EP4452753A1 - Circuit de commande hydraulique de calage d'aubes de soufflante - Google Patents

Circuit de commande hydraulique de calage d'aubes de soufflante

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Publication number
EP4452753A1
EP4452753A1 EP22847588.5A EP22847588A EP4452753A1 EP 4452753 A1 EP4452753 A1 EP 4452753A1 EP 22847588 A EP22847588 A EP 22847588A EP 4452753 A1 EP4452753 A1 EP 4452753A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
chamber
control
cylinder
pump
chambers
Prior art date
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Pending
Application number
EP22847588.5A
Other languages
German (de)
English (en)
Inventor
Hugues BARBIER
Sébastien ORIOL
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Safran Aircraft Engines SAS
Original Assignee
Safran Aircraft Engines SAS
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Filing date
Publication date
Application filed by Safran Aircraft Engines SAS filed Critical Safran Aircraft Engines SAS
Publication of EP4452753A1 publication Critical patent/EP4452753A1/fr
Pending legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B64—AIRCRAFT; AVIATION; COSMONAUTICS
    • B64C—AEROPLANES; HELICOPTERS
    • B64C11/00—Propellers, e.g. of ducted type; Features common to propellers and rotors for rotorcraft
    • B64C11/30—Blade pitch-changing mechanisms
    • B64C11/38—Blade pitch-changing mechanisms fluid, e.g. hydraulic
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/26—Control
    • F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
    • F04B1/32—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B1/324—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block by changing the inclination of the swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/20—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D7/00—Rotors with blades adjustable in operation; Control thereof
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity

Definitions

  • TITLE HYDRAULIC FAN BLADE TIMING CONTROL CIRCUIT
  • the invention relates to a system comprising a circuit for hydraulically controlling the setting of turbojet fan blades.
  • a turbomachine of the unducted turbojet type, such as an "open rotor” with two counter-rotating fans or even of the USF type for "Unducted Single FAN", that is to say with a single fan followed by non-rotating blading, there is no nacelle surrounding the fan(s).
  • the angle of incidence of the blades of a fan is adjustable by a pitch setting system generally making it possible to control the pitch of all the blades according to the same angle (the same pitch).
  • each blade 3 then comprises a base 11 carried by a rotor element 12 rotating around the axis AX, by means of a pivot connection allowing it to pivot around an axis radial with respect to to the AX axis.
  • Figure 2 schematically provides an example of a mechanism among other possibilities that can be implemented, such as connecting rod-crank type systems, so that the setting of the blades 3 depends on the longitudinal position of the central shaft 13 .
  • Maintaining the shaft 13 in a given longitudinal position is ensured by means of a hydraulic transfer bearing 15 surrounding the shaft 13, by pressurizing a first chamber 17 and a second chamber 18 of this bearing 15 at different pressures.
  • the shaft 13 comprises a first internal channel placing the first chamber 17 in communication with a downstream chamber 21 of a cylinder body 22 carried by the rotor element 12 being rigidly integral with this one.
  • This shaft 13 also includes a second internal channel putting the second chamber 18 in communication with an upstream chamber 19 of the cylinder body 22.
  • the upstream end of the shaft 13 is housed in the cylinder body 22, and it ends with a plate 23 separating the upstream chamber 19 and the downstream chamber 21 from the cylinder body 22.
  • the pressure difference between the first chamber 17 and the second chamber 18 is adjusted to correspond to the force exerted by the blades 3 on the disc 14, so as to maintain the shaft 13 at a given longitudinal position, to block the blades at a given pitch value.
  • a decrease or an increase in the pressure of one or the other of the chambers 17 and 18 makes it possible to move the shaft 13 upstream or downstream to modify the pitch angle of the blades, before readjusting the modified pressure to restore an equilibrium in order to maintain the blades at their new pitch angle.
  • the pressurization of the chambers 17 and 18 is ensured with a hydraulic pump generating a sufficiently high nominal pressure to allow the blades to be maneuvered over their entire range of pitch angles.
  • This nominal pressure which is the highest pressure of the two chambers 17 and 18, thus corresponds to the maximum force that can be exerted by the blades on the disc 14 according to all the possible operating conditions of the engine.
  • the object of the invention is to provide a solution for limiting the energy loss of such a fan blade hydraulic control system.
  • the subject of the invention is a hydraulic control circuit for a double slewing cylinder for slewing the fan blades of a turbojet engine, comprising an oil tank, a variable displacement axial piston pump comprising a tilting plate as well as a control chamber and a compensation chamber, the tilting of the plate being controlled by pressurizing these chambers, the pump being supplied by the reservoir and having its outlet configured to be able to be connected by a supply line supply to one of the chambers of the slewing cylinder, the other chamber of the slewing cylinder being connected to the tank, the control chamber and the compensation chamber being both pressurized with a pressure corresponding to the outlet pressure pump, the control chamber and the compensation chamber being arranged to increase the inclination of the plate in order to increase the displacement of the pump when the pressurization pressure of these chambers increases.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, comprising a control jack comprising the control chamber, and a compensation jack comprising the compensation chamber, the control jack and the compensation jack being separate.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, comprising a double-acting control and compensation actuator integrating the control chamber and the compensation chamber.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the pump has its outlet connected to a distributing valve by a supply pipe, in which the compensation jack of the pump is supplied by the outlet of the pump, in which the slewing cylinder has two chambers connected to the distributing valve, in which the distributing valve can occupy a position in which it connects one of the chambers to the supply line and the other chamber to the tank, or another position in which it connects one of the chambers to the tank and the other chamber to the supply line, the circuit further comprising a selection valve connected to the two chambers of the orientation jack and to the pump control jack by via a control line to pressurize the control chamber of the pump with the highest pressure among the two chambers of the slewing cylinder.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the control conduit is connected to the two chambers by additional conduits provided with restrictions, and in which the distributing valve can occupy a position in which the pump and the reservoir are isolated from the chambers of the orientation cylinder.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, comprising a purge line connecting the supply line to the tank via a non-return valve.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, comprising a purge line connecting the control line to the reservoir via a non-return valve.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the control chamber incorporates a spring tending to deploy the actuator.
  • the invention also relates to a turbojet engine comprising a circuit thus defined and variable-pitch fan blades which are controlled by this circuit.
  • FIG 1 is a longitudinal sectional view of a known turbofan engine
  • FIG 2 is a schematic view of a known hydraulic fan blade pitch adjustment system
  • FIG 3 is a longitudinal section view schematically representing a variable displacement axial piston pump
  • FIG 4 is a front view of a variable displacement axial piston pump distribution window
  • FIG 5 is a schematic view of the control circuit according to the invention when its dispensing valve occupies a first position
  • FIG 6 is a schematic view of the control circuit according to the invention when its dispensing valve occupies a second position
  • FIG 7 is a schematic view of the control circuit according to the invention when its dispensing valve occupies a third position
  • FIG 8 is a longitudinal sectional view of a variable displacement axial piston pump equipped with a double-acting control and compensation cylinder.
  • an axial piston pump 26 comprises a drive shaft T1 which is rotated by a shaft of the turbojet that this pump equips.
  • This shaft T1 rotates around an axis AP and it carries a barrel 28 to which it is rigidly secured, this barrel here carrying two pistons 29, 31.
  • the piston 29 is slidably mounted in a corresponding cylindrical chamber 32 of the barrel 28 to be mobile in translation in this chamber in the direction AP.
  • the piston 31 is, in the same way, slidably mounted in another cylindrical chamber 33 of the barrel 28.
  • This pump also comprises a tilting plate 34 which is carried by fixed elements of the pump 26 while being capable of pivoting around an axis of rotation AR normal to the axis AP.
  • the piston 29 has a free end protruding from the barrel 28 which is equipped with a ball 36 resting on the plate 34 via a pad 37.
  • the piston 31 has a free end equipped with a ball 38 resting on the plate 34 via another shoe 39.
  • a return spring 41 located in chamber 32 continually tends to pull piston 29 out of this chamber so that its free end is kept flat against plate 34 at all times.
  • return spring 42 is arranged in chamber 33 to keep the end of piston 31 pressed against plate 34.
  • This pump further comprises a distribution glass 43 attached to the face of the barrel 28 which is opposite the pistons along the axis AP.
  • This glass 43 which is a fixed element of the pump, and which appears alone in FIG. 4, is crossed by the shaft T1 and comprises an oil inlet port 44 in the shape of an arc of circle extending over a little less than half a turn, and an oil discharge port 46 also extending over a little less than a half turn, being arranged diametrically opposite to the intake port 44.
  • each chamber 32, 33 is terminated on the side opposite the piston it houses, by a channel passing through the barrel to be able to be placed in communication with one or the other of the slots 44, 46 of ice cream 43.
  • the intake port 44 is connected to a supply oil reservoir of the pump, at atmospheric pressure, and the discharge port 46 is connected to an outlet conduit of the pump.
  • each piston is deployed to draw in oil throughout the rotation phase where its chamber communicates with port 44, and it retracts to discharge pressurized oil through port 46 throughout the phase where its chamber communicates with this other port 46 .
  • a pump 26 generally comprises a greater number of axial pistons housed in its barrel, such as for example five, seven or nine pistons.
  • the inclination of the plate 34 determines the stroke of movement of each piston, so that the adjustment of this inclination makes it possible to adjust the displacement of the pump, that is to say its flow per barrel turn.
  • the inclination of the plate 34 is adjustable by means of a control cylinder 47 and a compensation cylinder 48 which extend parallel to the axis AP while being arranged diametrically opposite around this axis. PA.
  • the plate 34 is for its part mounted tilting around an unmarked axis which intersects the axis AP while being oriented perpendicular to a plane passing through the axis AP and through the cylinders 47 and 48.
  • the control cylinder 47 comprises a body 49 in which slides a rod terminated by a plate 51 separating this body 49 into two chambers, with a return spring 52 housed in the control chamber marked 50 which is opposite to the rod, this spring 52 having one end resting on the plate and its other end resting on the bottom of the body 49.
  • This spring 52 continually tends to deploy the cylinder, to cause its rod to come out of the body, and this rod has its free end resting on one side of the plate 34.
  • the cylinder 48 comprises a body 54 in which slides a rod terminated by a plate 56 separating the body into two chambers, and its rod rests on one side of the plate 34. Its chamber opposite its rod is, which constitutes the compensation chamber identified by 55 is pressurized by an oil tap coming out of the pump 26.
  • This flow has the effect of pressurizing the compensation cylinder 48 which extends its rod thus tending to reduce the inclination of the plate.
  • the control cylinder is pressurized to another pressure value, so that once in service, the pump rotates with a flow rate value, resulting from the inclination of its plate, which is conditioned by the forces exerted by the cylinders 47 and 48 on the plate.
  • the cylinders 47 and 48 are depressurized, and the plate resumes an inclined position due to the return spring 52.
  • the control cylinder 47 also has its control chamber 50 pressurized with a pressure corresponding to the outlet pressure of the pump. It is arranged to exert on the plate 34 a greater torque than the compensation cylinder 48 when they are supplied at the same pressure. This can be obtained with a control cylinder 47 having a larger section than the compensation cylinder 48, or possibly by placing this control cylinder 47 at a greater distance from the rear axis of rotation of the plate 34 than the compensation 48.
  • the control cylinder exerts a torque on the plate 34 (relative to its rear axis) which is greater than that exerted by the compensation cylinder, so that the plate assumes a certain inclination to which corresponds a certain displacement of the pump.
  • variable displacement axial piston pump 26 is integrated into the control circuit 57 represented in FIG. 5, to ensure the pressurization of the upstream chamber 58 or the downstream chamber 59 of a cylinder 61 acting on the longitudinal position of a central shaft of an engine. This makes it possible to maintain the blades at a predetermined pitch angle by maintaining this shaft at a given position and to modify the pitch angle of these blades by moving this shaft.
  • This cylinder 61 is carried by the central shaft which rotates while being supplied by the control circuit which is carried by fixed elements of the engine, thanks to a hydraulic transfer bearing 62 surrounding the central shaft, this bearing being the seat hydraulic leaks.
  • this circuit 57 includes an oil tank 63 which is connected to the pump 26 to supply it.
  • the pump 26 has its outlet connected to a supply line 64 connected to a three-position distributing valve 66, and the chamber 55 of the compensating cylinder 48 of the pump is pressurized to the outlet pressure by being connected to the line 64 by a prick.
  • This distributor valve 66 which here is a distributor drawer, is connected to a first chamber of the transfer bearing 62 via an upstream pipe 67, and this first chamber of the bearing 62 directly supplies the upstream chamber 58 of the cylinder 61.
  • the distributor valve 66 is connected to a second chamber of the transfer bearing 62 via a downstream pipe 68, and this second chamber of the bearing 62 directly supplies the downstream chamber 59 of the jack 61.
  • the distributor valve 66 occupies a first position corresponding for example to a cruising flight situation, in which it connects on the one hand the downstream chamber 59 to the outlet of the pump 26, and on the other leaves the upstream chamber 58 to a purge line 69 opening into the tank 63.
  • the circuit 57 comprises a selection valve 71 connected to the upstream pipe 67, to the downstream pipe 68, and to a control pipe nor supplying the chamber 50 of the control cylinder 47.
  • This selector valve 71 which is here a shuttle valve, continuously connects the control pipe 72 to the pipe having the highest pressure among the upstream pipe 67 and the downstream pipe 68 .
  • the pressure in the downstream chamber 59 automatically adjusts to the force exerted by the blades on the rod of the cylinder 61.
  • the output flow rate of the pump 26 increases, which makes it possible to increase the pressure in the chamber 59 to counter the increase in the force exerted by the blades while compensating for the increase in leaks in the bearing. 62 resulting from the increase in pressure.
  • the hydraulic control circuit 57 thus makes it possible to automatically regulate the pressure in the cylinder 61 to adapt it continuously to the value of the forces exerted by the fan blades.
  • the pitch of the blades does not change when the forces which they exert (which correspond to the aerodynamic forces which they undergo) fluctuate, and the control pressure used is the lowest possible since it is continuously adjusted to this force. This makes it possible to limit the consumption of the pump, and thereby to optimize the efficiency of the motor.
  • the circuit 57 also includes a purge line 73 of the control line 72 which connects the latter to the reservoir 63, and which includes a non-return valve 74 which is here a ball valve.
  • a purge line 73 of the control line 72 which connects the latter to the reservoir 63, and which includes a non-return valve 74 which is here a ball valve.
  • another purge pipe 76 connects the supply pipe 64 to the reservoir 63, this other purge pipe 76 also being equipped with a non-return valve 77 which here is a ball valve to lower the pressure. of the supply line as soon as it becomes greater than a threshold value.
  • This other purge pipe 76 can be integrated directly into the pump to connect its outlet to its inlet via the non-return valve.
  • control pipe 72 is connected to the selector valve 71 via a restriction 78 which makes it possible to smooth out the peaks or irregularities in the pressure to avoid unnecessarily disturbing the flow rate of the pump.
  • this control pipe 72 is also connected to the upstream pipe 67 by a restriction 79, and it is also connected to the downstream pipe 68 by another restriction 81.
  • the distributing valve 66 which occupies a first position in the configuration of FIG. 5 can also occupy a second position corresponding to its configuration in FIG. communication between supply line 64 and cylinder 61, and any communication between purge line 69 and cylinder 61.
  • the cylinder 61 is not blocked, but on the contrary it is capable of being moved at a relatively slow speed when forces are applied to it.
  • the distributing valve can still occupy a third position, corresponding to the situation illustrated in FIG. 7.
  • This third position is similar to its first position, except that the supply to the jack 61 is then reversed: upstream chamber 58 which is pressurized to the supply pressure leaving the pump, and its downstream chamber 59 is connected to the purge 69 to have a substantially zero pressure.
  • This third position of the distributing valve may correspond to a situation in which the forces are applied by the blades to the cylinder in the opposite direction to the case of FIG. 5.
  • the cylinder is regulated to exert a force of the upstream to downstream in order to oppose the force exerted by the blades which is then oriented from downstream to upstream.
  • the control circuit has been described for operation ensuring that the blades are maintained at a given pitch angle, including when the forces undergone and exerted by these blades fluctuate, while generating a minimum pressure, that is to say necessary and sufficient. to maintain them in the given position.
  • This control circuit 57 also makes it possible to modify the pitch angle of the blades.
  • the distributing valve 66 which has been described schematically according to an operation of the “all-or-nothing” type is advantageously a valve of the progressive type to suit a concrete application.
  • this valve 66 When this valve 66 is in its first position, it can also be controlled to provide the fluid with a more or less large passage section. If it is controlled to offer a maximum passage section, the entire flow delivered by the pump is transferred to chamber 59, so that the pressure in this chamber reaches a value greater than that necessary to balance the force exerted by the blades, which generates a displacement of the ram which deploys thereby modifying the pitch angle of the blades.
  • the valve In the first position, if the valve is controlled to offer the fluid a partial passage section, corresponding to a predetermined value, the flow transferred to the chamber 59 is lower, to generate in the chamber 59 a pressure value which can be provided just sufficient to balance the forces exerted by the blades, so as only to ensure their maintenance at the pitch angle which they occupy.
  • valve when the valve occupies the third position, it can also be controlled to provide the fluid with a more or less large passage section, so as to, depending on the case, generate in the chamber 58 a pressure greater than the pressure balance to retract the actuator, or a pressure corresponding to the balance pressure to maintain the blades at the pitch angle they occupy.
  • the control and piloting of the distributing valve are ensured from an engine computer (Fadec) which continuously adjusts the signals sent to this valve according to the operating conditions of the engine.
  • Fadec engine computer
  • the inclination of the plate 34 of the pump 26 is ensured by a control cylinder 47 of the single-acting type, and by a compensation cylinder 48 of smaller section which is also of the simple type. effect.
  • the control chamber and the compensation chamber can also be located in a space delimited by a substantially cylindrical casing surrounding the plate while being closed by a bottom and an internal dividing wall. The dividing wall then extends along a plane passing through the axes AP and AR to separate the control chamber and the compensation chamber, this internal wall being able to be formed in two parts extending on either side of the tree 27.
  • the plate can then have a smaller useful surface on the side of the compensation chamber than on the side of the control chamber in order to tilt when the two chambers are pressurized at the same pressure.
  • the plate may have a generally circular contour but having a rectilinear flat parallel to the axis AP on the side of the compensation chamber.
  • the generally cylindrical casing then has a corresponding flat surface, and a seal carried by the periphery of the plate then provides a seal with the casing.
  • control and compensation functions can also be provided with the same double-acting control and compensation cylinder 82 comprising the control chamber 50 and the compensation chamber 55, located at the same position as the control cylinder 47 of the Figure 5, as shown schematically in Figure 8.
  • control chamber 50 which incorporates the return spring 52 is located on the side opposite the rod of the cylinder 82 while the compensation chamber 55 is traversed by this rod.
  • This compensation chamber 55 thus has a useful section smaller than that of the control chamber 50, the difference in useful section of the two chambers corresponding to the section of the rod.
  • the invention makes it possible to regulate the counterpressure of the variable-displacement axial piston pump with a pressure which depends on the forces applied to the actuator controlling the pitch of the blades, instead of regulating it to a high fixed value.
  • a pressure which depends on the forces applied to the actuator controlling the pitch of the blades, instead of regulating it to a high fixed value.

Landscapes

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Abstract

L'invention concerne un circuit de commande hydraulique (57) d'un vérin d'orientation (61) à double effet pour orienter des pales de soufflante de turboréacteur, comprenant un réservoir d'huile (63), une pompe à pistons axiaux (26) à cylindrée variable comportant un plateau inclinable piloté par un vérin de commande (47) comprenant une chambre de commande et par un vérin de compensation (48) comprenant une chambre de compensation, la pompe (26) étant alimentée par le réservoir (63) et ayant sa sortie reliée à l'une des chambres du vérin d'orientation (61), l'autre chambre du vérin d'orientation (61) étant reliée au réservoir (63), les chambres de commande et de compensation étant pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de pompe (26), les chambres de commande et de compensation étant agencées pour augmenter l'inclinaison du plateau afin d'accroître la cylindrée de la pompe (26) lorsque la pression d'alimentation de ces chambres augmente.

Description

DESCRIPTION
TITRE : CIRCUIT DE COMMANDE HYDRAULIQUE DE CALAGE D'AUBES DE SOUFFLANTE
DOMAINE TECHNIQUE
L'invention concerne un système comprenant un circuit de commande hydraulique du calage d'aubes de soufflantes de turboréacteur.
ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE
Dans un moteur (une turbomachine) de type turboréacteur non caréné, tel qu'un « open rotor » à deux soufflantes contrarotatives ou encore de type USF pour « Unducted Single FAN » c'est-à-dire à une seule soufflante suivie d'un aubage non rotatif, il n'y a pas de nacelle entourant la ou les soufflantes. L'angle d'incidence des aubes d'une soufflante est ajustable par un système de calage de pas permettant généralement de commander le calage de l'ensemble des aubes selon un même angle (un même pas).
Dans un moteur de type turboréacteur, repéré par 1 dans la figure 1, l'air est admis dans une manche d'entrée 2 pour traverser une soufflante comportant une série de pales rotatives 3 avant de se scinder en un flux primaire central et un flux secondaire entourant le flux primaire.
La plupart des turboréacteurs carénés actuels ne comprennent pas de système pour faire varier l'angle d'incidence des aubes de soufflante, cependant certaines études envisagent un tel système. Le turboréacteur caréné est alors d'un type couramment dénommé VPF pour « Variable Pitch Fan ». La description qui suit prend pour exemple l'application du système de commande hydraulique au turboréacteur caréné de la figure 1, mais il est entendu que le système peut tout autant s'appliquer à un turboréacteur non caréné.
Le flux primaire du turboréacteur 1 est compressé par des compresseurs basse pression 4 et haute pression 5 avant d'atteindre une chambre de combustion 6, après quoi il se détend en traversant une turbine haute pression 7 et une turbine basse pression 8, avant d'être évacué en générant une poussée auxiliaire. Le flux secondaire est quant à lui propulsé directement par la soufflante pour générer une poussée principale. Chaque turbine 7 , 8 comporte des séries d'aubes orientées radialement et régulièrement espacées autour d'un axe de rotation AX du moteur, ces aubes étant portées par des éléments de rotor du moteur tournant autour de l'axe AX.
Un carter 9 entoure les pales 3 de la soufflantes et l'ensemble du moteur pour délimiter extérieurement le flux secondaire. Les pales 3 de la soufflante peuvent être du type à calage variable, pour que l'orientation des pales 3 autour de leurs axes radiaux respectifs peut être ajustée pour l'ensemble de ces pales. Cet ajustement de calage est commandé en fonction des conditions de fonctionnement du moteur, afin notamment d'en optimiser la consommation.
Comme représenté schématiquement sur la figure 2, chaque pale 3 comporte alors une embase 11 portée par un élément de rotor 12 tournant autour de l'axe AX, au moyen d'une liaison pivot lui permettant de pivoter autour d'un axe radial par rapport à l'axe AX.
Complémentairement, un arbre central 13 traversant l'élément de rotor 12 et tournant avec celui-ci comporte un disque 14 pourvu d'une rainure circonférentielle externe 16, et chaque embase 11 comporte un plot non représenté engagé dans cette rainure 16. Un déplacement de l'arbre central 13 avec le disque 14 qu'il porte, le long de l'axe AX permet ainsi de déplacer longitudinalement le pion de chaque embase 11 pour faire pivoter la pale 3 autour de son axe radial.
La figure 2 fournit à titre schématique un exemple de mécanisme parmi d'autres possibilités pouvant être mises en œuvre, tels que des systèmes de type bielle- manivelle, pour que le calage des pales 3 dépende de la position longitudinale de l'arbre central 13.
Le maintien de l'arbre 13 à une position longitudinale donnée est assuré au moyen d'un palier de transfert hydraulique 15 entourant l'arbre 13, en pressurisant une première chambre 17 et une seconde chambre 18 de ce palier 15 à des pressions différentes.
Dans l'exemple de la figure 2, l'arbre 13 comprend un premier canal interne mettant en communication la première chambre 17 avec une chambre aval 21 d'un corps de vérin 22 porté par l'élément de rotor 12 en étant rigidement solidaire de celui-ci. Cet arbre 13 comprend aussi un second canal interne mettant en communication la seconde chambre 18 avec une chambre amont 19 du corps de vérin 22.
L'extrémité amont de l'arbre 13 est logée dans le corps de vérin 22, et elle est terminée par un plateau 23 séparant la chambre amont 19 et la chambre aval 21 du corps de vérin 22.
En fonctionnement, l'écart de pression entre la première chambre 17 et la seconde chambre 18 est ajusté pour correspondre à l'effort exercé par les pales 3 sur le disque 14, de manière à maintenir l'arbre 13 à une position longitudinale donnée, afin bloquer les pales à une valeur de calage donnée.
A partir d'une telle situation d'équilibre, une diminution ou une augmentation de la pression de l'une ou l'autre des chambres 17 et 18 permet de déplacer l'arbre 13 vers l'amont ou vers l'aval pour modifier l'angle de calage des pales, avant de réajuster la pression modifiée pour rétablir un équilibre afin de maintenir les pales à leur nouvel angle de calage.
Comme le palier de transfert hydraulique 15 est le siège de fuites, le maintien des aubes à un angle de calage donné nécessite de continuellement alimenter hydrauliquement les chambres 17 et 18 afin de les maintenir pressurisées aux pressions requises.
La pressurisation des chambres 17 et 18 est assurée avec une pompe hydraulique générant une pression nominale suffisamment élevée pour permettre de manœuvrer les pales sur toute leur plage d'angles de calages. Cette pression nominale, qui est la pression la plus élevée des deux chambres 17 et 18, correspond ainsi à l'effort maximal pouvant être exercé par les pales sur le disque 14 selon toutes les conditions de fonctionnement possibles du moteur.
En pratique, le maintien continuel des chambres amont et aval à des valeurs de pressions élevées, associé à la nécessaire présence de fuites au niveau du palier de transfert hydraulique, pénalise le rendement du moteur puisqu'il correspond à une dépense énergétique additionnelle. Le but de l'invention est d'apporter une solution pour limiter la déperdition énergétique d'un tel système de commande hydraulique de calage de pales de soufflante.
EXPOSÉ DE L'INVENTION
A cet effet, l'invention a pour objet un circuit de commande hydraulique d'un vérin d'orientation à double pour orienter des pales de soufflante d'un turboréacteur, comprenant un réservoir d'huile, une pompe à pistons axiaux à cylindrée variable comprenant un plateau inclinable ainsi qu'une chambre de commande et une chambre de compensation, l'inclinaison du plateau étant pilotée en pressurisant ces chambres, la pompe étant alimentée par le réservoir et ayant sa sortie configurée pour pouvoir être reliée par une conduite d'alimentation à l'une des chambres du vérin à d'orientation, l'autre chambre du vérin d'orientation étant reliée au réservoir, la chambre de commande et la chambre de compensation étant tous deux pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de pompe, la chambre de commande et la chambre de compensation étant agencés pour augmenter l'inclinaison du plateau afin d'accroître la cylindrée de la pompe lorsque la pression de pressurisation de ces chambres augmente.
Grâce à l'invention, la pression débitée par la pompe est ajustée à la valeur nécessaire et suffisante pour contrer les efforts exercés par les pales sur le vérin à double effet, ce qui permet de diminuer significativement la valeur de cette pression pour réduire d'autant la consommation énergétique de la pompe ainsi que les fuites hydrauliques dans le circuit.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, comprenant un vérin de commande comportant la chambre de commande, et un vérin de compensation comportant la chambre de compensation, le vérin de commande et le vérin de compensation étant distincts. L'invention concerne également un circuit ainsi défini, comprenant un vérin de commande et de compensation à double effet intégrant la chambre de commande et la chambre de compensation.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, dans lequel la pompe a sa sortie reliée à une vanne distributrice par une conduite d'alimentation, dans lequel le vérin de compensation de la pompe est alimenté par la sortie de la pompe, dans lequel le vérin à d'orientation a deux chambres reliées à la vanne distributrice, dans lequel la vanne distributrice peut occuper une position dans laquelle il relie l'une des chambres à la conduite d'alimentation et l'autre chambre au réservoir, ou une autre position dans laquelle il relie l'une des chambres au réservoir et l'autre chambre à la conduite d'alimentation, le circuit comprenant en outre une vanne de sélection reliée aux deux chambres du vérin d'orientation et au vérin de commande de la pompe par l'intermédiaire d'une conduite de commande pour pressuriser la chambre de commande de la pompe avec la pression la plus élevée parmi les deux chambres du vérin d'orientation.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, dans lequel la conduite de commande est reliée aux deux chambres par des conduits additionnels pourvus de restrictions, et dans lequel la vanne distributrice peut occuper une position dans laquelle la pompe et le réservoir sont isolés des chambres du vérin d'orientation.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, comprenant une conduite de purge reliant la conduite d'alimentation au réservoir par l'intermédiaire d'un clapet anti-retour.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, comprenant une conduite de purge reliant la conduite de commande au réservoir par l'intermédiaire d'un clapet anti-retour.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, dans lequel la chambre de commande présente une plus grande section que la chambre de compensation.
L'invention concerne également un circuit ainsi défini, dans lequel la chambre de commande intègre un ressort tendant à déployer le vérin. L'invention concerne également un turboréacteur comprenant un circuit ainsi défini et des aubes de soufflantes à calage variable qui sont pilotées par ce circuit.
BRÈVE DESCRIPTION DES DESSINS
[Fig 1] est une vue en coupe longitudinale d'un turboréacteur à double flux connu ;
[Fig 2] est une vue schématique d'un système hydraulique connu d'ajustement du calage des pales de soufflante ;
[Fig 3] est une vue en coupe longitudinale représentant schématiquement une pompe à pistons axiaux à cylindrée variable ;
[Fig 4] est une vue de face d'une glace de distribution de pompe à pistons axiaux à cylindrée variable ;
[Fig 5] est une vue schématique du circuit de commande selon l'invention lorsque sa vanne distributrice occupe une première position ;
[Fig 6] est une vue schématique du circuit de commande selon l'invention lorsque sa vanne distributrice occupe une deuxième position ;
[Fig 7] est une vue schématique du circuit de commande selon l'invention lorsque sa vanne distributrice occupe une troisième position ;
[Fig 8] est une vue en coupe longitudinale d'une pompe à pistons axiaux à cylindrée variable équipée d'un vérin à double effet de commande et de compensation.
DESCRIPTION DES MODES DE RÉALISATION
Sur la figure 3 une pompe à pistons axiaux 26 comporte un arbre d'entrainement Tl qui est mis en rotation par un arbre du turboréacteur que cette pompe équipe. Cet arbre Tl tourne autour d'un axe AP et il porte un barillet 28 auquel il est rigidement solidarisé, ce barillet portant ici deux pistons 29, 31. Le piston 29 est monté coulissant dans une chambre cylindrique correspondante 32 du barillet 28 pour être mobile en translation dans cette chambre selon la direction AP. Le piston 31 est, de la même manière, monté coulissant dans une autre chambre cylindrique 33 du barillet 28.
Cette pompe comporte également un plateau inclinable 34 qui est porté par des éléments fixes de la pompe 26 tout en étant apte pivoter autour d'un axe de rotation AR normal à l'axe AP.
Le piston 29 comporte une extrémité libre dépassant du barillet 28 qui est équipée d'une bille 36 en appui sur le plateau 34 par l'intermédiaire d'un patin 37. De la même façon, le piston 31 comporte une extrémité libre équipée d'une bille 38 en appui sur le plateau 34 par l'intermédiaire d'un autre patin 39.
Comme visible sur la figure 3, un ressort de rappel 41 situé dans le la chambre 32 tend continuellement à sortir le piston 29 de cette chambre afin que son extrémité libre soit tout le temps maintenue plaquée sur le plateau 34. De façon analogue, un autre ressort de rappel 42 est agencé dans la chambre 33 pour maintenir l'extrémité du piston 31 plaquée sur le plateau 34.
Cette pompe comporte encore une glace de distribution 43 accolée à la face du barillet 28 qui est opposée aux pistons le long de l'axe AP. Cette glace 43 qui est un élément fixe de la pompe, et qui apparaît seule sur la figure 4, est traversée par l'arbre Tl et comporte une lumière d'admission d'huile 44 en forme d'arc de cercle s'étendant sur un peu moins d'un demi-tour, et une lumière de refoulement d'huile 46 s'étendant elle aussi sur un peu moins d'un demi-tour en étant disposée de façon diamétralement opposée à la lumière d'admission 44.
Comme visible sur la figure 3, chaque chambre 32, 33 est terminée du côté opposé au piston qu'elle loge, par un canal traversant le barillet pour pouvoir être mise en communication avec l'une ou l'autre des lumières 44, 46 de la glace 43.
La lumière d'admission 44 est reliée à un réservoir d'huile d'alimentation de la pompe, à pression atmosphérique, et la lumière de refoulement 46 est reliée à un conduit de sortie de la pompe.
En fonctionnement, la rotation du barillet 28 autour de l'axe AP engendre un déplacement alternatif des pistons 29 et 31 dont les extrémités sont maintenues en appui sur le plateau 34. Dans ce mouvement, chaque piston se déploie pour aspirer de l'huile dans toute la phase de rotation où sa chambre communique avec la lumière 44, et il se rétracte pour refouler de l'huile pressurisée à travers la lumière 46 dans toute la phase où sa chambre communique avec cette autre lumière 46.
Dans l'exemple de la figure 3, on a représenté uniquement deux pistons avec leurs logements, mais une telle pompe 26 comporte généralement un plus grand nombre de pistons axiaux logés dans son barillet, comme par exemple cinq, sept ou neuf pistons.
Comme visible sur la figure 3, l'inclinaison du plateau 34 conditionne la course de déplacement de chaque piston, de sorte que l'ajustement de cette inclinaison permet de régler la cylindrée de la pompe, c'est-à-dire son débit par tour de barillet.
A cet effet, l'inclinaison du plateau 34 est ajustable au moyen d'un vérin de commande 47 et d'un vérin de compensation 48 qui s'étendent parallèlement à l'axe AP en étant disposés de façon diamétralement opposée autour de cet axe AP. Le plateau 34 est quant à lui monté basculant autour d'un axe non repéré qui coupe l'axe AP en étant orienté perpendiculairement à un plan passant par l'axe AP et par les vérins 47 et 48.
Le vérin de commande 47 comporte un corps 49 dans lequel coulisse une tige terminée par un plateau 51 séparant ce corps 49 en deux chambres, avec un ressort de rappel 52 logé dans la chambre de commande repérée par 50 qui est opposée à la tige, ce ressort 52 ayant une extrémité en appui sur le plateau et son autre extrémité en appui sur le fond du corps 49. Ce ressort 52 tend continuellement à déployer le vérin, pour faire sortir sa tige du corps, et cette tige a son extrémité libre en appui sur une face du plateau 34.
De la même manière, le vérin 48 comporte un corps 54 dans lequel coulisse une tige terminée par un plateau 56 séparant le corps en deux chambres, et sa tige est en appui sur une face du plateau 34. Sa chambre opposée à sa tige est, qui constitue la chambre de compensation repérée par 55 est pressurisée par un piquage d'huile sortant de la pompe 26.
Au démarrage de la pompe, les chambres 50 et 55 des vérins 47 et 48 ne sont pas pressurisées, mais le ressort 52 pousse la tige du vérin 47 pour qu'elle sorte, de sorte que le plateau 34 est incliné au démarrage de la pompe pour qu'elle génère un débit.
Ce débit a pour effet de pressuriser le vérin de compensation 48 qui sort sa tige tendant ainsi à réduire l'inclinaison du plateau. De façon antagoniste, le vérin de commande est pressurisé à une autre valeur de pression, de sorte qu'une fois en service, la pompe tourne avec une valeur de débit, résultant de l'inclinaison de son plateau, qui est conditionnée par les efforts exercés par les vérins 47 et 48 sur le plateau. Lorsque la pompe est arrêtée, les vérins 47 et 48 sont dépressurisés, et le plateau reprend une position inclinée du fait du ressort de rappel 52.
Le vérin de commande 47 a lui aussi sa chambre de commande 50 pressurisée avec une pression correspondant à la pression de sortie de la pompe. Il est agencé pour exercer sur le plateau 34 un couple plus important que le vérin de compensation 48 lorsqu'ils sont alimentés à une même pression. Ceci peut être obtenu avec un vérin de commande 47 ayant une plus grande section que le vérin de compensation 48, ou éventuellement en plaçant ce vérin de commande 47 à une plus grande distance de l'axe de rotation AR du plateau 34 que le vérin de compensation 48.
Ainsi, pour une même pression d'alimentation du vérin de commande et du vérin de compensation, le vérin de commande exerce un couple sur le plateau 34 (par rapport à son axe AR) qui est supérieur à celui exercé par le vérin de compensation, de sorte que le plateau prend une certaine inclinaison à laquelle correspond une certaine cylindrée de la pompe.
Lorsque la pression augmente en sortie de pompe, elle augmente aussi dans les deux vérins 47 et 48, ce qui accroît la différence des efforts presseurs exercés sur le plateau par ces vérins du fait qu'ils ont des sections différentes. Cette augmentation de pression engendre ainsi une augmentation de l'inclinaison du plateau pour accroître le débit de la pompe. Autrement dit, l'inclinaison du plateau 34 par rapport à un plan normal à l'axe AP est d'autant plus importante que la pression d'alimentation des vérins 47 et 48 est élevée.
La pompe à pistons axiaux et à cylindrée variable 26 est intégrée dans le circuit de commande 57 représenté sur la figure 5, pour assurer la pressurisation de la chambre amont 58 ou de la chambre aval 59 d'un vérin 61 agissant sur la position longitudinale d'un arbre central d'un moteur. Cela permet de maintenir les pales à un angle de calage prédéterminé en maintenant cet arbre à une position donnée et de modifier l'angle de calage de ces pales en déplaçant cet arbre.
Ce vérin 61 est porté par l'arbre central qui est tournant en étant alimenté par le circuit de commande qui est porté par des éléments fixes du moteur, grâce à un palier de transfert hydraulique 62 entourant l'arbre central, ce palier étant le siège de fuites hydrauliques.
Comme visible sur la figure 5, ce circuit 57 comporte un réservoir d'huile 63 qui est raccordé à la pompe 26 pour l'alimenter.
La pompe 26 a sa sortie raccordée à une conduite d'alimentation 64 connectée à une vanne distributrice 66 à trois positions, et la chambre 55 du vérin de compensation 48 de la pompe est pressurisé à la pression de sortie en étant relié à la conduite 64 par un piquage.
Cette vanne distributrice 66, qui est ici un tiroir distributeur, est reliée à une première chambre du palier de transfert 62 via une conduite amont 67, et cette première chambre du palier 62 alimente directement la chambre amont 58 du vérin 61. La vanne distributrice 66 est reliée à une deuxième chambre du palier de transfert 62 via une conduite aval 68, et cette seconde chambre du palier 62 alimente directement la chambre aval 59 du vérin 61.
Dans la situation de la figure 5, la vanne distributrice 66 occupe une première position correspondant par exemple à une situation de vol croisière, dans laquelle il relie d'une part la chambre aval 59 à la sortie de la pompe 26, et d'autre part la chambre amont 58 à une conduite de purge 69 débouchant dans le réservoir 63.
Dans cette situation de la figure 5, les efforts exercés de l'amont vers l'aval par les pales de soufflante sur la tige du vérin 61 sont compensés par la pressurisation de la chambre aval 59, la chambre amont 58 n'étant quant à elle pas pressurisée.
Complémentairement, le circuit 57 comporte une vanne de sélection 71 raccordée à la conduite amont 67, à la conduite aval 68, et à une conduite de commande ni alimentant la chambre 50 du vérin de commande 47. Cette vanne de sélection 71, qui est ici une vanne navette, relie continuellement la conduite de commande 72 à la conduite ayant la pression la plus élevée parmi la conduite amont 67 et la conduite aval 68.
Grâce à la vanne de sélection 71 et à la conduite de commande 72, la pression dans la chambre aval 59 s'ajuste automatiquement à l'effort exercé par les pales sur la tige du vérin 61.
Plus particulièrement, une augmentation de l'effort exercé par les pales sur la tige du vérin 61 tend à déplacer cette tige pour la rétracter dans le corps du vérin, ce qui a pour effet d'accroître la pression dans la chambre aval 59 de ce vérin. Cet accroissement de pression est répercuté dans la chambre 50 du vérin de commande 47, du fait qu'il est raccordé à cette chambre aval 59 par la vanne de sélection 71, ce qui engendre une augmentation de l'inclinaison du plateau 34 de la pompe 26, qui par conséquent accroît son débit.
Dans ces conditions, le débit de sortie de la pompe 26 augmente, ce qui permet d'accroître la pression dans la chambre 59 pour contrer l'augmentation de l'effort exercé par les pales tout en compensant l'augmentation des fuites dans le palier 62 résultant de l'augmentation de pression.
De façon analogue, une diminution de l'effort exercé par les pales sur le vérin 61 tend à engendrer une sortie de la tige du vérin 61 se traduisant par une diminution de la pression dans la chambre 59. Cette diminution est répercutée par le vérin de commande, ce qui engendre une réduction de l'inclinaison du plateau, et par là même une diminution du débit de la pompe se traduisant par une réduction de la pression dans la chambre 59 et une diminution des pertes dans le palier 62 par suite de la diminution de pression.
Comme on le comprend, le circuit de commande hydraulique 57 permet ainsi de réguler automatiquement la pression dans le vérin 61 pour l'adapter continuellement à la valeur des efforts exercés par les pales de soufflante.
Ainsi, le calage des aubes ne change pas lorsque les efforts qu'elles exercent (qui correspondent aux efforts aérodynamiques qu'elles subissent) fluctuent, et la pression de commande utilisée est la plus faible possible puisqu'elle est continuellement ajustée à cet effort. Cela permet de limiter la consommation de la pompe, et par là-même d'optimiser le rendement du moteur.
Comme visible sur la figure 5, le circuit 57 comporte également une conduite de purge 73 de la conduite de commande 72 qui relie cette dernière au réservoir 63, et qui comporte un clapet anti-retour 74 qui est ici un clapet à bille. Ainsi, en cas de pression excessive dans la conduite de commande 72, celle-ci est immédiatement diminuée en évacuant une partie de l'huile qu'il contient dans le réservoir 63, dès que la pression dans cette conduite de commande devient supérieure à la pression de seuil du clapet 74.
De manière analogue, une autre conduite de purge 76 relie la conduite d'alimentation 64 au réservoir 63, cette autre conduite de purge 76 étant elle aussi équipée d'un clapet anti-retour 77 qui est ici un clapet à bille pour abaisser la pression de la conduite d'alimentation dès qu'elle devient supérieure à une valeur de seuil. Cette autre conduite de purge 76 peut être intégrée directement dans la pompe pour relier sa sortie à son entrée par l'intermédiaire du clapet anti-retour.
Par ailleurs, la conduite de commande 72 est reliée à la vanne de sélection 71 par l'intermédiaire d'une restriction 78 qui permet de lisser les pics ou irrégularités de la pression pour éviter de perturber inutilement le débit de la pompe.
D'une manière analogue, cette conduite de commande 72 est aussi reliée à la conduite amont 67 par une restriction 79, et elle est également reliée à la conduite aval 68 par une autre restriction 81.
Ces deux autres restrictions contribuent elles aussi à lisser les pics ou irrégularités de pression dans le circuit, de manière à éviter un comportement inutilement saccadé de la commande de pompe.
La vanne distributrice 66 qui occupe une première position dans la configuration de la figure 5 peut également occuper une deuxième position correspondant à sa configuration dans la figure 6, et dans laquelle elle ferme toute communication entre la conduite d'alimentation 64 et le vérin 61, et toute communication entre la conduite de purge 69 et le vérin 61.
Lorsque la vanne distributrice 66 est commutée de sa première position à sa deuxième position, les pressions s'équilibrent progressivement dans la conduite amont 67, dans la conduite aval 68 et dans la conduite de commande 72, du fait des restrictions 78, 79 et 81 par lesquelles ces conduites communiquent.
Dans ces conditions, la pression dans la chambre de commande 50 du vérin 47 diminue fortement, de sorte que le plateau 34 de la pompe s'équilibre à une position angulaire proche de la normale à l'axe AP, la pompe 26 ayant alors un débit sensiblement nul qui compense les fuites du circuit.
Compte tenu notamment de la présence des restrictions 79 et 81, dans cette situation, le vérin 61 n'est pas bloqué, mais il est au contraire susceptible d'être déplacé à une vitesse relativement lente lorsque des efforts lui sont appliqués.
La vanne distributrice peut encore occuper une troisième position, correspondant à la situation illustrée sur la figure 7. Cette troisième position est analogue à sa première position, si ce n'est que l'alimentation du vérin 61 est alors inversée : c'est sa chambre amont 58 qui est pressurisée à la pression d'alimentation sortant de la pompe, et sa chambre aval 59 est reliée à la purge 69 pour avoir une pression sensiblement nulle.
Cette troisième position de la vanne distributrice peut correspondre à une situation dans laquelle les efforts sont appliqués par les pales sur le vérin en sens inverse du cas de la figure 5. Autrement dit, dans ce cas le vérin est régulé pour exercer un effort de l'amont vers l'aval afin de s'opposer à l'effort exercé par les pales qui est alors orienté d'aval en amont.
Le circuit de commande a été décrit pour un fonctionnement assurant le maintien des pales à un angle de calage donné y compris lorsque les efforts subis et exercés par ces pales fluctuent, tout en générant une pression minimale c'est-à-dire nécessaire et suffisante pour assurer leur maintien à la position donnée. Ce circuit de commande 57 permet aussi de modifier l'angle de calage des pales. Plus particulièrement, la vanne distributrice 66 qui a été décrite schématiquement selon un fonctionnement du type « tout-ou-rien » est avantageusement une vanne de type progressive pour convenir à une application concrète.
Lorsque cette vanne 66 est dans sa première position, elle peut en outre être pilotée pour offrir au fluide une section de passage plus ou moins importante. Si elle est pilotée pour offrir une section de passage maximale, l'intégralité du débit délivré par la pompe est transféré vers la chambre 59, de sorte que la pression dans cette chambre atteint une valeur supérieure à celle nécessaire pour équilibrer l'effort exercé par les pales, ce qui engendre un déplacement du vérin qui se déploie en modifiant par là-même l'angle de calage des pales.
Dans la première position, si la vanne est commandée pour offrir au fluide une section de passage partielle, correspondant à une valeur prédéterminée, le débit transféré vers la chambre 59 est plus faible, pour engendrer dans la chambre 59 une valeur de pression qui peut être prévue juste suffisante pour équilibrer les efforts exercés par les pales, de manière à uniquement assurer leur maintien à l'angle de calage qu'elles occupent.
D'une manière analogue, lorsque la vanne occupe la troisième position, elle peut aussi être pilotée pour offrir au fluide une section de passage plus ou moins importante, de manière à, selon le cas engendrer dans la chambre 58 une pression supérieure à la pression d'équilibrage pour rétracter le vérin, ou bien une pression correspondant à la pression d'équilibrage pour assurer le maintien des pales à l'angle de calage qu'elles occupent.
La commande et le pilotage de la vanne distributrices sont assurés depuis un calculateur du moteur (Fadec) qui ajuste continuellement les signaux adressés à cette vanne en fonction des conditions de fonctionnement du moteur.
Dans l'exemple des figures 3 à 7, l'inclinaison du plateau 34 de la pompe 26 est assurée par un vérin de commande 47 de type simple effet, et par un vérin de compensation 48 de plus faible section qui est également de type simple effet. Au lieu d'être situées dans des vérins, la chambre de commande et la chambre de compensation peuvent aussi être situées dans un espace délimité par un carter sensiblement cylindrique entourant le plateau tout en étant fermé par un fond et une paroi séparatrice interne. La paroi séparatrice s'étend alors selon un plan passant par les axes AP et AR pour séparer la chambre de commande et la chambre de compensation, cette paroi interne pouvant être formée en deux parties s'étendant de part et d'autre de l'arbre 27.
Le plateau peut alors avoir une surface utile moins étendue du côté de la chambre de compensation que du côté de la chambre de commande afin de s'inclinder lorsque les deux chambres sont pressurisées à la même pression. Pour ce faire, le plateau peut avoir un contour globalement circulaire mais ayant un méplat rectiligne parallèle à l'axe AP du côté de la chambre de compensation. Le carter globalement cylindrique présente alors un méplat correspondant, et un joint porté par le pourtour du plateau assure alors une étanchéité avec le carter.
Les fonctions de commande et de compensation peuvent aussi être assurées avec un même vérin de commande et de compensation 82 à double effet comportant la chambre de commande 50 et la chambre de compensation 55, situé à la même position que le vérin de commande 47 de la figure 5, comme illustré schématiquement sur la figure 8.
Dans ce cas, la chambre de commande 50 qui intègre le ressort de rappel 52 est située du côté opposé à la tige du vérin 82 alors que la chambre de compensation 55 est traversée par cette tige. Cette chambre de compensation 55 présente ainsi une section utile inférieure à celle de la chambre de commande 50, la différence de section utile des deux chambres correspondant à la section de la tige.
D'une manière générale, l'invention permet de réguler la contrepression de la pompe à pistons axiaux à cylindrée variable avec une pression qui dépend des efforts appliqués au vérin de commande du calage des pales, au lieu de la réguler à une valeur fixe élevée. Elle a été expliquée dans le cadre de la commande d'aubes de soufflante à calage variable d'un turboréacteur, mais elle peut s'appliquer au système de commande d'aubes à calage variable d'autres types de moteurs comme par exemple les turbopropulseurs.

Claims

REVENDICATIONS
1. Circuit de commande hydraulique (57) d'un vérin d'orientation (61) à double effet pour orienter des pales de soufflante d'un turboréacteur, comprenant un réservoir d'huile (63), une pompe à pistons axiaux (26) à cylindrée variable comportant un plateau inclinable (34) ainsi qu'une chambre de commande (50) et une chambre de compensation (55), l'inclinaison du plateau (34) étant pilotée en pressurisant ces chambres (50, 55), la pompe (26) étant alimentée par le réservoir (63) et ayant sa sortie configurée pour pouvoir être reliée par une conduite d'alimentation (64) à l'une des chambres (59) du vérin d'orientation (61), l'autre chambre (58) du vérin d'orientation (61) étant reliée au réservoir (63), la chambre de commande (50) et la chambre de compensation (55) étant toutes deux pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de pompe (26), la chambre de commande (50) et la chambre de compensation (55) étant agencées pour augmenter l'inclinaison du plateau (34) afin d'accroître la cylindrée de la pompe (26) lorsque la pression de pressurisation de ces chambres augmente.
2. Circuit selon la revendication 1, comprenant un vérin de commande (47) comportant la chambre de commande (50), et un vérin de compensation (48) comportant la chambre de compensation (55), le vérin de commande (47) et le vérin de compensation (48) étant distincts.
3. Circuit selon la revendication 1, comprenant un vérin de commande et de compensation (82) à double effet intégrant la chambre de commande (50) et la chambre de compensation (55).
4. Circuit selon l'une des revendications précédentes, dans lequel la pompe (26) a sa sortie reliée à une vanne distributrice (66) par la conduite d'alimentation (64), dans lequel la chambre de compensation (55) de la pompe (26) est alimentée par la sortie de la pompe (26), dans lequel les deux chambres (58, 59) du vérin d'orientation (61) sont reliées à la vanne distributrice (66), dans lequel la vanne distributrice (66) peut occuper une position dans laquelle elle relie l'une des chambres (59) à la conduite d'alimentation (64) et l'autre chambre (58) au réservoir (63), ou une autre position dans laquelle elle relie l'une des chambres (58) au réservoir (63) et l'autre chambre (59) à la conduite d'alimentation (64), le circuit (57) comprenant en outre une vanne de sélection
(71) reliée aux deux chambres (58, 59) du vérin d'orientation (61) et à la chambre de commande (50) par une conduite de commande (72), pour pressuriser la chambre de commande (50) de la pompe (26) avec la pression la plus élevée parmi les deux chambres (58, 59) du vérin d'orientation.
5. Circuit selon la revendication 4, dans lequel la conduite de commande
(72) est reliée aux deux chambres (58, 59) par des conduits additionnels pourvus de restrictions (79, 81), et dans lequel la vanne distributrice (66) peut occuper une position dans laquelle la pompe (26) et le réservoir (63) sont isolés des deux chambres (58, 59) du vérin d'orientation (61).
6. Circuit selon la revendication 1, comprenant une conduite de purge (76) reliant la conduite d'alimentation (64) au réservoir (63) par l'intermédiaire d'un clapet anti-retour (77).
7. Circuit selon la revendication 1, comprenant une conduite de purge
(73) reliant la conduite de commande (72) au réservoir (63) par l'intermédiaire d'un clapet anti-retour (74).
8. Circuit selon la revendication 1, dans lequel la chambre de commande (50) présente une plus grande section que la chambre de compensation (55).
9. Circuit selon la revendication 1, dans lequel la chambre de commande (50) intègre un ressort tendant à déployer le vérin (47, 82).
10. Turboréacteur comprenant un circuit selon la revendication 1 et des aubes de soufflantes à calage variable qui sont pilotées par ce circuit.
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