entraîne une charge : La pression en sortie de pompe augmente afin que le moteur puisse vaincre le couple résistant. La pression dans la branche ne dépend alors que de la charge du moteur. • Le moteur freine une charge devenue motrice : Le moteur entraîné par la charge se comporte alors en pompe, et la pompe alimentée en huile sous pression a tendance à s'accélérer. Selon le comportement du moteur qui l'entraîne, trois cas sont possibles : • le moteur de la pompe supporte la surcharge sans accélération (cas d'un moteur électrique). Le débit sortant du moteur est supérieur au débit entrant dans la pompe, la pression monte et le limiteur de pression de la branche s'ouvre. L'énergie est dissipée dans le limiteur de pression de la branche. • le moteur de la pompe supporte la surcharge avec une accélération mais sans s'emballer. C'est lui qui absorbe l'énergie en totalité, si la pression n'atteint pas le tarage du limiteur de pression. • le moteur de la pompe passe en survitesse. Le freinage de la charge est étalé dans le temps; il peut aussi être inexistant (cas d'un moteur thermique utilisé sans précautions). COMBINAISONS DE TRANSMISSION HYDROSTATIQUE. Les transmissions hydrostatiques sont réalisées avec 4 composants de base: • pompe à cylindrée fixe ou pompe à cylindrée variable • moteur à cylindrée fixe ou moteur à cylindrée variable. Ainsi, on peut combiner ces composants selon 4 circuits: CIRCUIT N°1: une pompe à cylindrée fixe avec un moteur à cylindrée fixe. Cette combinaison est l'équivalence hydraulique d'un arbre mécanique ou d'une transmission par engrenages. On peut l'utiliser pour transmettre un mouvement sans avoir à modifier le rapport existant entre la vitesse motrice et la vitesse réceptrice. CIRCUIT N°2 : une pompe à cylindrée fixe avec un moteur à cylindrée variable. Si la pompe est entraînée à vitesse constante, le circuit autorise la transmission d'une puissance constante. La vitesse du moteur est variable par modification de la cylindrée de celui-ci. Le couple disponible est inversement proportionnel à la cylindrée du moteur. Toutefois, cette association ne permet pas d'obtenir la vitesse nulle en raison de la cylindrée constante de la pompe. CIRCUIT N°3 : une pompe à cylindrée variable avec un moteur à cylindrée fixe. Le rendement maximal est obtenu au environ de la vitesse maximale. La vitesse de sortie du moteur hydraulique est contrôlée par la cylindrée variable de la pompe. L'association la plus intéressante est obtenue par le choix d'une pompe et d'un moteur dont les cylindrées sont identiques. CIRCUIT N°4 : une pompe à cylindrée variable avec un moteur à cylindrée variable. Le rendement optimal est obtenu aux environ de la vitesse moyenne. La vitesse de fonctionnement est contrôlée à la fois par la variation de la cylindrée de la pompe et de la cylindrée du moteur. Les possibilités optimales de la transmission sont obtenues avec un moteur dont la cylindrée est environ le double de celle de la pompe. Ce circuit permet d'obtenir la plage la plus étendue en variation de vitesse.

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Caractéristiques des différentes associations pompe-moteur.

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Vue d’ensemble d’une transmission hydrostatique « SAUER ». Les transmissions hydrostatiques « SAUER » sont étudiées et construites pour garantir une longévité et une sécurité maximale, qualités essentielles d'un véhicule de travail. Leur résistance aux efforts continus et prolongés, la diminution de la maintenance, la grande souplesse et les possibilités d'absorption de charges instantanées, augmentent considérablement l'efficacité des engins. Ce circuit est le plus fréquemment employé. Il convient particulièrement aux problèmes classiques de variation de vitesse, d'engins de transport et de travaux public. En somme, ce principe de circuit s'applique généralement à l'entraînement de machines à vitesse variable et couple constant.

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Pompe à cylindrée variable d'une transmission hydrostatique. « Sauer série 20»

1. Bloc-cylindres; 2. pistons; 3. plateau incunable; 4. tourillon du plateau inclinable; 5. vérins de réglage;

6. orifices d'admission et de refoulement; 7. unité de gavage (pompe de gavage, clapets, limiteur de basse pression); 8. glace de distribution; 9. disque d'usure; 10. couvercle arrière.

Moteur à cylindrée fixe d'une transmission hydrostatique. « Sauer série 20»

1. bloc-cylindres; 2. pistons; 3. plateau incliné fixe; 4. unité de protection ; 5. valve de purge;

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6. limiteur de basse pression; 7. limiteurs de haute pression jumelés; 8. glace de distribution; 9. orifices d'admission et de refoulement; 10. disque d'usure; 11. couvercle arrière.

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Applications classiques de transmissions hydrostatiques. Compte tenu de la diversité des applications, nous ne présentons que quelques schémas à titre d'exemple. Matériel mobile. Translation. Sur de nombreux engins agricoles ou de travaux publics, il existe deux types de déplacement soit pour le travail à faible vitesse mais dans des conditions de motricité difficiles, soit à grande vitesse sur terrain aisé. Une solution avantageuse consiste à motoriser une partie des roues pour le déplacement rapide avec peu d'effort de traction, et d'installer sur les autres roues des moteurs hydrauliques qui ne sont alimentés que pour les déplacements en mauvais terrain, à faible vitesse (de 0 et 20 km/h). Le circuit correspondant est un circuit d'assistance d’un camion semi-remorque dont chaque roue de la remorque est entraînée par un moteur hydraulique capable d'un couple de 5 000 N.m. L’effort de traction total de l'engin lui permet de gravir, en charge, des pentes de l'ordre de 40 %, inenvisageable sans cette motorisation. Les assistances hydrauliques sont également utilisées sur les engins de voirie, sur les roues directrices de camions, sur les roues avant de niveleuses ou sur les roues arrières de moissonneuses batteuses.

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Exemple de circuit à 3 ou 4 roues motrices à 3 orifices pour circuit TWIN LOCK

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Application à la transmission hydrostatique: Engin de déneigement. La fonction globale de sa transmission est l'optimisation de la puissance mécanique du moteur thermique pour 2 utilisations : • transport sur site de l'engin: vitesse de 0 à 80 km/h (utilisation du moteur thermique seul) • travail de déneigement (moteur thermique + transmission hydrostatique): vitesse de 0 à 10 km/h, couple maxima adapté à l'avancement de l'engin et aux conditions instantanées de déneigement. En position travail, la transmission est une transmission hybride c'est à dire une transmission classique optimisée par une transmission hydrostatique afin d'adapter la vitesse de travail aux conditions particulières du travail de déneigement.

Un bon exemple d'utilisation est l'application de 2 transmissions réalisées selon ce schéma sur un véhicule à chenilles. Chacune des 2 transmissions assure l'entraînement d'un train de chenilles. Ce type d'application permet ainsi : • un contrôle continu et précis de la vitesse par variation des cylindrées de la pompe et du moteur sur une plage très importante. • un couple très élevé au démarrage qui procure un avantage très apprécié pour les travaux de terrassement, de déblaiement et de remorquage. • un contrôle indépendant de chaque chenille. • un actionnement éventuel en sens opposé des trains de chenilles, permettant de cette façon le virage sur place. • une vitesse élevée sur le parcours. Lorsque l'on recherche à la fois un effort de traction élevé et une vitesse de translation importante à faible charge, le choix d'une transmission avec moteur à cylindrée variable se traduit donc par une réduction du calibre de la pompe.

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APPLICATIONS AUX ENGINS DE TRAVAUX PUBLICS. Extrait de l’ouvrage « Mécanismes oléo-hydrauliques » de J. Faisandier Ed. DUNOD Technique

Le domaine des engins de travaux publics utilise à peu près une quantité équivalente de composants hydrauliques pour réaliser les transmissions d'avancement et la commande des outils, tels que: creuser, lever, éjecter, tourner etc. sur les machines. Le secteur des véhicules industriels offre une grande diversité d'applications: unités électropompes compactes pour actionner les hayons, groupes de soulèvement d'essieux, blocs de commandes sophistiqués, assurant un dosage précis malgré les variations de vitesse sur les véhicules de salage des routes, blocs de commandes simples, sûrs et très robustes pour les véhicules de compactage d'ordures ménagères, télécommandes électroniques pour grues sur engins et pompes de déchargement de béton. Une application très importante de l'hydraulique est faite dans les matériels de travaux publics. Plusieurs raisons militent en faveur de son emploi : a) La plupart des mouvements sont alternatifs, d'amplitude limitée, et demandent des efforts très élevés. Le vérin hydraulique remplit, mieux que tous les autres systèmes, ces conditions. b) Les mouvements doivent être obtenus sur des éléments mobiles par rapport à la source d'énergie. Ce transfert de puissance se fait très simplement par des tuyaux souples et éventuellement par des joints tournants. c) Sur une grue (ou pelle) orientable, le moteur thermique est placé sur la partie tournante (cabinet) parce qu'il sert de contrepoids naturel. Les déplacements sur route sont obtenus par une transmission hydrostatique de la cabine aux roues, par joint vertical tournant et moteur hydraulique. Parmi les matériels qui utilisent l'hydraulique, citons : • Pelles hydrauliques. • Tracteurs à chenilles. • Grues. • Creuseurs de tranchées. • Bulldozers. • Bennes basculantes sur camion. • Plateformes mobiles sur camion, pour réparation d'éléments élevés tels : lampadaires, hauts de tunnels, caténaires. • Hayons élévateurs derrière camions. • Foreuses. • Treuils sur camions. • Bennes à ordures. • Balayeuses de rues. • … La commande hydraulique est souvent utilisée pour mouvoir les outils et quelquefois, pour effectuer la translation du véhicule. Recherchant la concision, nous ne décrirons pas toutes les fonctions réalisées. Pour illustrer ces applications, voici quelques exemples plus amplement décrits. P.GUIBERT

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a) Pelle Hydraulique. L'équipement d'une pelle hydraulique possède 3 pièces mobiles, la flèche, le balancier et le godet actionnés chacun par un vérin. Cet équipement, qui peut servir à creuser et charger, est articulé sur une tourelle dont la rotation par rapport au châssis est contrôlée par un moteur hydraulique. Sur une pelle à chenilles le déplacement se fait par la commande indépendante des 2 moteurs hydrauliques de translation. Chaque moteur entraîne directement ou par l’intermédiaire d’un réducteur de vitesse une roue. Les engins chenilles sont utilisés sur terrains mous et irréguliers. Les chenilles sont des chaînes sur lesquelles sont fixées des tuiles. La roue dentée qui entraîne la chaîne s'appelle un barbotin. La motorisation de chaque barbotin par un moteur hydraulique permet des manoeuvres précises et rapides des engins à chenilles.

b) Chargeur à chenilles. Le godet est monté sur deux bras pivotants situés de chaque côté du véhicule. L'angle d'inclinaison des bras est commandé par 2 vérins latéraux et le godet peut basculer par commande, également par vérin.

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c) Matériel mobile de creusement. La poutre supérieure, télescopique, peut être allongée, élevée, abaissée, inclinée et orientée d'un côté ou de l'autre du véhicule. L'extrémité de cette poutre est susceptible de supporter une grande variété d'outils dont les principaux sont : • les godets de creusement, • le surfaceur, • les crochets (pour levage). Toutes ces commandes se font à l’aide de vérins hydrauliques dont la transmission comprend des tuyaux souples pour permettre l'accomplissement des mouvements relatifs entre les outils et les postes de commande.

d) Balayeuses automobiles de rues. Commande des balais rotatifs. Le nettoyage des rues exige un brossage énergique de la chaussée, allié à un aspirateur puissant On utilise généralement un véhicule de 1000 à 2000 kg qui comporte plusieurs balais rotatifs. Le balai principal est à axe horizontal et se trouve sur l'arrière. De chaque côté se trouvent deux balais à axe vertical utilisés pour le nettoyage des caniveaux. Ces balais doivent pouvoir s'effacer pendant les déplacements hors service du véhicule, ils ne peuvent être aisément entraînés par une liaison mécanique avec le moteur thermique. La figure représente une vue schématique d'une telle balayeuse : les balais sont entraînés par des moteurs hydrauliques alimentés sous pression par une pompe entraînée par le moteur thermique.

La position des vérins hydrauliques chargés d'effectuer le relevage des balais et également chargés de diminuer le poids apparent du balai si celui-ci se trouve freiné pour une cause quelconque (obstacle par exemple). A cette fin, le balai est suspendu par un vérin de traction dont la force est proportionnelle au couple du balai rotatif. Si ce dernier est anormalement freiné, la pression PQ augmente, tendant à le relever.

GROUPEMENT DE DISTRIBUTEURS. P.GUIBERT

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Dans les installations mobiles, on trouve des distributeurs (commande manuelle ou proportionnelle) qui sont montés côte à côte, pour ne former qu'un seul bloc comprenant plusieurs distributeurs. Deux types principaux de branchement existent : 1. Le branchement parallèle.

2. Le branchement série.

L'entrée et le retour des différents éléments sont raccordés en parallèle sur l'entrée et le retour communs.

L'entrée et le retour des différents éléments sont raccordés en série sur l'entrée et le retour.

Ce montage permet le fonctionnement individuel de chaque récepteur, ainsi qu'un fonctionnement simultané des récepteurs. Notons qu'un clapet anti-retour incorporé en amont du distributeur permet d'isoler les récepteurs des éventuelles fluctuations de pression du système.

Ce montage permet également le fonctionnement individuel de chaque récepteur, ainsi qu'un fonctionnement simultané des récepteurs. Notons cependant, qui si la vitesse du premier récepteur V1 ne dépend qu'uniquement du débit de la pompe, par contre, les vitesses obtenues sur les vérins V2 et V3 sont liées au débit de retour du récepteur qui les précède. Les pressions de fonctionnement s'ajoutant les unes aux autres (rapport des sections), on peut rapidement atteindre des pressions élevées.

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Commande de grue :

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Exemple de commande pour chariot élévateur. doc. Le schéma représenté est exécuté en monobloc. Dans ce bloc sont contenus trois tiroirs de distribution parallèle. • • •

Distributeur 1 pour le vérin de levage Distributeur 2 pour le vérin d'inclinaison Distributeur 3 pour l'hydraulique complémentaire

Dans la position neutre des distributeurs à 6 voies, nous avons une circulation sans pression depuis l'orifice de la pompe P vers l'orifice T du réservoir. En actionnant les différents éléments de commande (1, 2 et 3), on commande les récepteurs déjà mentionnés plus haut. De plus, un régulateur de débit est disposé dans la canalisation P. Il dose un débit d'huile préférentiel indépendamment de la charge pour les éléments 2 (inclinaison) et 3 (hydraulique complémentaire) à la valeur réglée. Cela garantit, par exemple, une vitesse exacte pour l'inclinaison, même avec des hauteurs de levage importantes. La réduction du débit se fait au moyen du régulateur de débit, sans trop de perte, puisque la pression de la pompe n'est guère plus élevée que la pression du récepteur. Le débit résiduel reste disponible (commutation en parallèle) à l'élément 1 (vérin de levage). Il s'écoule vers le réservoir, lorsque la valve 1 n'est pas commutée. Si la valve 1 est actionnée simultanément avec la valve 2 ou 3, le régulateur de débit empêche une influence mutuelle des débits d'huile avec des pressions différentes aux récepteurs. Lorsque seule la valve 1 est commutée, le plein débit de pompe s'écoule par la chicane vers le vérin de levage. Le régulateur de débit ne se trouve pas dans le circuit d'huile à ce moment-là. Valve de freinage contre l'inclinaison (valve d'inclinaison). L'élément de distribution 2 peut être équipé sur l'orifice A2 ou B2 d'une valve de freinage incorporée. Elle empêchera une accélération involontaire (avance) de la charge lors de l'inclinaison. Le piston de la valve de freinage permet à l'huile se trouvant sous la pression de la charge de s'écouler vers le réservoir, dès que dans la canalisation d'alimentation il y a une pression correspondant au ressort de la valve de freinage (env. 30 bar). S'il s'écoule davantage d'huile vers le réservoir que celle correspondant à la quantité alimentée, la pression d'ouverture diminue. Le ressort de la valve pousse le piston de freinage dans le sens de la fermeture jusqu'à ce que l'état d'équilibre s'établisse. Ce circuit de réglage compense l'influence de l'importance de la charge sur la vitesse d'inclinaison. La valve de freinage règle, par conséquent, la vitesse d'inclinaison indépendamment de la charge, suivant la quantité d'huile alimentée. Sur les orifices des éléments de distribution 1 et 3 sont utilisés des limiteurs de pression secondaire dans l'exemple montré. Pour actionner les éléments de distribution, les extrémités des tiroirs peuvent être équipés, côté A ou B, soit d'une chape, soit d'un tenon pour le montage des leviers de commande. On peut les munir de têtes de commande, si des leviers doivent être montés. Pour la commande d'un commutateur électrique, par exemple pour le branchement du moteur électrique sur des chariots électriques, on peut monter une tringlerie sur les éléments de commande. De ce fait, lors de la commande d'un tiroir, sera également commutés le moteur électrique et par conséquent, la pompe.

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Circuit hydraulique d’une pelle sur pneus.

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Système de mouvement d’un godet.

Vérin de manœuvre de bras. Type de joint d’étanchéité.

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Commande de fourches d’un élévateur :

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Exemple :

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HYDAC dans le secteur mobile. Suspension hydropneumatique. La suspension hydropneumatique absorbe les inégalités de terrain, garantissant ainsi un confort de conduite identique quelle que soit la charge.

Régulation de niveau. Indépendamment de la charge du véhicule et de l'inclinaison du terrain, la régulation d'horizontalité assure un maintien constant au sol et une position de travail optimale.

Régulation d'horizontalité. Système de régulation maintenant le véhicule en position horizontale, quelle que soit l'inclinaison du sol.

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Système de régulation d'horizontalité des moissonneuses-batteuses.

Suspension hydropneumatique de l'essieu avant sur tracteur.

Pilotage du châssis d'un camion benne.

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Nacelle élévatrice à ciseaux avec vérins de stabilisation automatique.

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Amortissement hydropneumatique et tension de la chaîne des dameurs de piste.

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LA DISTRIBUTION DE TYPE 6/3 : doc

Schématisation du tiroir : 3e voie î centre à suivre :

- traverse le bloc.

- décharge de la pompe. - création de priorités mécaniques. Génération hydraulique :

- commande TOR î pompe à cylindrée fixe. - commande proportionnelle î pompe à cylindrée variable.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE

A

U FR M I M

B

0V3

0V4

1V1

1V2

?

0V1

T

0V2

Ligne LS

?

1V3

P

Ligne LS

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Pompe à régulation LS

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0 Bar

Schéma d’un bloc 4/ 3

0 Bar

B

A 2V6

2V7

8000 daN

2A

2V1 ?

2V2

0 Bar

T

2V5 2V4

Ligne LS ?

2V3

0 Bar

P

B

A

Tr anche de dist r ibut ion

0 Bar

1V7

1V6

1000 daN

1A

Ligne d’aliment at ion

?

1V2

1V1 T

0 Bar

1V5 1V4 ?

Ligne de pilot age LS

P

0 Bar

Pilotage LS

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1V3

0 Bar 0 l/min

Pompe à cylindrée variable à régulation LS

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APPLICATIONS AUX MACHINES OUTILS. Les propriétés particulières de l'hydraulique, énergie sous une grande puissance massique, possibilités de réglages en continu, transformation aisée en mouvement linéaire par des vérins, ont trouvé toute leur efficacité dans les divers secteurs de la construction de machines. Celui des machines-outils est certainement le plus gros consommateur de composants hydrauliques. Toutes les opérations de prise d'outils ou bridage de pièces, de commandes d'avances et d'entraînement de broches sur les machines travaillant par enlèvement de copeaux sont assurées par de l'hydraulique. Sur certaines commandes de presses, le cycle de travail se déroule grâce à une commande séquentielle hydraulique. Par ordre d'importance, viennent ensuite les installations dans la sidérurgie et les laminoirs. Ces commandes hydrauliques peuvent gérer aussi bien le processus complet d'une coulée continue qu'assurer des mouvements isolés comme par exemple: obturation du gueulard de haut fourneau, ouverture et fermeture du trou de coulée. Dans ce type d'installation, la fiabilité et la sécurité priment avant tout autre critère.

Machine outils

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Presse

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Applications pour machine outils. Doc : La précision aussi est actuellement un des atouts des commandes hydrauliques. Et c'est précisément le cas pour des systèmes très diversifiés de fabrication. En effet, dans les installations modernes de productions en série, chaque problème posé peut être résolu individuellement, au mieux, grâce à une "Hydraulique" qui a déjà fait ses preuves. Les appareils hydrauliques spécifiques rendent le contrôle économique et sûr, même pour des procédés d'usinage compliqués et ils ont l'avantage de rester plus proches de la construction mécanique que d'autres systèmes. En remplaçant les différents groupes de commandes sur une machine par des blocs de commandes standardisés, on a fait un grand pas dans le développement des machinesoutils travaillant par enlèvement de métal, qui ne sont plus concevables actuellement sans Le copiage mécano-hydraulique, comme sur ce tour revolver automatique, est une preuve incontestable de hydraulique. l'hydraulique de précision.

Presses à forger 12 000 tonnes.

avec

une

force

de

Hydrauliquement ce n'est pas un problème. La fiabilité de la machine et la sécurité de l'homme sont toujours garanties, malgré la productivité impressionnante de telles installations. Là aussi, la compacité de la puissance de l'hydraulique est remarquable. Les pompes et l'ensemble des organes hydrauliques sont rassemblés dans un volume beaucoup plus faible qu'il ne serait possible avec d'autres systèmes, par exemple entièrement mécanique.

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Presse avec valve de remplissage et vérin d'avance rapide : doc : Pour les presses, on a besoin, en général, de forces de façonnage importantes et en conséquence de vérins de gros volume. Pour ne pas être obligé d'exécuter les mouvements rapides du piston de la presse à l'aide de pompes à gros débit et donc très chères, on utilise des valves dites de "remplissage". Ce sont, dans leur principe, des clapets anti-retour pilotés de grandes dimensions. Le sommier de presse se trouve dans sa position supérieure de départ et le mouvement de descente est commandé par le distributeur 6 à 4 voies 3 positions (position des flèches croisées). Le mode de fonctionnement en est le suivant: Supposons que le sommier de presse se trouve dans sa position supérieure de départ et que le mouvement de descente soit commandé par le distributeur ⁄ à 4 voies 3 positions (position des flèches croisées) avec alimentation des 2 vérins d'avance rapide ¦ Le fluide nécessaire pour le grand vérin de presse provient d'un réservoir en hauteur ¡ par l'intermédiaire du clapet anti-retour piloté ¢. Après appui du sommier de serrage de la presse sur l'outil, la résistance augmente et la pression augmente dans le système. La valve de séquence £ réglable s'ouvre et le fluide pénètre dans la grande chambre du vérin du sommier de serrage. La pleine pression s'applique alors sur les trois sections des pistons. La valve de remplissage est maintenue en position fermée par rapport au réservoir en hauteur. Lors de la remontée, les enceintes des pistons (A) des vérins d'avance rapide sont en décharge et les chambres des tiges (B) sont alimentées en fluide. Simultanément la pression, par l'intermédiaire de la canalisation de commande agit sur l'orifice x de la valve de remplissage. Par l'intermédiaire d'un vérin de commande, le clapet principal s'ouvre et l'huile est refoulée vers le réservoir.

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Presse à injecter :

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Plieuse :

Presse :

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Machine outils : doc :

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE OUTILLAGE HYDRAULIQUE DE PRODUCTION. Doc :

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Le bridage hydraulique augmente la productivité. Des distributeurs manuels ne sont pas adaptés aux circuits complexes ou automatisés. Des systèmes simples peuvent être modernisés pour être adaptés à certaines applications. Circuits de bridages: Les exigences variant selon les besoins du client, il existe une vaste gamme de composants hydrauliques adaptés à chaque élaboration de circuit. Outillage hydraulique de production: La vitesse et la simplicité de mise en place des pièces à travailler ainsi que les fonctions de bridage et de débridage forment des facteurs déterminants dans la durée des cycles d'une opération d'usinage. Or il s'est avéré que dans toutes les activités de la sorte, excepté le cas d'usinage de pièces isolées ou de petites séries, les techniques de bridages manuelles ont été largement supplantées par les techniques semi-automatiques ou entièrement automatiques. En termes de précision d'usinage, de rapidité et de rentabilité, autant de critères déterminant dans une industrie d'équipement toujours plus compétitive, les méthodes faisant appel à l'hydraulique haute pression se sont avérées les plus avantageuses. Les équipements sont remarquablement compacts et engendrent des forces très précises avec une uniformité exemplaire. Ce qui signifie: un positionnement précis des pièces à travailler, un bridage effectué sûr, la mise en place et le déchargement rapide des pièces. L'avantage d'un système hydraulique par rapport aux méthodes mécaniques est illustré par le tableau comparatif qui montre des écarts de temps significatifs entre le bridage hydraulique et divers bridages mécaniques. Taille du boulon M4 M6 M12 M16 M20 M24

Force de diamètre du serrage (kN) piston (mm) 4 8 30 55 85 100

8,7 12,7 25,4 28,5 38 43

force de serrage à 700 bar (kN)

bridage manuel (s)

bridage hydraulique (s)

4 9 18 45 80 100

10 11 16 18 20 25

0,5 0,8 1 1,1 1,2 1,3

En plus des gains de temps, le système hydraulique est aussi considérablement plus sûr. Sans compter que l'uniformité du bridage favorise la précision de l'usinage et diminue les rebuts. Pour ces raisons, les outils de production et de bridage hydraulique automatique se justifient même dans le cas d'opération d'usinage à faible volume, en particulier quand il s'agit de réaliser des composants normalisés. Fondamentalement, l'élaboration d'un système d'outillage de production hydraulique est similaire à celle d'une installation mécanique comparable commandée manuellement, et les mêmes principes techniques s'appliquent. Aussi faut-il observer les principes suivant lors de la création d'un tel système hydraulique: • La structure du berceau et du montage doit être suffisamment rigide stable pour protéger la pièce contre tous mouvements, déformation et vibrations engendrés par la machineoutil et/ou les efforts d'usinage. • En principe, une pièce à usiner ne doit être, positionnée et supportée qu'en trois points situés dans un même plan. Dans la mesure du possible, une pièce ne doit pas être positionnée sur une surface continue qui a un nombre infini de points de contacts. P. GUIBERT

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Système de bridage. A, B, C sont des points fixes. 1, 2, 3 sont des vérins de positionnement. 4, 5,6 sont des butées de références fixes. Tout effort de coupe ou d'usinage doit directement faire face à une butée ou à un support fixe et non à une force de bridage Positionner la pièce contre une butée fixe ou un élément fixe.

Brider fermement la pièce dans cette position, l'empêchant d'être déplacée par les efforts d'usinage. La force de bridage doit être alignée pour agir sur des parties supportés ou rigides de la pièce et des forces de réaction doivent être générées par des éléments rigides du berceau ou du montage.

Appliquer toujours une force de bridage sur une pièce lorsque la réaction est correctement reprise par un point support fixe.

Protéger efficacement la pièce contre les vibrations ou le cintrage engendrés par l'action d'usinage. Les pièces longues ou fines sont particulièrement exposées aux flexions ou à la déformation.

Pour remplir ces fonctions dans l'ordre correct, il est nécessaire de mettre les vérins en action et de régler avec une grande précision le débit et la pression. Les vérins peuvent être alimentés au choix par des: • Pompes à main. • Multiplicateurs air/huile. • Pompes oléopneumatiques telles que PA-1 35 et PA-136. • Pompes électriques. P. GUIBERT

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La mise en action des vérins 1, 2 et 3 dans l'ordre correct se fait soit par des valves de séquence, soit par des électro distributeurs modulaires. Ce que montre cet exemple de circuit hydraulique dont la séquence est la suivante: • La mise en route de la pompe met en action le distributeur qui, à son tour, alimente le premier vérin 1, qui positionne la pièce. • La première valve de séquence, tarée à 50 bar, s'ouvre lorsque cette pression est atteinte et actionne le second vérin 2. • Lorsque la deuxième valve de séquence atteint sa pression de tarage de 100 bar, elle s'ouvre et actionne les quatre vérins 3 tourne bride qui brident la pièce.

Si le système atteint sa pression limite, le manocontact de la pompe arrête le moteur de la pompe. Si la pression descend de 10 à 12% le manocontact remet le moteur en marche et la pression de travail se rétablit. A la fin du cycle d'usinage, les vérins de positionnement et de bridage se rétractent simultanément.

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Palettisation: La palettisation permet de faire circuler une pièce bridée d'un poste d'usinage à un autre en effectuant le bridage qu'une seul fois, cela permet de gagner du temps et d'augmenter la précision de l'usinage. Le bridage de la pièce s’effectue comme suit : • connexion du coupleur, • serrage de la pièce, • déconnexion du coupleur, • maintient du serrage de la pièce grâce à un accumulateur embarqué. Centrale hydraulique à moteur électrique: Les minis centrales permettent d’avoir un circuit indépendant, ce circuit est réalisé avec des blocs forés. Certains modèles on des distributeurs à clapets afin d’assurer une étanchéité parfaite. Caractéristiques : • pression jusqu'à 500 bar, • volume réservoir environ 10l, • débit jusqu'à 5l/min.

Coupleurs automatiques: Les coupleurs se connectent automatiquement sur les circuits hydrauliques des systèmes de palettisation. Il est composé de deux parties : • une est sur la palette, • l’autre amovible effectue le serrage et le desserrage de la pièce. Accumulateur: Dans le circuit hydraulique mobile on rajoute souvent un accumulateur hydraulique qui est destiné à emmagasiner de l'énergie, à compenser des fuites internes et à réduire l'influence de la température dans les systèmes de serrage désaccouplés. Les volumes de ces accumulateurs sont faibles 0,013 l à 0,75 l et à une pression qui varient de 250 à 500 bar.

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Différents composants bridage doc :

Vérin de serrage pivotant.

Vérin de serrage pivotant escamotable double effet (rotation de 90°).

Bride de serrage par coin double effet.

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Bride articulée : (montage dans n’importe quelle position).

Tasseau de serrage avec pistons encastrés simple effet.

Vérin de serrage pivotant compact.

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Exemple. •

Schéma hydraulique: 1A 1Z3 ACCUMULATEUR

1V5

VERIN DE BRIDAGE

Partie mobile

1V4

1V3

COUPLEUR

1V 1YV1 GROUPE MOTO-POMPE Partie fixe

1YV2 1V1 1V2

1M

M

1Z2

1P

1Z1

•

Nomenclature :

Désignation

Fonction dans le circuit

1M 1P 1Z1 1Z2 1V1 1V2 1V 1V3 1V4 1V5 1Z3 1A

Moteur Pompe Bâche Filtre 20µm Limiteur de pression Clapet anti-retour Distributeur 4/3 Coupleur Clapet anti-retour piloté Conjoncteur disjoncteur Accumulateur Vérin

Entraîne la pompe Véhiculer le fluide dans le circuit Réservoir d’huile Filtrer l’huile Protège la pompe contre les surpressions Protège la pompe contre la décharge l’accumulateur Sert à piloter le bridage ou le débridage Sert à relier la partie mobile et la partie fixe Évite la décharge de l’accumulateur dans le circuit Bloc de sécurité de l’accumulateur Compenser les fuites, maintenir la pression Sert à brider la pièce

Principe de fonctionnement: 1. La palette, équipée de la pièce usinée, sera amenée de l'aire d'usinage au poste de chargement/déchargement. Celle-ci doit être positionnée et correctement indexée, de façon à respecter les tolérances imposées avant toute manœuvre d'accouplement. 2. Le groupe motopompe et le circuit de bridage sont reliés par un coupleur. 3. Pour le bridage de la pièce on alimente l'électrovanne 1YV2. Pour le débridage de la pièce on alimente l'électrovanne 1YV1.

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MAINTENANCE ET SÉCURITÉ. Utilité de la maintenance préventive.

Document « GATE »

Il existe de nombreuses bonnes raisons pour établir un programme de maintenance préventive. Entre autres on peut citer le coût des réparations, les arrêts de production et la prévention des risques du travail. L’objectif principal d’un programme de maintenance préventive est d’identifier les causes possibles de défaillances de composants pouvant entraîner une perte de production ou un risque potentiel pour le personnel. Quelques personnes pensent que la maintenance préventive signifie prévision de maintenance plutôt que maintenance préventive. Pour les systèmes hydrauliques, la maintenance préventive est particulièrement importante. Les hautes pressions et les températures élevées générées par l’hydraulique rendent primordiaux l’entretien et le choix des tuyaux et des flexibles. Si la maintenance préventive est faite correctement, les risques liés à la sécurité du travail et les arrêts de production sont sensiblement diminués. Ajoutons à cela la prise de conscience grandissante des coûts liés au nettoyage d’une pollution hydraulique.

Eviter les blessures par projection d’huile. Un fluide hydraulique sous pression, même en petites quantités, peut causer des lésions graves. Un fluide hydraulique s’échappant par un petit orifice (trou d’épingle), peut facilement pénétrer la chair. Ne touchez pas de flexibles hydrauliques sous pression. En cas de lésions, la pénétration d’un fluide hydraulique dans la peau est un accident grave. Si cela se produit, même si vous n’avez pas de douleur, demandez immédiatement des soins médicaux! Si vous ne le faites pas, vous pourriez perdre la partie du membre blessé ou même la vie. Précautions pendant des essais. Un flexible hydraulique sous pression peut se rompre pendant la procédure d’essai. Ne vous approchez donc jamais d’endroits dangereux lors d’essais de flexibles. Suivez toujours les précautions de sécurité appropriées.

Choix des composants d’un flexible. On peut assembler des flexibles hydrauliques sûrs et durables à condition d’utiliser les composants corrects. Les composants “corrects” sont des embouts et des tuyaux conçus pour être assemblés. La plupart des fabricants offrent des composants sûrs et de haute qualité. Néanmoins, il ne faut pas assembler des embouts et des tuyaux de provenances différentes. Vous risquez une défaillance prématurée du flexible hydraulique. Cela parce que les tuyaux, les embouts, les équipements de sertissage et les tolérances de sertissage des différents fabricants ne sont pas identiques ni interchangeables. Lorsque l’on mélange des composants de provenances différentes, la tenue de l’embout n’est plus garantie. Cela risquera d’entraîner des blessures et des lésions corporelles, mais également des arrêts de production inutiles.

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Informations générales sur les produits hydrauliques : extrait document Rexroth

Qualification de main-d’oeuvre qualifiée. Est considéré comme personnel qualifié celui qui est capable en raison de sa formation professionnelle, de ses connaissances et de son expérience, ainsi que de sa connaissance des dispositions applicables : • de réaliser en toute sécurité les travaux dont il a été chargé et d’évaluer correctement le travail demandé, • d’apprécier tout danger éventuel, • de prendre les mesures nécessaires permettant d’éliminer tout risque d’accident. Exigences imposées au personnel chargé de l’entretien hydraulique. Conformément à la norme DIN 31051, la maintenance comprend les mesures d’inspection, d’entretien et de remise en état. Toute personne chargée de la maintenance doit connaître et observer l’ensemble des parties de la notice d’utilisation et de la présente notice d’information. Le personnel chargé de l’inspection doit répondre aux exigences suivantes : • il doit avoir reçu les instructions nécessaires pour le travail demandé. • des connaissances particulières en hydraulique pour les travaux d’inspection ne sont pas requises, mais le personnel doit avoir connaissance des dangers particuliers relatifs à la manipulation de produits hydrauliques. Le personnel chargé de la maintenance doit répondre aux exigences suivantes : • il doit avoir reçu les instructions nécessaires pour le travail demandé. • des connaissances particulières en hydraulique sont nécessaires pour exécuter des travaux d’entretien. Le personnel chargé de la remise en état doit répondre aux exigences suivantes : • le personnel chargé de la remise en état doit être capable de comprendre le fonctionnement de l’ensemble de l’installation hydraulique, des systèmes élémentaires et de leur interaction avec l’ensemble de la machine (savoir lire les schémas hydrauliques, interpréter les fonctions élémentaires aux différents symboles de commande et comprendre les schémas fonctionnels, doit posséder des connaissances sur le fonctionnement et la structure des éléments hydrauliques.

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Exigences imposées au personnel chargé de la maintenance électrique. Les travaux sur l’équipement électrique ne doivent être confiés qu’à un électricien professionnel agréé ou à des personnes ayant reçu une instruction préalable sous la direction et la surveillance d’un électricien professionnel, conformément aux règles applicables en électrotechnique. Autres risques. Le montage de votre produit hydraulique dans une autre machine ou bien son intégration dans une installation avec d’autres machines peut présenter des nouveaux risques supplémentaires. Ceci concerne tout particulièrement les mouvements mécaniques générés par le produit hydraulique. Dangers émanant du fluide hydraulique. La manipulation sans protection du fluide hydraulique est nocive pour la santé. Veuillez respecter les consignes de sécurité des fabricants d’huile hydraulique et les fiches techniques de sécurité des huiles hydrauliques que vous utilisez. Une pénétration du fluide hydraulique dans le sang ou le fait d’avaler du fluide hydraulique peut entraîner de graves problèmes de santé, voire même la mort. Si un tel cas se présentait, consultez immédiatement un médecin ! Dysfonctionnement suite à une contamination du fluide hydraulique. Une contamination du fluide hydraulique peut se produire par : • usure durant l’exploitation de l’installation (abrasion métallique et non métallique), • fuites du produit hydraulique, • impuretés pénétrant le circuit hydraulique durant les travaux d‘entretien et de remise en état, • utilisation d’un fluide hydraulique encrassé (non filtré) lors du remplacement. Les impuretés entraînent non seulement une plus grande usure et une réduction de la durée de vie du produit hydraulique, mais provoquent également des défauts de fonctionnement. Ces défauts peuvent avoir une influence néfaste sur la sécurité et la fiabilité du produit hydraulique. Par conséquent, effectuez régulièrement les mesures de maintenance préconisées et veillez à une propreté absolue durant les travaux avec le produit hydraulique. En remplaçant le fluide hydraulique, vous devez toujours filtrer le nouveau fluide hydraulique étant donné que celui-ci peut contenir des impuretés en raison de son conditionnement (fût). Rincer les conduites et les tuyauteries avant de les installer. La classe de pureté d’une huile hydraulique est spécifiée selon la norme ISO 4406. Dans des anciennes fiches techniques, la classe de pureté est en partie spécifiée selon la norme NAS 1638. Pour convertir la classe de pureté suivant ISO 4406, veuillez appliquer les équivalences suivantes :

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Dangers électriques. Consignes pour les travaux réalisés sur l’équipement électrique : • coupez l’alimentation électrique du système hydraulique avant le début des travaux, • interdisez l’accès à la zone de travail par une chaîne de sécurité rouge et blanche et en apposant un panneau d’avertissement, • verrouillez l’interrupteur principal, retirez la clé et conservez la en lieu sûr jusqu’à la fin des travaux, • placez un panneau d’avertissement sur l’interrupteur principal, • contrôlez la mise hors tension à l’aide d’un détecteur de tension bipolaire, • reliez le point d’intervention à la terre et court-circuitez le point d’intervention, • recouvrez les pièces avoisinantes qui se trouvent sous tension, • rangez votre lieu de travail pour éviter tout contact avec des pièces sous tension en cas de chute ou de glissade, portez des chaussures de sécurité, • utilisez seulement des outils isolants, • séparez les connecteurs des capteurs et des valves, même si la tension est faible, seulement après avoir coupé le courant. Même après une coupure de l’alimentation électrique (interrupteur principal HORS), une tension électrique dangereuse est encore présente sur les systèmes d’alimentation et dans les zones de danger suivants : • équipement électrique, électronique, hydraulique, (par ex. accumulateur, accus), • interrupteur principal, • lignes d’alimentation du secteur, • aux emplacements signalés par un panneau d’avertissement avec éclair électrique. Indications relatives au fluide hydraulique. Sauf convention contraire indiquée dans la notice d’utilisation, le fluide hydraulique devra être conforme aux spécifications suivantes : • fluide hydraulique à base minérale conforme aux exigences de la norme DIN 51524, • température de service 0 °C…+80°C, dans le réservoir < 72 °C. Bosch Rexroth recommande une température de service maximale de 55°C, car une température supérieure accélère le vieillissement de l’huile hydraulique et raccourcit la durée de vie des joints et des flexibles. • classe d’encrassement maxi admissible de l’huile hydraulique suivant ISO 4406 (dysfonctionnement suite à une contamination du fluide hydraulique). REMARQUE. La directive 1999/92/CE du Parlement européen et du Conseil en date du 16 décembre 1999, concernant les prescriptions minimales visant à améliorer la protection en matière de santé et de sécurité des travailleurs susceptibles d’être exposés au risque d’atmosphères explosives, réglemente la protection contre les dangers émanant d’une atmosphère explosive. Observez également les dispositions de la directive 94/9/CE du Parlement européen et du Conseil en date du 23 mars 1994 concernant le rapprochement des législations des Etats membres pour les appareils et les systèmes de protection destinés à être utilisés en atmosphères explosives (directive de produits ATEX) et les ordonnances nationales correspondantes découlant de cette directive qui a été transposée en droit national dans les Etats membres de l’UE. P.GUIBERT

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Conditions d’utilisation climatiques. Sauf convention contraire indiquée dans la notice d’utilisation, la température ambiante admissible s’élève à : • pour unités de commande : 0°C…+50°C, • pour unités d’entraînement avec moteurs électriques à ventilation extérieure, sans échangeur thermique : 0°C…+30°C • pour unités d’entraînement avec échangeur thermique : < +40°C. Sauf convention contraire, les produits hydrauliques sont conçus pour une utilisation dans des zones climatiques modérées et dans des lieux recouverts (pas à l’extérieur), avec une humidité relative de l’air < 70 % et une température ambiante de 22°C. Concernant l’équipement électrique, les conditions d’environnement admissibles pour les raccordements électriques installés et sécurisés correspondent à l’indice de protection IP 55. • température ambiante +5°C à +40°C, à condition que la température moyenne de l’air ne dépasse pas +35°C pendant une période de 24 heures, • humidité relative de l’air : 23…95%, sans condensation, • altitude : jusqu’à 1000 m au-dessus du niveau de la mer. Montage et première mise en service. Utilisez seulement les fluides hydrauliques préconisés. Il faut toujours remplir le réservoir hydraulique en utilisant un groupe de filtration approprié. L’expérience montre que même les fluides hydrauliques neufs dépassent souvent le taux d’encrassement maximum admissible. Veillez à une propreté absolue : • n’utilisez pas de laine à polir et aucun chiffon à fibres pour le nettoyage. Selon l’état de l’installation ou de la machine, un nettoyage avec des chiffons sans fibres est suffisant. Utilisez des détergents liquides appropriés pour éliminer les traces de lubrifiants et autres saletés tenaces. Le détergent ne doit en aucun cas pénétrer dans le circuit hydraulique. • n’utilisez en aucun cas du chanvre ou du mastic comme moyen d’étanchement. Consignes de sécurité relatives au montage et à la première mise en service. Les produits hydrauliques sont exclusivement destinés au montage dans des machines, des installations ou des appareils. Par conséquent, le fonctionnement du produit hydraulique est toujours lié au fonctionnement de cette machine, c’est à dire le comportement de produits hydrauliques similaires peut varier en fonction du fonctionnement de la machine dans laquelle ces produits sont installés. La mise en service d’un entraînement hydraulique est interdite aussi longtemps que la machine, dans laquelle il sera installé, n’est pas conforme aux directives de l’UE. Avant la mise en service de l’entraînement hydraulique, vous devez être suffisamment familiarisé d’une part avec le fonctionnement du produit hydraulique et des appareils hydrauliques mis en oeuvre et, d’autre part, avec les fonctions d’entraînement hydrauliques de la machine, et avoir clarifié et éliminé les dangers potentiels. La mise en service ne doit être réalisée que par un personnel hydraulique qualifié et autorisé, et possédant les connaissances professionnelles requises. Les connaissances professionnelles en hydraulique signifient notamment que le personnel est en mesure de lire et de comprendre entièrement les schémas hydrauliques. Le personnel doit en particulier comprendre entièrement la fonctionnalité des éléments de sécurité installés et utilisés au sein du concept de sécurité global.

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Avant la première mise en service. 1. Vérifiez la fourniture et relevez d’éventuels dommages dus au transport. 2. Vérifiez la présence et l‘intégralité de la notice d’utilisation pour le produit hydraulique. 3. Installez le produit hydraulique. • observez la notice d’utilisation sur le produit. • montez les composants hydrauliques, sans contrainte, sur des surfaces de fixation planes. • serrez uniformément les vis de fixation avec le couple de serrage prescrit. 4. Vérifiez que les interfaces de l’installation ainsi que les conditions de montage garantissent une exploitation en toute sécurité. 5. Contrôlez la structure du produit hydraulique à l’aide des schémas de raccordement, nomenclatures des appareils et schémas de montage. Clarifiez toute divergence éventuelle avec les responsables. 6. Vérifiez à l’aide de la notice d’utilisation de l’installation de la machine, dans laquelle le produit hydraulique doit être installé, et par une inspection visuelle si la mise en service de l’équipement hydraulique risque de provoquer des mouvements dangereux et incontrôlés. 7. Dans le cas de risques prévisibles, prenez les mesures de précaution nécessaires : • vérifiez que la tige de piston du vérin peut sortir sans danger, • sécurisez toute charge à soulever avec un dispositif de levage/des moyens de suspension additionnels. 8. Vérifiez si la commande électrique de l’installation permet une commande manuelle des moteurs électriques et des électroaimants durant la mise en service. Si une commande manuelle n’est pas possible ou seulement dans des conditions difficiles, vous devez alors prévoir une commande. Il n’est pas recommandé d’effectuer la mise en service seulement avec le dispositif de commande auxiliaire équipant les valves étant donné qu’il est impossible de piloter plusieurs valves dans l’ordre correct prescrit. 9. Elaborez un programme de déroulement pour la mise en service et archivez-le dans les documents techniques comme annexe à la notice d’utilisation. Procédez comme suit en considérant les points suivants. Les entraînements hydrauliques sont toujours constitués de groupes fonctionnels : • circuit de pompe (génération du débit d’huile sous pression) ; pompe, moteur électrique, réservoir d’huile, filtre, dispositifs de surveillance, etc, • commande pour au moins un appareil sous pression (vérin, moteur) ; distributeurs, régulateurs de pression, régulateurs de débit et clapets antiretour, • appareils sous pression (vérins, moteurs) avec valves associées, par ex. valve de frein. 10. Répartissez le schéma fonctionnel en circuits individuels pour permettre leur mise en service successive. 11. Lisez le schéma fonctionnel et clarifiez tous les éléments qui ne sont pas clairs. 12. Déterminez la position de commande des valves ainsi que le réglage nécessaire des valves. 13. Posez les panneaux de signalisation, d’interdiction et d’avertissement et vérifiez si la signification de ces panneaux est expliquée dans la Notice d’utilisation. 14. Effectuez la mise en service en procédant dans l’ordre suivant : • circuit de pompe, • éléments de la commande, par ex. mise hors pression et commutation, circulation libre, réduction de la pression, etc, • circuit des vérins et des moteurs, d’abord déplacer, ensuite remplir et purger, puis optimiser tous les réglages. P.GUIBERT

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Première mise en service et remise en service.

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Faites vérifier les accumulateurs hydrauliques existants et les systèmes de sécurité avant la mise en service par un spécialiste ou un expert conformément aux réglementations nationales applicables. 1. Nettoyez le bouchon du réservoir de transport et de stockage avant de l’ouvrir. 2. Nettoyez le groupe hydraulique ainsi que tous les autres sous-groupes pour empêcher toute pénétration d’impuretés dans le circuit hydraulique lors de la mise en service. 3. Contrôlez l’intégrité des couches de peinture du réservoir. 4. Rincez les conduites de raccordement pour éliminer les impuretés, la calamine, etc. 5. Décapez et rincez les tubes soudés. Eliminez complètement toute trace d’eau et de détergent avant de procéder avec les travaux. 6. Nettoyez l’intérieur des composants hydrauliques : • nettoyez le bouchon de remplissage du réservoir hydraulique, • enlevez la poussière et les copeaux à l’aide d’un aspirateur industriel, • éliminez entièrement les résidus d’huile éventuels provenant de l’essai en usine, • éliminez au besoin les traces de résinification dues à un stockage inapproprié. 7. Raccordez toutes les conduites de raccordement. Observez les consignes de montage des fabricants des raccords à vis. Assurez-vous que des tubes ou flexibles sont branchés sur tous les raccords, ou que les raccords sont pourvus de bouchons filetés. 8. Contrôlez que les écrous-raccords et les brides sont correctement serrés sur les raccords et brides de tuyauterie. 9. Raccordez l’appareil hydraulique. Dimensionnez les conduites de raccordement en fonction des caractéristiques de puissance indiquées dans la notice d’utilisation. 10. Installez la partie électrique pour l’entraînement et la commande : • contrôlez la puissance électrique raccordée, • raccordez l’eau de refroidissement, si nécessaire, • vérifiez le sens de rotation des pompes, • contrôlez si de l’eau a pénétré dans le fluide hydraulique, • observez les exigences suivantes avant de remplir le réservoir hydraulique, n’utilisez jamais un fluide hydraulique usagé dans des produits hydrauliques neufs, • les récipients contenant le fluide hydraulique doivent être fermés et propres. En cas d’encrassement initial important du fluide hydraulique, utilisez un groupe de filtration pour remplir le réservoir hydraulique. L’élément filtrant doit être propre. La qualité de filtration doit correspondre au moins à la classe de pureté requise pour l’ensemble du système, ou bien être si possible encore meilleure. 11. Remplissez le réservoir hydraulique en utilisant si possible un raccord de remplissage, autant que possible sur le filtre de retour jusqu’au repère maxi du verre regard. Observez le niveau maximum du fluide en tenant compte du volume dans les conduites de raccordement et dans les appareils. 12. Réglez les régulateurs de pression et de débit, les régulateurs de pompe, les éléments de signalisation tels que manocontact, interrupteurs des limiteurs et régulateurs de température en ajustant les positions de commutation et les valeurs de réglage définies. DANGER : Ne pas modifier le réglage des valves avec fonction de sécurité, des valves avec interrupteur de position et des valves avec système électronique préréglé. • régler les régulateurs de pression de service et les régulateurs de débit sur la valeur minimale possible, • placer les distributeurs en position de base, • réduire les valeurs de consigne des distributeurs proportionnels à des valeurs minimales, P.GUIBERT

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ne pas enlever les sceaux de plomb. Des sceaux de plomb endommagés ou retirés signalent une utilisation non conforme du produit hydraulique. 13. Suivant l’équipement, remplissez les accumulateurs hydrauliques à la pression prescrite de précharge du gaz et contrôlez la pression. 14. Remplissez le carter de pompe, remplissez le carter de pompe doté d’un raccord de drainage d’huile par le raccord de drainage d’huile. 15. Suivant l’équipement, ouvrez les robinets de la conduite d’aspiration. 16. Démarrez les moteurs d’entraînement : • faire tourner brièvement le moteur électrique en marche par à-coups, • moteurs à combustion au ralenti, • observez le sens de rotation. 17. Purgez le circuit hydraulique (valve, pompe, moteur, conduite, vérin). • effectuez la purge complète du produit hydraulique à basse pression, • purgez le circuit hydraulique au niveau des conduites des appareils ou des conduites de mesure au point le plus haut, • actionnez les valves de direction en marche par à-coups, • effectuez ensuite plusieurs fois la sortie et la rentrée de tous les appareils, • augmentez lentement la charge. Observez le niveau du fluide hydraulique à l’intérieur du réservoir et rajoutez du fluide si nécessaire. L’absence de mousse à l’intérieur du réservoir hydraulique, de mouvements saccadés de l’appareil et de bruits insolites indique que le système a été entièrement purgé. 18. Ajustez les valves et les capteurs, puis démarrez la machine : • ajustez les cycles de commande des valves en réglant les temps et la rampe en fonction des conditions dynamiques, • ajustez et optimisez le réglage des distributeurs proportionnels qui ne possèdent pas d’amplificateur intégré. Les tolérances de fabrication exigent une mise au point de la valve et de l’amplificateur. Pour les valves avec électronique embarquée (OBE, On Board Electronics), la mise au point de la valve et de l’amplificateur a déjà été réalisée en usine. Les amplificateurs pour valves sans OBE sont livrés au départ d’usine avec un réglage de base. En fonction du type de valve et de l’amplificateur, vous devrez réaliser un ajustage du point zéro et de la sensibilité avant la mise en service. 19. Contrôlez la température de service après une marche continue de la machine pendant plusieurs heures. Des températures de service trop élevées signalent des erreurs ou défauts qui doivent être analysés et éliminés. 20. Eliminez les points de fuite éventuels en resserrant par exemple les raccords lorsque le circuit est hors pression. A l’exception d’une quantité d’humidité qui est insuffisante pour former une goutte, aucune fuite mesurable involontaire ne doit pouvoir être détectée. 21. Après la première mise en service, faites analyser un échantillon du fluide hydraulique pour contrôler la classe de pureté requise. Vidangez le fluide hydraulique si la classe de pureté requise n’est pas atteinte. En l’absence d’un contrôle technique en laboratoire après la première mise en service. 22. Remplacez le filtre hydraulique. 23. Documentez et archivez toutes les valeurs de réglage. 24. Pour assurer la sécurité des personnes et du système au terme de la première mise en service, veuillez effectuer les contrôles suivants avec les valeurs maximales définies : • contrôle de fonctionnement, • contrôle sous pression. Rédigez un rapport de la mise en service dé la réception et faites le signer par l’exploitant. Ce rapport est un document important et doit être classé. P.GUIBERT 05/06/2008 CHAP : 15 page 8

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Comportement correct en cas de panne. En cas d’irrégularités et d’anomalies de fonctionnement, arrêtez immédiatement toutes les opérations sur le système et prévenez le personnel responsable. Si le personnel responsable n’est pas en mesure de supprimer immédiatement la (les) panne(s) : • coupez l’interrupteur principal et arrêtez un éventuel moteur à combustion utilisé comme moteur d’entraînement, • condamnez l’interrupteur principal contre une remise sous tension intempestive, • contactez le constructeur de la machine. Principes pour la procédure de dépistage des pannes. Ces indications ont pour but de vous aider à établir des conditions optimales pour le dépistage des pannes. Conditions générales : • tous les documents techniques nécessaires sont-ils à disposition? • en l’absence d’un schéma hydraulique, peut-on élaborer un schéma hydraulique à partir de la structure, de la signalisation et du repérage des appareils? • le nombre de points de mesure est-il suffisant ? • existe-t-il des informations utilisables de la part de l’exploitant sur les formes d’apparition de la panne et sur le comportement de l’installation/des composants avant la panne ? • existe-t-il un manuel de bord dans lequel des pannes similaires survenues dans le passé ont été enregistrées ? Recommandations pour le travail de dépistage des pannes. La réussite d’un dépistage des pannes d’un produit hydraulique suppose des connaissances exactes de la conception et du mode de fonctionnement des divers composants. En particulier la combinaison de composants hydrauliques et électriques/électroniques complique le dépistage des pannes et suppose une étroite collaboration entre l’électricien et l’hydraulicien. • Procédez avec méthode et de manière ciblée, même si le temps presse. Un démontage et déréglage aléatoires et irréfléchis des valeurs préréglées risquent, dans le pire des cas, de ne plus pouvoir détecter la cause d’origine de la panne. • Faites-vous une idée globale du fonctionnement de l’équipement hydraulique de l’ensemble de l’installation dans laquelle l’équipement hydraulique est installé. • Essayez de vérifier si l’équipement hydraulique a accompli sa fonction requise dans l’ensemble de l’installation avant l’apparition de la panne. • Essayez d’évaluer les transformations apportées à l’ensemble de l’installation dans laquelle l’équipement hydraulique est installé : • les conditions d’exploitation ou le domaine d’application de l’équipement hydraulique ontils été modifiés ? • des modifications (par ex. transformations) ou des réparations ont-elles été exécutées sur l’ensemble du système (machine/installation, système électrique, commande) ou sur l’équipement hydraulique ? Si oui : lesquelles ? • les valeurs de réglage de l’équipement hydraulique ont-elles été modifiées ? • des opérations d’entretien ont-elles été réalisées récemment sur l’équipement hydraulique ? • le produit hydraulique et la machine ont-ils été exploités conformément à l’usage prescrit ? • comment se manifeste la panne ? • Faites-vous une idée claire de l’origine de la panne. Interrogez au besoin l’utilisateur immédiat ou l’opérateur de la machine. • Documentez les travaux réalisés, les valeurs de réglage, etc. • Documentez au besoin les modifications/compléments qui doivent être intégrés dans la notice d’utilisation. P.GUIBERT 05/06/2008 CHAP : 15 page 9

HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE Procédure systématique pour le dépistage des pannes. •

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Existe-t-il un journal d’inspection et d’entretien qui renseigne sur la tendance des paramètres de contrôle (par ex. température du fluide hydraulique, intervalles de remplacement des éléments filtrants, bruits) ? Quelles sont les expériences pratiques faites avec des anomalies identiques ou similaires ? • notez les causes de la panne ayant une faible probabilité, vérifiez les causes de pannes enregistrées seulement après être certain que les causes de pannes ayant une probabilité supérieure ne sont pas à l’origine de la panne, • établissez une liste des priorités avec les causes de pannes les plus probables, • vérifiez les causes notées sur cette liste dans l’ordre correspondant (par conclusions théoriques, démontage, mesures ou essais), • documentez la cause de la panne après l’avoir découverte et documentez également votre manière de procéder qui a permis de détecter la cause de la panne.

Consignes générales de sécurité pour la remise en état. Les travaux de remise en état ne doivent être réalisés que par un spécialiste autorisé et possédant les connaissances professionnelles requises en hydraulique. Les connaissances professionnelles en hydraulique signifient notamment que le personnel est en mesure de lire et de comprendre entièrement les schémas hydrauliques. En particulier, le personnel doit comprendre entièrement le fonctionnement des éléments de sécurité installés. Les composants ne doivent être démontés pour la réparation qu’en fonction des indications de la présente notice d’utilisation du composant. Il est absolument interdit de réparer des valves de sécurité. Elles doivent être remplacées intégralement. Les pièces défectueuses ne doivent être remplacées que par des composants neufs, identiques et contrôlés, en qualité de première monte. Après les opérations de remise en état, le produit hydraulique doit être contrôlé et réceptionné par un spécialiste en hydraulique avant chaque remise en service. L’exploitant du produit hydraulique doit contrôler le respect du plan d’inspection et d’entretien à l’aide d’un procès-verbal d’entretien. Tous les 10 ans, conformément à la directive sur les équipements sous pression 97/23/CE et aux ordonnances nationales correspondantes qui en découlent, les récipients sous pression doivent subir un contrôle de pression dont les résultats seront consignés dans un procès-verbal.

Maintenance. Le terme maintenance désigne selon DIN 31051 toutes les mesures à prendre pour conserver et rétablir l’état de consigne ainsi que pour déterminer et évaluer l’état réel des moyens techniques d’un système. Ces mesures se répartissent comme suit : • inspection (détermination de l’état réel), • entretien (maintien de l’état de consigne), • remise en état (rétablissement de l’état de consigne). Ces mesures englobent : • l’harmonisation des objectifs de maintenance avec les objectifs de l’entreprise, • la définition des stratégies correspondantes pour la maintenance. Sécurité lors des travaux de maintenance. Dans l’intérêt de votre propre sécurité, veuillez toujours respecter avec le plus grand soin toutes les consignes de sécurité indiquées ci-après. • Vérifiez régulièrement le parfait fonctionnement des dispositifs de sécurité. P.GUIBERT

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Réalisez toutes les opérations de maintenance correctement, entièrement et dans les délais impartis, et documentez ces travaux. • Informez l’ensemble du personnel avant le début des opérations de maintenance. • Délimitez la zone de maintenance avant le début des opérations. • Signalez les opérations de maintenance par des panneaux d’avertissement correspondants. Mettre en place des panneaux d’avertissement, notamment au niveau de l’armoire de distribution, de l’interrupteur principal, des actionneurs et des accès. Si vous devez couper l’alimentation du produit hydraulique, empêchez sa remise en marche intempestive de la manière suivante : • arrêtez tous les entraînements, déconnectez le circuit hydraulique du réseau en coupant l’interrupteur principal, • mettez le produit hydraulique hors pression (détendre l’accumulateur, si nécessaire), • condamnez l’interrupteur principal contre une remise sous tension intempestive. Avant toute intervention manuelle sur le produit hydraulique qui ne sont pas automatiquement mis hors pression : • déplacez tous les vérins en fin de course de sécurité, • abaissez toutes les charges, • coupez toutes les pompes, • bloquez mécaniquement les vérins verticaux pour empêcher leur descente. Sur des unités en suspension, il est strictement interdit d’exécuter des travaux de maintenance sans dispositif de protection externe, • mettez hors pression tout accumulateur hydraulique existant en respectant les règles inhérentes. • coupez la pression d’alimentation et condamnez le produit hydraulique contre une remise en marche intempestive, • vérifiez que seul un personnel autorisé se trouve dans la zone de travail. • portez des lunettes et des gants de protection ainsi que des chaussures de sécurité, • laissez refroidir les sections du système et les conduites sous pression à ouvrir avant le début des opérations de maintenance. • ouvrez lentement les segments qui se trouvent nécessairement encore sous pression. Si des clapets anti retour se trouvent dans les conduites de pression au-dessus des pompes, le système hydraulique peut encore se trouver sous pression même après avoir coupé la pression d’alimentation. Certains segments tels que les servo vérins restent sous pression en raison de la position de blocage des distributeurs proportionnels (dans le schéma hydraulique, tous les distributeurs sont indiqués avec leur position de base). Points à observer : • seuls des composants, des pièces de rechange et des lubrifiants neufs, identiques et homologués, en qualité de première monte, peuvent être utilisés pour le remplacement et l’exploitation, • pour des raisons de sécurité, l’installation de composants usagés et/ou non contrôlés est interdite et entraîne la perte de conformité UE. Pendant les opérations de maintenance, il peut être nécessaire de déposer temporairement certains dispositifs de protection. Dans ces cas, manipulez le produit hydraulique avec extrême précaution.

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Informations générales relatives aux accumulateurs hydrauliques. Avant la mise en service et durant l’exploitation, il convient d’observer les prescriptions locales applicables pour les accumulateurs hydrauliques. L’exploitant est seul responsable de l’application des prescriptions existantes. Les accumulateurs hydrauliques sont soumis aux ordonnances nationales qui découlent de la directive CE concernant les équipements sous pression 97/23/CE. Il faut conserver soigneusement les documents fournis pour les contrôles périodiques ultérieurs par l’expert. La mise en service des accumulateurs hydrauliques ne doit être confiée qu’à des spécialistes formés en la matière. Le soudage, le brasage ainsi que tout autre travail mécanique sur l’accumulateur est interdit (risque d’explosion lors du soudage et brasage). Risque d’éclatement et perte de l’autorisation d’exploitation en cas d’intervention mécanique. Ne pas charger l’accumulateur hydraulique avec de l’oxygène ou de l’air (risque d’explosion). Mettre le système hors pression avant de travailler sur l’installation hydraulique. Un montage non conforme peut entraîner des dommages corporels et matériels extrêmement graves. Dispositifs de sécurité des accumulateurs hydrauliques. L’équipement, l’installation et l’exploitation des accumulateurs hydrauliques sont réglementés par la directive nationale découlant de la directive CE sur les équipements sous pression 97/23/CE et, en Allemagne, également par les Règles techniques sur les récipients sous pression (TRB = Technische Regeln Druckbehälter). Celles-ci imposent les équipements de sécurité suivants : • dispositif de protection contre les surpressions (homologué) • dispositif de détente • dispositif de mesure de la pression • raccord pour manomètre de contrôle • dispositif de verrouillage • option : dispositif de détente à commande électromagnétique • dispositif de sécurité contre un dépassement de température.

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BRUIT EN HYDRAULIQUE. Le danger du bruit : Les installations hydrauliques et pneumatiques peuvent générées des sources de bruit dangereuses pour l’homme, il faut donc sensibiliser le personnel à ses dangers, ses conséquences et au port de protections auditives.

Seuil d’audibilité : 0 dB Jusqu’a 85dB (A) = Pas de danger Seuil de la douleur : 130 dB Entre 85 dB (A) et 90 dB (A) Présomption de danger A partir de 90 dB (A) = DANGER

Le bruit est constitué de vibrations. Caractérisation en fonction de 3 paramètres : INTENSITÉ

FRÉQUENCE

DURÉE

D’après le décret N°88-405 du 21 avril 1988, l’employeur doit réduire le bruit au niveau le plus bas raisonnable possible compte tenu de l’état des techniques. Les fabricants de composants hydrauliques indiquent dans leurs documentations industrielles la valeur du bruit générée par leur produit. P.GUIBERT

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Origine du bruit. Bien que le choix du fluide n'ait qu'une incidence indirecte sur le niveau sonore, l'état du fluide revêt une importance capitale dans la lutte contre le bruit d'un système hydraulique. Certains facteurs affectant particulièrement bruyant.

l'état

du

fluide peuvent rendre un système hydraulique

1. Une viscosité très élevée à la température de démarrage peut rendre une pompe bruyante par suite de cavitation. 2. Si la viscosité est légèrement trop élevée à la température de fonctionnement, l'huile sera recyclée avant que l'air entraîné n'ait eu le temps de s'évacuer dans le réservoir. 3. L'aération d'un fluide peut provenir de différentes sources: entrées d'air au niveau des raccords de tuyauterie dans les lignes d'aspiration, vitesse élevée dans les lignes de refoulement, fuites aux étanchéités de vérins, ou restitution du fluide au-dessus du niveau dans le réservoir. La présence d'air dans le fluide provoque un bruit semblable à la cavitation. 4. Un fluide contaminé peut provoquer une usure excessive des organes internes des pompes, ce qui peut en augmenter le niveau sonore. 5. Les systèmes fonctionnant avec un fluide à base d'eau peuvent être bruyants en cas de vaporisation du fluide sous l’effet d'une dépression ou de la température. Exemple : Pompe à pistons à cylindrée variable : valeur du bruit en fonction du débit, de la vitesse de rotation et de la pression.

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Guide pour l’entretien des installations hydrauliques. Document ATOS

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VADE MECUM. Doc UNITOP. 1. Ecouter pour satisfaire. 1.1 Proposer au client un Cahier des charges. 1.2 Organiser le retour d'expérience avec le client. 1.3 Faire participer le client au Cahier des charges. 1.4 Définir clairement le contenu de la prestation. 1.5 Préciser l'engagement de performance attendu. 2. Maintenir en permanence les compétences nécessaires aux prestations notamment par formation. Le niveau de compétence des différents acteurs d'exploitation et de maintenance conditionne les performances d'exploitation d'une installation, sa durée de vie et la sécurité des personnes. En conséquence, le prestataire s'engage à : 2.1 Un suivi des technologies produits et de l'innovation du domaine. 2.2 Définir et mettre à jour un plan de formation annuel de son personnel. 2.3 Proposer -si nécessaire- un plan de formation adapté destiné au personnel en charge de l'exploitation. 3. Formaliser la relation commerciale et technique par un document contractuel adapté aux besoins. 3.1 Ce document contractuel sera adressé au client avant toute intervention et ce pour éviter tout malentendu. 3.2 Ce document comportera les conditions d'intervention. 4. Mettre en oeuvre les moyens pour assurer le service prévu A cet effet, le prestataire s'engage à : 4.1 Disposer d'une organisation lui permettant d'assurer le service prévu. 4.2 Maintenir en évolution les hommes et les outils: • équipement & outillage. • connaissances, savoir-faire et moyens humains. 5. Observer les procédures définies dans son plan "Assurance Qualité" et constituer un historique des interventions. A cet effet, le prestataire garantit : 5.1 Une organisation adaptée. 5.2 Un suivi individuel. 6. Accepter l'audit du client et de son représentant accrédité 6.1 Le client pourra se faire son idée lui-même ou accréditer une personnalité compétente (sous réserve d’un accord partagé). 6.2 L’audit pourra comporter: • visite de l'entreprise. • visite de ses moyens. • consultation du manuel d'assurance qualité ou équivalent. 7. Respecter les règles fondamentales d'éthique : 7.1 Confidentialité : dans l'intérêt des deux parties, le respect de la confidentialité nécessite un accord au plus tôt entre les partenaires. 7.2 Loyauté. 7.3 Transparence et clarté. 8. Respecter les règles de l'art, la réglementation, en prenant en compte les facteurs sécurité et environnement. La sécurité des personnes et la protection de l'environnement sont l'oeuvre de tous : à cette fin, le propriétaire des installations et le prestataire doivent coopérer activement pour développer des actions visant à la maîtrise des risques chacun dans son domaine. 8.1 Le propriétaire, dans le domaine de l'exploitation du site, parce qu'il est le seul à en connaître les contraintes et les risques. Il est responsable de la conformité des installations avec la réglementation, tant en matière de sécurité que de la protection de l'environnement. 8.2 Le prestataire, dans le domaine relevant de ses compétences, parce qu'en tant que professionnel de la maintenance, il en maîtrise les techniques et les méthodologies. Il suit activement l'évolution de la normalisation et il applique la réglementation dans le domaine concernant son activité. Il assure enfin son savoir-faire "métier'. 9. Assurer une pérennité des prestations et des services associés. 9.1 Assurance d'une fiabilité dans le temps, aujourd'hui et demain. 9.2 Assurer la fourniture de pièces d'origine. 10. Garantir les prestations En conformité avec le 3. : 10.1 Fournir une garantie dans le cadre d'une juste répartition de la responsabilité. 10.2 Fournir une garantie dans le cadre d'une gestion des risques par l'exploitant. P.GUIBERT

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FLUIDES & TRANSMISSIONS N°74 MARS 2005 DE NOUVEAUX DÉFIS POUR LES HUILES HYDRAULIQUES Les circuits hydrauliques sont désormais plus petits, plus compacts et capables de fonctionner à une vitesse très élevée. Toutefois, ces améliorations imposent des contraintes supplémentaires sur les fluides hydrauliques constate Ronald Bakker, expert technique des fluides hydrauliques chez Shell. « A l’opposé des grands circuits industriels, plus anciens, les nouvelles machines disposent d’un réservoir d’huile de plus petite capacité et, par conséquent, une quantité plus faible d’huile est disponible lors des cycles d’utilisation. Par ailleurs, avec les machines actuelles, plus compactes et fonctionnant à des cadences plus élevées, il faut davantage d’huile pour chaque pompe afin de satisfaire la hausse de productivité. Puisqu’une plus grande puissance est absorbée par une plus petite quantité d’huile, l’huile hydraulique fonctionne à une température plus élevée, ce qui peut entraîner son oxydation ». La température de fonctionnement a une incidence considérable sur les performances et la durée de vie des circuits hydrauliques. Des études montrent que pour chaque hausse de 10°C de la température de l’huile au-delà de 70°C, la durée de service de l’huile diminue de 50%. Pour cette raison, le choix des additifs de l’huile joue un rôle essentiel dans la qualité et les performances du fluide. Par exemple, lorsque l’huile s’oxyde, des boues se forment qui colmatent les filtres et encrassent les tiroirs de distributeurs. Cela peut provoquer une panne du système hydraulique. De plus, l’huile s’épaissit, ce qui rend les pompes plus bruyantes et favorise l’usure des organes tout en augmentant considérablement les coûts d’entretien. Avec la baisse de la capacité d’huile dans les machines et l’augmentation des cadences, le temps de repos de l’huile dans les machines actuelles est considérablement réduit. Par exemple : •

un circuit hydraulique courant avec une capacité d’huile de 600 litres et une capacité de pompe de 100 litres : l’huile reste au repos pendant 6 minutes. • dans les circuits modernes, la capacité d’huile est souvent de 300 litres avec une capacité de pompage de 150 litres : le temps de repos est donc de 2 minutes. On constate alors une augmentation considérable des contraintes imposées sur l’huile qui doit se débarrasser des contaminants, comme l’air et l’eau, accumulés pendant le cycle. Cet état contribue à la difficulté pour l’huile de s’épurer de ces contaminants et qui doit absolument retrouver ses performances initiales sous peine de dysfonctionnement. La conséquence directe est la diminution du rendement des machines et des dégâts occasionnels sur les organes hydrauliques du circuit. Lors de l’achat de nouvelles machines, les industriels doivent vérifier le type de service et la sévérité de fonctionnement et adapter le fluide le plus performant pour répondre aux exigences de lubrification et de transmission de puissance. Par exemple, les nouvelles machines exigent peut-être une huile de viscosité plus élevée, en raison des conditions de service plus contraignantes, pression, températures, etc… Si l’huile n’est pas d’une qualité suffisante, l’eau, l’air et d’autres contaminants peuvent s’introduire dans le système, avec des conséquences sérieuses sur le fonctionnement du système hydraulique et sur la qualité des pièces fabriquées. Par exemple, de l’eau pénétrant dans le circuit en quantité excessive peut provoquer de graves problèmes. Lors des périodes d’arrêt des machines, l’eau peut décanter au fond du réservoir d’huile, provoquant la création de rouille à l’intérieur de celui-ci. Lors du redémarrage, la première circulation d’huile véhiculera une forte teneur en eau. L’eau étant un mauvais lubrifiant, une teneur excessive en eau dans les fluides hydrauliques peut endommager les pompes, entraîner la défaillance des roulements et éventuellement bloquer les filtres en raison d’une forte prolifération bactérienne. L’air présent dans les fluides hydrauliques peut aussi poser de graves problèmes. Si les bulles d’air générées lors du cycle n’ont pas le temps de monter vers la surface et de se dissiper, alors la pompe les entraîne dans tout le circuit, tout comme avec l’eau. L’air dans les fluides hydrauliques peut provoquer des problèmes tels que la cavitation et les bulles d’air sont responsables d’une hausse rapide de la température jusqu’à ce qu’elles éclatent. Cette hausse provoque la carbonatation de l’huile, avec pour résultats son noircissement et la génération de dépôts de carbone qui endommagent les pompes. P.GUIBERT

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La cavitation peut nécessiter le remplacement des pompes, ce qui exige aussi le nettoyage du circuit pour enlever toutes les particules, et la vidange d’huile. Les autres problèmes causés par l’air dans les fluides hydrauliques sont le déréglage des commandes, une perte de puissance, le moussage, un mauvais contrôle de la température, le bruit, une mauvaise lubrification et l’oxydation. Avec toutes ces contraintes sur les performances des huiles hydrauliques, une huile efficace doit être excellente dans plusieurs domaines : anti-usure, désaération, désémulsion, filtrabilité, stabilité au stockage, stabilité thermique, anti-mousse, stabilité hydraulique et anti-mousse. La norme DIN (Deutsches Institut für Normung, agence allemande de normalisation) pour les huiles hydrauliques définit les spécifications auxquelles ces huiles doivent répondre. Les entreprises doivent considérer cette norme comme une exigence minimale et consulter les directives et/ou spécifications de lubrification du fabricant du circuit hydraulique afin de connaître les exigences spécifiques liées au matériel et à ses conditions de production. L’huile hydraulique est l’élément vital de tout circuit et elle doit, en toutes circonstances, être en mesure de faire face à toutes les exigences y compris les plus contraignantes pour les satisfaire dans de bonnes conditions de longévité. » Réduire les temps d’arrêt des machines et maximiser leur productivité. Tels sont les maîtres mots qui ont présidé à l’élaboration de la « Shell Tellus Nouvelle Génération », nouvelle gamme d’huiles hydrauliques dont « Shell Lubricants » a procédé au lancement mondial au cours du deuxième semestre de 2004. De fait, les risques auxquels sont soumises les installations hydrauliques au cours de leur existence sont nombreux : • développement de la corrosion, • contamination de l’ensemble du circuit, • formation de boues, • augmentation de l’usure, • colmatage rapide des filtres, • gommage des tiroirs de distributeurs, figurent parmi les conséquences possibles, sinon probables, de l’utilisation d’une huile hydraulique peu performante. En découle inéluctablement des dégâts importants sur les composants hydrauliques, qu’il s’agisse des pompes, des filtres ou des joints et flexibles et, la plupart du temps, leur renouvellement prématuré. Quand ce n’est pas l’ensemble de la machine qu’il faut réparer ou remplacer ! D’où des arrêts de production très coûteux ou, dans les meilleurs des cas, un accroissement exagéré des opérations de maintenance. Et cela alors que le coût des fluides constitue une partie mineure du budget d’exploitation d’une installation hydraulique. A petite cause, grands effets… « Selon nos estimations, jusqu’à 70% des problèmes opératoires dans les circuits hydrauliques sont dus à la mauvaise condition d’utilisation ou à la contamination du lubrifiant », explique Frédéric Farshchi, Responsable du Marketing européen des lubrifiants industriels Shell. « Utiliser des huiles hydrauliques de médiocre qualité ne fait pas faire d’économies. Heureusement, ce type de messages passe de mieux en mieux auprès de nos clients à qui il apporte la tranquillité d’esprit à laquelle ils aspirent ». L’exemple d’un récent essai sur une machine d’injection de plastique qui souffrait depuis longtemps de pannes fréquentes de pompes et donc, d’arrêts très pénalisants. L’utilisation de la nouvelle huile et le suivi régulier de celleci ont permis d’augmenter le temps de production de 73 minutes par semaine tout en maintenant la pompe en bonne condition. Résultat pour l’entreprise : une économie de plus de 20.000 euros par an… « La notion de coût total machine prend de plus en plus d’importance chez nos clients qui constate que le fluide hydraulique est un composant à part entière,. C’est véritablement le « sang » des machines, dont l’état sera déterminant pour la bonne santé de toute l’installation »… conclut Frédéric Farshchi

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Pour une agriculture toujours plus performante Apparu en France au lendemain de la seconde guerre mondiale, le machinisme agricole moderne a fait en quelques décennies des progrès considérables. Les premiers engins étaient particulièrement "rustiques", mêlant la mécanisation, la motorisation et divers équipements directement hérités de leurs prédécesseurs. Il n'est que de voir les premiers sièges de tracteurs, coque en acier percée de trous et de les comparer aux sièges ergonomiques actuels pour s'en rendre compte. Le grand pas en avant réalisé à l'époque résidait essentiellement dans l'autonomie et la motorisation, qui affranchissait l'agriculteur de l'animal permettant un travail plus régulier et plus durable. A l'époque, le tracteur portait bien son nom : il se contentait de tracter des appareils et de leur transmettre de la puissance; cette transmission était la plupart du temps mécanique. L'un des seuls appareils autonomes spécifiques était la "moissonneuse batteuse". Aujourd'hui, le tracteur remplit également des fonctions de commande et de régulation, grâce à des automatismes et des ordinateurs embarqués et nous avons assisté parallèlement à l'apparition de nouveaux engins autonomes (vendangeuses, pulvérisateurs etc.). La science est entrée dans ces machines, la régulation permet d'optimiser le travail des exploitants et de réaliser de substantielles économies en termes de temps, de produit. Puissance. En premier lieu pour la transmission de puissance, la part de l'hydraulique est de plus en plus prépondérante. Sur les tracteurs, l'hydraulique arrive au 2ième rang après la puissance de traction; on atteint des puissances hydrauliques de 30 à 50 KW qui ne sont donc plus seulement de l'assistance ou du positionnement mais bien des fonctions de travail. Les outils peuvent être soit tractés soit portés. Dans le cas d'outils tractés, il faut essentiellement transmettre la puissance, dans le cas d'outils portés, il faut aussi assurer une fonction de relevage, nécessitant souvent de fortes puissances. Dans ce cas, le système doit non seulement supporter le poids de l'outil mais également compenser la réaction du sol sur l'outil; il est ainsi asservi à un signal d'effort de traction.

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HYDRAULIQUE MOBILE : ÉVOLUTION DE LA PROPULSION HYDRAULIQUE HYBRIDE L’article de février 2008 présente l’évolution des technologies de la propulsion hybride et expose l’état des technologies hybrides hydrauliques et hybrides électriques dans les applications sur véhicules utilitaires et poids lourds : Sur véhicules utilitaires, la propulsion hydraulique hybride a été exposée par des systèmes tels le TM développé par Eaton Co et qui permet système "Hydraulic Launch AssistTM" ou HLA d’optimiser l’économie de carburant de près de 60%. Ce système comporte une unité Moteur / pompe fonctionnant comme un moteur ou une pompe selon le cycle, et 2 accumulateurs. Durant le freinage l’unité moteur/pompe fonctionne comme une pompe et draine le fluide de l’accumulateur basse pression vers l’accumulateur haute pression en pressurisant à haute pression l’azote. Pendant l’accélération, le fluide de l’accumulateur haute pression actionne l’unité moteur/pompe qui fonctionne alors comme un moteur et propulse le véhicule. Ce système convient pour poids légers. Un système HLA comprenant un réservoir et un accumulateur haute pression est dédié aux applications sur véhicules poids lourds. De récents tests sur véhicules de distribution de colis révèlent une optimisation d’économie de carburant de 60 à 70%. Des véhicules équipés de HLA devraient être commercialisés en 2008. Les applications électriques hybrides se développent aussi dans l’utilitaire (sur véhicules de dépannage par exemple).

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Hydraulic Launch AssistTM (HLA®). Dans une configuration hybride parallèle, le système de propulsion hydraulique HLA de Eaton complète le groupe motopropulseur classique. Ce système est adapté pour des véhicules soumis à des arrêts fréquents tels camions de ramassage d’ordures et bus etc. Sur ce type de véhicules, des économies d’énergie de 20 à 30% sont réalisées. Dans la configuration parallèle, le système HLA permet une régénération avec une récupération de 70% de l’énergie de freinage et une assistance à la propulsion. Ce système présente 2 modes de fonctionnement : • Le mode économique : l’accélération du véhicule est assurée uniquement par l’accumulateur, le moteur thermique entrant en action seulement lorsque l’accumulateur s’est vidé. Ce mode est plus économe en carburant, • Le mode performance : l’accélération du véhicule est assurée à la fois par l’accumulateur et le moteur. Ce mode augmente la performance de propulsion. Eaton prévoit la mise à niveau de camions et la commercialisation de ce système en 2008. Le Centre canadien de Développement des Transports présente une étude technico-économique comparative de la traction hydraulique hybride et électrique hybride sur camions de ramassage d’ordures. Ce projet s’intéresse au potentiel du parc nord américain qui compte près de 200000 bennes de ramassage d’ordure. Cette étude montre que dans l’état de la technologie (en 20052006), les systèmes hydrauliques hybrides sont moins économes en carburant (par récupération) que les systèmes électriques hybrides évolués mais les premiers sont moins coûteux et simples à mettre en oeuvre que les seconds : Une traction hydraulique hybride parallèle sur poids lourd mettrait en œuvre des composants hydrauliques standard. US2007278027 : Hydraulic hybrid vehicle with integrated hydraulic drive module and four-wheeldrive, and method of operation thereof (December 2007)

A vehicle includes an integrated drive module coupled to an axle thereof. The module includes a hydraulic motor configured to provide motive power at an output shaft, and a differential for distributing the motive power to right and left portions of the axle. The hydraulic motor and the differential are encased within a common housing. The vehicle may include a second integrated drive module having, within a housing, a second hydraulic motor.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE U FR M I M ÉNERGIES NOUVELLES: « OLAER » SURFE AU SOMMET DE LA VAGUE! Transformer le mouvement des vagues en énergie électrique : c'est l'objectif prometteur que s'est fixé la société britannique Océan Power Delivery Ltd en coopération

avec

Fawcett

Christie (groupe Olaer) grâce à son

système

Pelamis

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Wave Energy Converter, fruit de six années de développement, tests et modélisations. Et aujourd'hui, ça marche ! Un prototype est actuellement en fonctionnement au large des côtes du Portugal sous la forme de trois véritables serpents de mer flottants de 3,5 mètres de diamètre, constitués de quatre tronçons d'une longueur totale de 150 mètres. Il y a donc trois articulations par serpent de mer. Chacun des tronçons est relié au suivant par une articulation qui constitue le module de génération d'énergie (PPCM : Pelamis Power Conversion Module). Le fonctionnement est simple : l'énergie des vagues est transformée en mouvement linéaire par l'intermédiaire d'un vérin qui pousse l'huile dans un système de récupération (accumulateurs haute pression) qui va délivrer cette énergie à des moteurs hydrauliques qui, eux-mêmes, vont entraîner des générateurs électriques. Un simple câble permet de diriger l'énergie produite vers le fond de la mer, puis vers la côte. Il s'agit d'un véritable système hydraulique "inversé", remarque Christian Lecossier, Directeur Produit du groupe Olaer qui fournit les accumulateurs. Dans un circuit hydraulique classique, l'énergie électrique est transformée en mouvement mécanique via la puissance hydraulique. Ici, on part du mouvement mécanique de l'actionneur pour remonter à la génération électrique. Les résultats sont probants ; un seul tube représente une puissance installée de 750 kW (3 modules de 250 kW équipés chacun d'un système complet de génération électro-hydraulique). Au total, la production annuelle d'électricité atteint 2,7 GWh. Selon la société Océan Power Delivery, un champ offshore d'une quarantaine de machines occupant une superficie de 1 km² aurait une capacité de 30 MW et permettrait d'approvisionner plus de 20.000 foyers en électricité... Schéma de principe :

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Schéma hydraulique de principe :

A

SORTIE DE TIGE.

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RENTRÉE DE TIGE.

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Ce clapet à inclure directement dans un orifice pratiqué sur le vérin, provoque le blocage de celui-ci lors de l'augmentation instantanée du débit, dû à la rupture de la tuyauterie sur la ligne d'alimentation correspondante.

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HYDRAULIQUE INDUSTRIELLE APPLIQUÉE SERVODISTRIBUTEUR document MOOG® série D661 à 665.

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Extrait de la documentation « Leroy Somer® »

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