EP4452754A1 - 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
EP4452754A1
EP4452754A1 EP22847589.3A EP22847589A EP4452754A1 EP 4452754 A1 EP4452754 A1 EP 4452754A1 EP 22847589 A EP22847589 A EP 22847589A EP 4452754 A1 EP4452754 A1 EP 4452754A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
chamber
pump
cylinder
control
chambers
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP22847589.3A
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
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Safran Aircraft Engines SAS filed Critical Safran Aircraft Engines SAS
Publication of EP4452754A1 publication Critical patent/EP4452754A1/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
    • F04B1/20—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
    • F04B1/2014—Details or component parts
    • F04B1/2021—Details or component parts characterised by the contact area between cylinder barrel and valve 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
    • F04B1/2014—Details or component parts
    • F04B1/2042—Valves
    • 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
    • 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

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).
  • the air is admitted into an inlet sleeve 2 to pass through a fan comprising a series of rotating blades 3 before splitting into a central primary flow and a flow secondary surrounding the primary flow.
  • the primary flow of the turbojet engine 1 is compressed by low pressure 4 and high pressure 5 compressors before reaching a combustion chamber 6, after which it expands while passing through a high pressure turbine 7 and a low pressure turbine 8, before be evacuated by generating auxiliary thrust.
  • the secondary flow is propelled directly by the fan to generate main thrust.
  • Each turbine 7, 8 comprises a series of blades oriented radially and regularly spaced around an axis of rotation AX of the engine, these blades being carried by rotor elements of the engine rotating around the axis AX.
  • a casing 9 surrounds the blades 3 of the fans and the entire engine to externally delimit the secondary flow.
  • the blades 3 of the fan can be of the variable-pitch type, so that the orientation of the blades 3 around their respective radial axes can be adjusted for all of these blades. This timing adjustment is controlled as a function of the operating conditions of the engine, in order in particular to optimize its consumption.
  • 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.
  • a central shaft 13 passing through the rotor element 12 and rotating with the latter comprises a disc 14 provided with an outer circumferential groove 16, and each base 11 comprises a stud, not shown, engaged in this groove 16.
  • the central shaft 13 with the disc 14 that it carries, along the axis AX thus makes it possible to move the pin of each base 11 longitudinally in order to cause the blade 3 to pivot around its radial 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-acting slewing cylinder for slewing the fan blades of a turbojet engine, comprising an oil tank, a variable displacement axial piston pump comprising a tilting platform controlled by a double-acting control and compensation cylinder comprising a control chamber and a compensation chamber, the orientation cylinder having a first chamber connected to the reservoir, the pump being supplied by the reservoir and having its outlet configured to be able to be connected by a supply line to a second chamber of the slewing cylinder, the other chamber of the slewing cylinder being connected to the reservoir, the chambers of the control and compensating cylinder being both pressurized with a pressure corresponding to the outlet pressure of the pump, and in which the control and compensation chambers are 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 pressure delivered by the pump is adjusted to the necessary and sufficient value to counter the forces exerted by the blades on the double-acting cylinder, which makes it possible to significantly reduce the value of this pressure to reduce both the energy consumption of the pump and the hydraulic leaks in the circuit.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the pump has its outlet connected to a distributing valve by the supply line to a distributing valve itself connected to the first and second chambers of the orientation cylinder are connected to the distributor valve, in which the compensation chamber of the pump is connected to the outlet of the pump, in which the control chamber of the pump is connected to the second chamber of the slewing cylinder, in which the valve distributor can occupy a position in which it connects on the one hand the supply pipe to the second chamber of the orientation cylinder which is connected to the pump control chamber, and on the other hand the first chamber of the orientation to the tank.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the distributing valve can occupy a position in which the pump and the reservoir are isolated from the first and second chambers of the orientation cylinder.
  • Another subject of the invention is a circuit thus defined, comprising a drain line connecting the supply line to the reservoir via a non-return valve.
  • the invention also relates to a circuit thus defined, in which the control chamber has a larger useful section than the compensation chamber.
  • the invention also relates to a turbojet engine comprising a circuit thus defined and variable-pitch fan blades which are controlled with 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 glass
  • 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.
  • 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 Tl 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 suck oil into the entire phase of rotation where its chamber communicates with the port 44, and it retracts to deliver pressurized oil through the 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 and compensation actuator 47 which extends parallel to the axis AP and at a distance from it.
  • the plate 34 is itself 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 cylinder 47.
  • the jack 47 comprises a body 49 in which slides a rod terminated by a plate 51 separating this body 49 into a control chamber 53 which is opposite to the rod, and a compensation chamber 54 through which this rod passes.
  • a return spring 56 is housed in the control chamber, this spring 56 having one end resting on the plate and its other end resting on the bottom of the body 49. This spring 56 tends continuously to deploy the cylinder, to bring out its rod, and this rod has its free end resting on one face of the plate 34.
  • the compensation chamber 54 of the cylinder 47 is pressurized by a tapping of oil leaving the pump 26, so that it is continuously at the outlet pressure of the pump 26.
  • control chamber 53 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 pressures prevailing in the two chambers 53 and 54.
  • the chambers 53 and 54 are depressurized, and the plate resumes an inclined position due to the return spring 56.
  • control chamber 53 of the cylinder 47 is also pressurized with a pressure corresponding to the outlet pressure of the pump. Due to the presence of the rod passing through the compensation chamber 54, the useful section of the chamber 54 is less than the useful section of the chamber 53.
  • the axial piston pump with variable displacement 26 is integrated into the control circuit 57 represented in FIG. 5, to ensure the pressurization of a first chamber 58 upstream or of a second chamber 59 downstream of an orientation 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, and the pump 26 has its outlet connected to a supply pipe 64 connected to a distributor valve 66 at two positions.
  • the compensation chamber 54 is pressurized to the outlet pressure of the pump by being connected to the pipe 64 by a tapping.
  • 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 first chamber 58 of the orientation cylinder 61.
  • the distributing valve 66 is connected to a second chamber of the transfer bearing 62 via a downstream pipe 69, and this second chamber of the bearing 62 directly supplies the second chamber 59 of the jack 61.
  • This downstream pipe 69 is further connected by a pipe of control 71 to chamber 54 of cylinder 47.
  • the distributor valve 66 occupies a first position corresponding for example to a cruising flight situation.
  • the schematic representation of this valve 66 in the figure shows in this first position a crossing of the two fluid circuits inside the valve between the two inlets and the two outlets of the body of the valve.
  • the connections between the two outlets of the valve 66 and the upstream pipe 67 as well as the downstream pipe 69 must be permuted accordingly with respect to the diagram of FIG. 5.
  • the outlet of the valve 66 connected to the downstream pipe 69 will then be substantially opposite the inlet of the valve connected to the supply pipe 64.
  • the distributor valve 66 connects on the one hand the outlet of the pump 26 to the second chamber 59 of the jack 61 and to the chamber 53 of the control jack 47, and on the other hand a purge line 72 to the first chamber 58 of the jack 61 and to chamber 54 of control jack 47.
  • This purge line 72 opens into reservoir 63 which may optionally be pressurized.
  • the increase in the output flow rate of the pump 26 makes it possible to increase the pressure in the chamber 59 to compensate for the increase in the force exerted by the blades as well as the increase in the leaks in the bearing 62 resulting from the increase depression.
  • the hydraulic control circuit 57 thus makes it possible to automatically regulate the pressure in the orientation cylinder 61 in order 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 as low as 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 drain line 73 of the supply line 64 which connects the latter to the reservoir 63, and which includes a non-return valve 74 which is here a ball valve.
  • a non-return valve 74 which is here a ball valve.
  • the distributing valve 66 which occupies a first position in the configuration of FIG. 5 can also occupy a second position corresponding to FIG. 6, and in which it closes all communication between the supply pipe 64 and the cylinder 61, and all between purge line 72 and cylinder 61.
  • the distributing valve 66 When the distributing valve 66 is switched from its first position to its second position, the pressures drop progressively in the upstream pipe 67 and in the downstream pipe 69 due to leaks in the transfer bearing 62. Consequently, the pressure also drops in the control line 71 and therefore in the control chamber 53, while the pressure remains high in the compensation chamber. Under these conditions, the plate 34 of the pump is balanced at an angular position close to the normal to the axis AP, the pump 26 then having a substantially zero flow rate. Given the leaks in the bearing 62, the cylinder 61 is not blocked, it is likely to be moved at a relatively slow speed if forces are applied to it.
  • 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. More particularly, the distributing valve 66 which has been described according to an operation schematically 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.
  • 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 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 for controlling the pitch of the blades, instead of regulating it to a fixed value. high. It has been explained in the context of the control of variable-pitch fan blades of a turbojet engine, but it can be applied to the control system of variable-pitch blades of other types of engines such as turboprops .

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 d'un 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 et de compensation (47) à double effet comprenant une chambre de commande (53) et une chambre de compensation (54), 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 une deuxième chambre (59) du vérin d'orientation (61), une première chambre du vérin d'orientation étant reliée au réservoir (63), les chambres du vérin de commande et de compensation (47) étant toutes deux pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de la pompe (26), et dans lequel les chambres de commande et de compensation sont agencées pour augmenter l'inclinaison du plateau afin d'accroître la cylindrée de la pompe (26) lorsque la pression de pressurisation 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 turboréracteur 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 effet pour orienter des pales de soufflante d'un turboréacteur, comprenant un réservoir d'huile, une pompe à pistons axiaux à cylindrée variable comportant un plateau inclinable piloté par un vérin de commande et de compensation à double effet comprenant une chambre de commande et une chambre de compensation, le vérin d'orientation ayant une première chambre reliée au réservoir, la pompe étant alimentée par le réservoir et ayant sa sortie configurée pour pouvoir être reliée par une conduite d'alimentation à une deuxième chambre du vérin d'orientation, l'autre chambre du vérin d'orientation étant reliée au réservoir, les chambres du vérin de commande et de compensation étant toutes deux pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de la pompe, et dans lequel les chambres de commande et de compensation sont agencées 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 a également pour objet un circuit ainsi défini, dans lequel la pompe a sa sortie reliée à une vanne distributrice par la conduite d'alimentation à une vanne distributrice elle-même reliée aux première et deuxième chambres du vérin d'orientation sont reliées à la vanne distributrice, dans lequel la chambre de compensation de la pompe est reliée à la sortie de la pompe, dans lequel la chambre de commande de la pompe est reliée à la deuxième chambre du vérin d'orientation, dans lequel la vanne distributrice peut occuper une position dans laquelle elle relie d'une part la conduite d'alimentation à la deuxième chambre du vérin d'orientation qui est reliée à la chambre de commande de la pompe, et d'autre part la première chambre du vérin d'orientation au réservoir.
L'invention a également pour objet un circuit ainsi défini, dans lequel la vanne distributrice peut occuper une position dans laquelle la pompe et le réservoir sont isolés des première et deuxième chambre du vérin d'orientation.
L'invention a également pour objet 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 a également pour objet un circuit ainsi défini, dans lequel la chambre de commande présente une plus grande section utile que la chambre de compensation.
L'invention concerne également un turboréacteur comprenant un circuit ainsi défini et des aubes de soufflante à calage variable qui sont pilotées avec 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. 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 et de compensation 47 qui s'étend parallèlement à l'axe AP et à distance de celui-ci. 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 le vérin 47.
Le vérin 47 comporte un corps 49 dans lequel coulisse une tige terminée par un plateau 51 séparant ce corps 49 en une chambre de commande 53 qui est opposée à la tige, et une chambre de compensation 54 traversée par cette tige. Un ressort de rappel 56 est logé dans la chambre de commande, ce ressort 56 ayant une extrémité en appui sur le plateau et son autre extrémité en appui sur le fond du corps 49. Ce ressort 56 tend continuellement à déployer le vérin, pour faire sortir sa tige, et cette tige a son extrémité libre en appui sur une face du plateau 34.
La chambre de compensation 54 du vérin 47 est pressurisée par un piquage d'huile sortant de la pompe 26, de sorte qu'elle est continuellement à la pression de sortie de la pompe 26.
Au démarrage de la pompe, les chambres 53 et 54 ne sont pas pressurisées, mais le ressort 56 pousse la tige du vérin 47 pour qu'elle sorte, de sorte que le plateau 34 est incliné pour que la pompe génère un débit au moment de son démarrage. Ce débit a pour effet de pressuriser la chambre 54, tendant à rétracter le vérin 47 pour diminuer l'inclinaison du plateau.
De façon antagoniste, la chambre de commande 53 est pressurisée 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 pressions régnant dans les deux chambres 53 et 54. Lorsque la pompe est arrêtée, les chambres 53 et 54 sont dépressurisées, et le plateau reprend une position inclinée du fait du ressort de rappel 56.
En pratique, la chambre de commande 53 du vérin 47 est elle aussi pressurisée avec une pression correspondant à la pression de sortie de la pompe. Du fait de la présence de la tige traversant la chambre de compensation 54, la section utile de la chambre 54 est inférieure à la section utile de la chambre 53.
Dans ces conditions, lorsque les deux chambres 53 et 54 sont alimentées à la même pression, la tige du vérin 47 tend à se déployer pour accroître l'inclinaison du plateau 34 : pour une même pression d'alimentation des chambres 53 et 54 le plateau prend une certaine inclinaison à laquelle correspond un certain débit de la pompe.
Lorsque la pression augmente en sortie de pompe, elle augmente aussi dans les chambres 53 et 54, et cette augmentation engendre 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 chambres 53 et 54 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 d'une première chambre 58 amont ou d'une deuxième chambre 59 aval d'un vérin d'orientation 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, et la pompe 26 a sa sortie raccordée à une conduite d'alimentation 64 connectée à une vanne distributrice 66 à deux positions. La chambre compensation 54 est pressurisée à la pression de sortie de la pompe en étant reliée 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 première chambre 58 du vérin d'orientation 61.
La vanne distributrice 66 est relié à une deuxième chambre du palier de transfert 62 via une conduite aval 69, et cette seconde chambre du palier 62 alimente directement la deuxième chambre 59 du vérin 61. Cette conduite aval 69 est en outre reliée par une conduite de commande 71 à la chambre 54 du vérin 47.
Dans la situation de la figure 5, la vanne distributrice 66 occupe une première position correspondant par exemple à une situation de vol de croisière. La représentation schématique de cette vanne 66 sur la figure montre dans cette première position un croisement des deux circuits fluidiques à l'intérieur de la vanne entre les deux entrées et les deux sorties du corps de la vanne. Il est entendu qu'en alternative, on peut prévoir que les deux circuits fluidiques soient agencés sensiblement parallèles l'un à l'autre à l'intérieur de la vanne, de telle sorte que chaque circuit fluidique représenté par une flèche relie une entrée ou une sortie de la vanne à l'entrée ou la sortie disposée sensiblement en face. Dans cette alternative, les liaisons entre les deux sorties de la vanne 66 et la conduite amont 67 ainsi que la conduite aval 69 doivent être permutées en conséquence par rapport au schéma de la figure 5. Notamment, la sortie de la vanne 66 reliée à la conduite aval 69 se trouvera alors sensiblement en face de l'entrée de la vanne reliée à la conduite d'alimentation 64.
La vanne distributrice 66 relie d'une part la sortie de la pompe 26 à la deuxième chambre 59 du vérin 61 et à la chambre 53 du vérin de commande 47, et d'autre part une conduite de purge 72 à la première chambre 58 du vérin 61 et à la chambre 54 du vérin de commande 47. Cette conduite de purge 72 débouche dans le réservoir 63 qui peut éventuellement être pressurisé.
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 d'orientation 61 sont compensés par la pressurisation de la deuxième chambre 59, la première chambre 58 n'étant quant à elle pas pressurisée.
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 de vérin, ce qui a pour effet d'accroître la pression dans la deuxième chambre 59 de ce vérin. Cet accroissement de pression est répercuté dans les chambres 53 et 54 du vérin de commande 47, du fait qu'il est raccordé à cette deuxième chambre 59 et à la conduite 64, ce qui engendre une augmentation de l'inclinaison du plateau 34, qui par conséquent accroît le débit délivré par la pompe 26.
L'augmentation du débit de sortie de la pompe 26 permet d'accroître la pression dans la chambre 59 pour compenser l'augmentation de l'effort exercé par les pales ainsi que 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 d'orientation 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 dans les chambres 53 et 54 du vérin 47, 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 d'orientation 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 d'alimentation 64 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 d'alimentation 64, celle-ci est immédiatement diminuée en évacuant une partie de l'huile qu'elle contient vers le réservoir 63, dès que la pression dans cette conduite d'alimentation devient supérieure à la pression de seuil du clapet 74.
La vanne distributrice 66 qui occupe une première position dans la configuration de la figure 5 peut également occuper une deuxième position correspondant à 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 72 et le vérin 61.
Lorsque la vanne distributrice 66 est commutée de sa première position à sa deuxième position, les pressions s'abaissent progressivement dans la conduite amont 67 et dans la conduite aval 69 du fait des fuites dans le palier de transfert 62. Par voie de conséquence, la pression baisse également dans la conduite de commande 71 et donc dans la chambre de commande 53, alors que la pression reste élevée dans la chambre de compensation. Dans ces conditions, 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. Compte tenu des fuites dans le palier 62, le vérin 61 n'est pas bloqué, il est susceptible d'être déplacé à une vitesse relativement lente si des efforts lui sont appliqués.
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 selon un fonctionnement schématiquement 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.
La commande et le pilotage de la vanne distributrice 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.
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) piloté par un vérin de commande et de compensation (47) à double effet comprenant une chambre de commande (53) et une chambre de compensation (54), le vérin d'orientation (61) ayant une première chambre (58) reliée au réservoir (63), 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 une deuxième chambre (59) du vérin d'orientation (61), les chambres (53, 54) du vérin de commande et de compensation (47) étant toutes deux pressurisées avec une pression correspondant à la pression de sortie de la pompe (26), et dans lequel les chambres de commande (53) et de compensation (54) sont 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, dans lequel la pompe (26) a sa sortie reliée par la conduite d'alimentation (64) à une vanne distributrice (66) elle-même reliée aux première et deuxième chambres (58, 59) du vérin d'orientation (61), dans lequel la chambre de compensation (54) de la pompe (26) est reliée à la sortie de la pompe (26), dans lequel la chambre de commande (53) de la pompe (26) est reliée à la deuxième chambre (59) du vérin d'orientation (61), dans lequel la vanne distributrice (66) peut occuper une position dans laquelle elle relie d'une part la conduite d'alimentation (64) à la deuxième chambre (59) du vérin d'orientation (61), et d'autre part la première chambre (58) du vérin d'orientation (61) au réservoir (63).
3. Circuit selon la revendication 2, dans lequel la vanne distributrice (66) peut occuper une position dans laquelle la pompe (26) et le réservoir (63) sont isolés des première et deuxième chambres (58, 59) du vérin d'orientation (61).
4. Circuit selon la revendication 1, comprenant une conduite de purge (73) reliant la conduite d'alimentation (64) au réservoir (63) par l'intermédiaire d'un clapet anti-retour (74).
5. Circuit selon la revendication 1, dans lequel la chambre de commande (53) présente une plus grande section utile que la chambre de compensation (54).
6. Turboréacteur comprenant un circuit selon la revendication 1 et des aubes de soufflantes à calage variable qui sont pilotées avec ce circuit.
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