Brevet FR2761641A1 — publié le 19981009

L'invention concerne un dispositif d'actionnement pour un embrayage à friction dispose dans une cloche de carter, dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant un agencement de butée de débrayage mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, un servo-agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande reliée à une source de fluide de pression, en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage. Un tel dispositif d'actionnement est par exemple connu d'après le document DE 33 21 578 C2. Le dispositif d'actionnement connu présente un servo- amplificateur de force à dépression en guise de servo- agencement de positionnement. Le servo-amplificateur de force conçu à la manière d'un servo-amplificateur de force de freinage à dépression, est réalisé d'un seul tenant avec un vérin pneumatique et une soupape de commande, et disposé à l'intérieur de la cloche de carter. Deux chambres de travail du vérin pneumatique sont séparées l'une de l'autre par un piston guidé de manière axialement mobile et par une membrane élastique. L'une des chambres de travail, se présentant sous forme de chambre à dépression, est raccordée à un système de conduite d'aspiration du moteur à combustion interne. L'autre chambre de travail servant de chambre de commande, peut être reliée à l'aide de la soupape de commande, soit à la chambre à dépression, soit à l'atmosphère par l'intermédiaire d'une ouverture de compensation de la pression. L'actionnement du servo- amplificateur de force à dépression est effectué par l'intermédiaire d'une tige de commande qui vient en butée sur un corps d'obturation de soupape de la soupape de commande, et qui peut être déplacée axialement par l'intermédiaire d'une came entraînée par moteur électrique. Un déplacement axial de la tige de commande entraîne une commutation de la soupape de commande de manière telle, que le piston suive le mouvement de la tige de commande sous l'effet d'une force amplifiée. Le mouvement du piston agit par l'intermédiaire d'un maître-cylindre hydraulique sur un vérin récepteur relié au maitre-cylindre, disposé à l'extérieur de la cloche de carter, et agissant pour sa part sur une fourchette de débrayage associée à l'agencement de butée de débrayage. En outre, on connaît un dispositif d'actionnement du type de celui cité en introduction, qui comprend un vérin pneumatique en guise d'agencement de vérin à fluide de pression. Le dispositif d'actionnement est placé à l'extérieur sur la cloche de carter sous forme d'unité comprenant le vérin pneumatique, un vérin récepteur hydraulique et la soupape de commande. Le piston du vérin pneumatique est placé sur un élément de tige formant le piston du vérin récepteur hydraulique, et l'élément de tige est relié à un poussoir qui s'engage à l'intérieur de la cloche de carter et agit sur une fourchette de débrayage associée à l'agencement de butée de débrayage. Au vérin récepteur hydraulique sont raccordés un maître-cylindre pouvant être actionné par la pédale d'embrayage et une entrée de commande de la soupape de commande. La soupape de commande pilote en fonction de la pression hydraulique présente à l'entrée de commande, l'amenée d'air comprimé dans le vérin pneumatique ou l'échappement d'air comprimé du vérin pneumatique de façon telle, qu'il s 'établisse à l'entrée de commande, une pression hydraulique prédéfinie, déterminée par un agencement de ressort de compression de la soupape de commande. Le vérin récepteur hydraulique sert ici de vérin de mesure, qui relève la position de l'élément de tige et ainsi indirectement la position de l'agencement de butée de débrayage. Lors de l'actionnement du maître-cylindre, des forces sont exercées par l'intermédiaire du vérin récepteur hydraulique servant de vérin de mesure, directement sur l'élément de tige et ainsi sur l'agencement de butée de débrayage, en plus des forces d'actionnement du vérin pneumatique en raison de l'amenée d'air comprimé dans celui-ci. On a songé à mettre sur le marché un dispositif d'actionnement du type de celui mentionné en introduction, dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression soit disposé à l'intérieur de la cloche de carter. Dans le cas d'une telle disposition, il est en principe possible d'utiliser une soupape de commande du type de celle décrite précédemment avec un vérin récepteur hydraulique servant de vérin de mesure, qui lors de l'actionnement de la soupape de commande exerce des forces sur l'agencement de butée de débrayage. Mais ceci pose problème dans la mesure o un prélèvement central du signal de débrayage sur l'agencement de vérin n'est pas possible au moins lorsque l'agencement de vérin présente, comme cela est de préférence le cas, un vérin annulaire à fluide de pression entourant l'axe de l'embrayage, en guise de vérin principal à fluide de pression. Le signal de débrayage doit donc être prélevé en règle générale, de manière excentrée sur l'agencement de vérin à fluide de pression, ou, le cas échéant, sur l'agencement de butée de débrayage, ce qui conduit à l'apparition de forces transversales ou de couples de basculement. De tels forces transversales ou couples de basculement sont extrêmement problématiques parce qu'ils peuvent conduire à un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression, de sorte que la sécurité de fonctionnement du dispositif d'actionnement ne peut plus être garantie dans toutes les conditions. Au regard de ceci, le but de la présente invention consiste à indiquer un dispositif d'actionnement du type de celui mentionné en introduction et comprenant un agencement de vérin à fluide de pression disposé à l'intérieur de la cloche de carter, dans lequel le risque d'un blocage automatique du vérin en raison de forces transversales ou de couples de basculement engendrés par le prélèvement du signal de débrayage (grandeur réelle), soit sensiblement réduit, voire même totalement exclu. Conformément à l'invention ce but est atteint de la manière suivante: l'agencement de vérin à fluide de pression est disposé à l'intérieur de la cloche de carter et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression, et notamment un vérin annulaire à fluide de pression entourant l'axe de l'embrayage (caractéristique A), le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage ou au côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression (caractéristique B), l'agencement de vérin à fluide de pression, l'agencement d'élément de capteur et, le cas échéant, des moyens anti-couple de basculement prévus en supplément, sont réalisés ou/et sont adaptés les uns aux autres et le cas échéant à l'embrayage, de manière telle que les forces exercées directement ou indirectement par ces pièces de dispositif ou par l'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, n'engendrent pas, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage, par rapport au côté stationnaire de l'agencement de vérin à fluide de pression, de couple de basculement résultant, notable, agissant sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, et notamment pas de couple de basculement résultant, notable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression (caractéristique C). En ce qui concerne la caractéristique C, l'invention peut également être caractérisée par le fait que la force résultante des forces exercées directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, par l'agencement de vérin à fluide de pression, l'agencement d'élément de capteur et, le cas échéant, des moyens anti- couple de basculement prévus en supplément, soit sensiblement coaxiale à l'axe de l'embrayage durant au moins une phase d'actionnement de l'embrayage (caractéristique D). Conformément à l'invention, on exclut ainsi un blocage automatique en raison de forces transversales ou de couples de basculement à mettre sur le compte du prélèvement du signal de débrayage, de sorte que l'on atteint une grande fiabilité de fonctionnement du dispositif d'actionnement. Cela est également valable lorsque le servo-agencement de positionnement comprend un agencement de régulation de position mécanique ou un agencement de régulation de position hydraulique, dans lesquels les forces exercées directement ou indirectement par l'agencement d'élément de capteur sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, peuvent être relativement grandes. L'agencement d'élément de capteur peut comporter un élément de capteur couplé mécaniquement et relevant directement ou indirectement la position de l'agencement de butée de débrayage, ou/et un agencement de vérin de mesure hydraulique disposé de préférence à l'intérieur de la cloche de carter et relevant directement ou indirectement la position de l'agencement de butée de débrayage. L'invention permet de prévoir un agencement de vérin de mesure hydraulique comprenant précisément un vérin de mesure, de préférence d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage. Pour éviter le risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression en raison de forces transversales ou de couples de basculement à mettre sur le compte du prélèvement du signal de débrayage, il est possible d'emprunter plusieurs voies individuellement ou en parallèle. Selon une première variante, pour la compensation approximative ou sensiblement totale d'un couple de basculement, notamment d'un couple de basculement non négligeable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression, engendré par l'agencement d'élément de capteur, notamment le vérin de mesure, et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, l'agencement de vérin à fluide de pression, le cas échéant avec le concours de l'action de la force de l'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage, et/ou des moyens anti-couple de basculement, engendrent un couple de basculement opposé, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage (caractéristique E). A cet effet, on propose que l'agencement de vérin à fluide de pression comprenne au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression, disposé notamment avec son axe sensiblement parallèle à l'axe de l'embrayage, et qui engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution à ce couple de basculement opposé. Le vérin annulaire à fluide de pression peut être excentré par rapport à l'axe de l'embrayage, de façon à ce qu'il engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution au couple de basculement opposé. Dans ce contexte, on propose que le vérin annulaire à fluide de pression présente des parois de vérin concentriques à un axe de vérin annulaire, et soit disposé de façon à ce que l'axe de vérin annulaire soit décalé par rapport à l'axe de l'embrayage, l'axe de vérin annulaire étant sensiblement parallèle à l'axe de l'embrayage. En variante, on propose que le vérin annulaire à fluide de pression présente une paroi de vérin annulaire radialement extérieure et concentrique à un premier axe de vérin annulaire, et une paroi de vérin annulaire radialement intérieure et concentrique à un second axe de vérin annulaire, la paroi de vérin annulaire intérieure et la paroi de vérin annulaire extérieure étant excentrées l'une par rapport à l'autre. Les deux axes de vérin annulaire sont sensiblement parallèles l'un à l'autre et l'un au moins de ces axes X de vérin annulaire étant sensiblement parallèle à l'axe de l'embrayage. Il est également possible de prévoir des moyens anti-couple de basculement spéciaux, en vue d'obtenir une compensation au moins partielle du couple de basculement. A cet effet, les moyens anti-couple de basculement comprennent un agencement de ressort de compensation agissant entre le côté stationnaire de l'agencement de vérin à fluide de pression d'une part et le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression ou l'agencement de butée de débrayage d'autre part, et engendrant, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution au couple de basculement opposé. L'agencement de ressort de compensation peut comporter un agencement de ressort de force antiparallèle, qui pour engendrer le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement opposé, exerce, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, une force de compensation directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, cette force de compensation présentant une composante de force dirigée de manière sensiblement opposée à la force d'agencement d'élément de capteur exercée directement ou indirectement par l'agencement d'élément de capteur sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. Dans ce contexte, l'agencement de ressort de force antiparallèle mis en contrainte croissante lors de la sortie du côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, agit avantageusement sur l'agencement de vérin à fluide de pression et sur l'agencement de butée de débrayage, du même côté que l'agencement d'élément de capteur en se référant à l'axe de l'embrayage, et engendre de préférence une force de compensation qui est antiparallèle à la force de l'agencement d'élément de capteur. De manière générale, la force de compensation et la force de l'agencement d'élément de capteur peuvent se situer dans un plan commun renfermant l'axe de l'embrayage ou/et l'axe de l'agencement de vérin à fluide de pression, la force de compensation étant de préférence coaxiale à la force de l'agencement d'élément de capteur. En supplément de ou en variante à l'agencement de ressort de force antiparallèle, l'agencement de ressort de compensation peut comprendre un agencement de ressort de force parallèle qui, pour engendrer le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement opposé, exerce une force de compensation, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, cette force de compensation présentant une composante de force sensiblement de même direction qu'une force d'agencement d'élément de capteur exercée directement ou indirectement par l'agencement d'élément de capteur sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. Dans ce contexte, l'agencement de ressort de force parallèle mis en contrainte croissante lors de la rentrée du côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, agit avantageusement sur l'agencement de vérin à fluide de pression et sur l'agencement de butée de débrayage, du l) côté opposé à l'agencement d'élément de capteur en se référant à l'axe de l'embrayage, et engendre de préférence une force de compensation qui est parallèle à la force de l'agencement d'élément de capteur. De façon générale, la force de compensation et la force d'agencement d'élément de capteur se situent dans un plan commun renfermant l'axe de l'embrayage ou/et un axe de l'agencement de vérin à fluide de pression, l'axe de la force de compensation étant de préférence symétrique à l'axe de la force d'agencement d'élément de capteur relativement à l'axe de l'embrayage ou à l'axe de l'agencement de vérin à fluide de pression. De manière particulièrement préférée, on prévoit aussi bien un agencement de ressort de force antiparallèle qu'un agencement de ressort de force parallèle, dont l'un peut être mis en contrainte lors de la sortie et l'autre lors de la rentrée du côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. En effet, pour une adaptation réciproque correspondante des deux agencements de ressort, il est possible qu'au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, les deux agencements de ressort engendrent en commun un couple de basculement opposé sensiblement constant ou une contribution au couple de basculement opposé sensiblement constante, indépendamment de la position de débrayage. L'agencement de ressort de compensation, notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle ou/et l'agencement de ressort de force parallèle, peut comporter un agencement de ressort de compression avec au moins un ressort de compression. L'agencement de ressort de compression comprend quant à lui au moins un ressort de compression en précontrainte dans une II position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression, la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression. L'agencement de ressort de compression peut comporter au moins un montage en série d'au moins deux ressorts de compression de raideur de ressort différente. Dans ce contexte, il est proposé de manière particulièrement préférée que dans la position de repos, l'un au moins des ressorts de compression montés en série, de préférence un ressort de compression de raideur plus importante, ne soit pas précontraint, et au moins un autre, de préférence un ressort de compression de raideur moindre, soit précontraint. L'agencement de ressort de compensation, notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle ou/et l'agencement de ressort de force parallèle, peut comprendre un agencement de ressort de traction avec au moins un ressort de traction. L'agencement de ressort de traction peut comporter quant à lui, au moins un ressort de traction en précontrainte dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression, la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression. L'agencement de ressort de traction peut comporter au moins un montage en série d'au moins deux ressorts de traction de raideur de ressort différente. Dans ce contexte, il s'avère particulièrement avantageux que dans la position de repos, l'un au moins des ressorts de traction montés en série, de préférence un ressort de traction de raideur plus importante, ne soit pas précontraint, et au moins un autre, de préférence un ressort de traction de raideur moindre, soit précontraint. A l'agencement de ressort de compensation peuvent être associés des moyens de commutation par lesquels la force de compensation exercée directement ou indirectement par l'agencement de ressort de compensation, notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle ou/et l'agencement de ressort de force parallèle, sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, peut être rendue active ou inactive en fonction de la position de sortie ou d'extraction de l'agencement de vérin à fluide de pression. Cela est particulièrement avantageux lorsque l'agencement de ressort de compensation est précontraint dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression. Grâce aux moyens de commutation, il est alors possible que la force de compensation de l'agencement de ressort de compensation soit inactive dans la position de repos, la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression. De tels moyens de commutation seront notamment prévus lorsque dans la position de repos, l'agencement d'élément de capteur n'exerce pas ou exerce seulement des forces réduites, de manière directe ou indirecte, sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. Des couples de basculement en raison d'une force de compensation trop grande dans la position de repos, ne peuvent pas apparaître dans ce cas. Les moyens de commutation décrits seront notamment mis en oeuvre dans des embrayages à compensation d'usure, dans lesquels il est possible d'obtenir sans problème, grâce à la compensation d'usure, une association restant sensiblement la même entre la position de repos d'une part et les positions de débrayage d'autre part, dans lesquelles les moyens de commutation rendent active ou inactive la force de compensation. A la place de l'agencement de ressort de compensation ou bien également en supplément, les moyens anti- couple de basculement peuvent comprendre une répartition des masses de l'agencement de vérin à fluide de pression ou de l'agencement de butée de débrayage ou/et au moins un élément de poids distinct, dont la force correspondant au poids agissant directement ou indirectement, par exemple par l'intermédiaire d'un agencement de transmission, notamment un agencement de levier, sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement opposé. A la place d'une compensation du couple de basculement ou bien également en supplément, il est également possible, selon une seconde variante, de prendre des mesures destinées à réduire, voire à supprimer la force transversale. Conformément à l'invention, dans un dispositif d'actionnement comportant un agencement de vérin à fluide de pression disposé à l'intérieur de la cloche de carter et conforme aà la caractéristique A, ainsi qu'un servo-agencement de positionnement selon la caractéristique B, pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur, notamment le vérin de mesure, et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide pression, on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de réduction du rayon d'action qui réduisent le rayon d'action rapporté à l'axe de l'agencement de vérin à.fluide de pression ou à l'axe de l'embrayage et qui est déterminant pour le couple de basculement, par rapport à une distance radiale entre un axe de mouvement d'un élément de capteur couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, et l'axe de l'agencement de vérin à fluide de pression (caractéristique F). Les moyens de réduction du rayon d'action peuvent comporter un point de couplage, ne transmettant pas ou transmettant seulement de manière réduite les couples de basculement, entre un entraîneur couplé sur le plan du mouvement à l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, notamment relié de manière rigide à ces agencements ou réalisés d'un seul tenant avec ceux-ci, et un élément suiveur couplé sur le plan du mouvement à l'élément de capteur, notamment relié de manière rigide à ce dernier ou réalisé d'un seul tenant avec celui-ci, le point de couplage étant décalé par rapport à l'axe de mouvement en direction de l'axe de l'embrayage. Le point de couplage peut être d'une réalisation simple, par exemple un point d'articulation ou un point de butée dans une ou dans les deux directions axiales. En variante ou en supplément à la réduction de la force transversale par réduction du rayon d'action, il est également possible de réduire en tant que telle la force exercée par l'élément de capteur. Conformément à l'invention, dans un dispositif d'actionnement comportant un agencement de vérin à fluide de pression disposé à l'intérieur de la cloche de carter et conforme à la caractéristique A, ainsi qu'un servo- agencement de positionnement selon la caractéristique B, pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur, notamment le vérin de mesure, et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide pression, on prévoit des moyens anti-couple de basculement intégrés à l'agencement d'élément de capteur, qui agissent à l'encontre d'une force de réaction exercée par un agencement de relevé de l'agencement d'élément de capteur sur un élément de capteur couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, notamment à l'encontre de la pression hydraulique exercée par le fluide hydraulique du vérin de mesure sur son piston couplé sur le plan du mouvement à l'élément de capteur ou réalisé d'un seul tenant avec celui-ci. Les moyens anti-couple de basculement intégrés à l'agencement d'élément de capteur peuvent comporter un agencement de ressort de force antagoniste, le cas échéant en tant que partie d'un agencement de ressort de compensation tel que décrit précédemment. L'agencement de ressort de force antagoniste peut être réalisé conformément à l'agencement de ressort de force antiparallèle décrit précédemment ou à l'agencement de ressort de compression ou l'agencement de ressort de traction décrits précédemment. Selon une troisième variante, les forces transversales ou les couples de basculement peuvent, dans le cas idéal, être sensiblement totalement évités. A cet effet, conformément à l'invention, dans un dispositif d'actionnement comportant un agencement de vérin à fluide de pression disposé à l'intérieur de la cloche de carter et conforme à la caractéristique A, ainsi qu'un servo-agencement de positionnement selon la caractéristique B, pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur, notamment le vérin de mesure, et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide pression, on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de transmission qui assurent un couplage sur le plan du mouvement, libre de couple de basculement, entre un élément de capteur non coaxial à l'axe de l'embrayage et l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, en conduisant à une force résultante sensiblement coaxiale à l'axe de l'embrayage, de la force ou des forces exercées par les moyens detransmission sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. Les moyens de transmission comprennent de préférence un agencement de levier avec un levier s'appuyant de manière pivotante en un point d'appui stationnaire, un premier bras de levier présentant un tronçon en forme de fourche ou un tronçon d'anneau, qui entoure l'axe de l'embrayage et agit avec deux tronçons d'action sur deux tronçons d'action conjugués sensiblement diamétralement opposés en se référant à l'axe de l'embrayage, et faisant partie de l'agencement de butée de débrayage ou du côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. Le levier s'appuie à une extrémité d'appui du premier bras de levier, et l'élément de capteur est couplé au premier bras de levier, au niveau d'un tronçon de couplage de celui-ci. Les tronçons d'action peuvent alors se situer entre l'extrémité d'appui d'une part et le tronçon de couplage d'autre part. En variante, le tronçon de couplage peut se situer entre l'extrémité d'appui d'une part, et le tronçon d'action d'autre part. Selon une autre variante avantageuse, le levier est en appui au niveau d'un tronçon d'appui entre le premier bras de levier et un second bras de levier, et l'élément de capteur est couplé au second bras de levier au niveau d'un tronçon de couplage de celui-ci. Selon une autre approche pour éviter ou maintenir à un faible niveau les forces transversales, et ainsi éviter au mieux possible les couples de basculement, il est proposé conformément à l'invention, que l'agencement d'élément de capteur soit réalisé de manière sensiblement symétrique à l'axe de l'embrayage, en vue d'éviter un couple de basculement. Selon une proposition particulièrement préférée, l'agencement de vérin de mesure comprend un vérin de mesure annulaire sensiblement concentrique à l'axe de l'embrayage, ou plusieurs vérins de mesure d'axes parallèles à l'axe de l'embrayage et disposés autour de l'axe de l'embrayage en étant répartis selon un espacement angulaire régulier et situés à une même distance radiale. Dans la mesure ou pour la compensation d'un couple de basculement il n'est rien prévu d'autre de façon expresse, il s'avère intéressant pour toutes les variantes indiquées pour compenser, réduire ou éviter un couple de basculement agissant sur le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression, notamment un couple de basculement notable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression, que l'agencement de vérin à fluide de pression soit réalisé de manière symétrique par rapport à l'axe de l'embrayage, en vue d'éviter un couple de basculement. A cet effet, l'agencement de vérin à fluide de pression peut comprendre un vérin annulaire à fluide de pression symétrique par rapport à l'axe de l'embrayage. Si un couple de basculement doit être compensé par l'agencement de vérin à fluide de pression lui-même, l'agencement de vérin à fluide de pression, notamment lorsqu'il comprend un vérin annulaire à fluide de pression concentrique à l'axe de l'embrayage et de configuration symétrique, peut comporter au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression décalé radialement vers l'extérieur par rapport au précédent et d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage. En variante, l'agencement de vérin à fluide de pression peut également comprendre plusieurs vérins à fluide de pression d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage et de préférence disposés autour de l'axe de l'embrayage en étant répartis selon un espacement angulaire régulier et situés à une même distance radiale, ainsi que, le cas échéant, au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression décalé radialement vers l'extérieur par rapport aux précédents et d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage. Selon une configuration de l'invention, au moins un vérin à fluide de pression d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage, notamment un vérin auxiliaire à fluide de pression de l'agencement de vérin à fluide de pression, et au moins un vérin de mesure de l'agencement de vérin de mesure et d'axe parallèle à l'axe de l'embrayage, présentent environ la même distance radiale de l'axe de l'embrayage ou/et sont diamétralement opposés par paire, en se référant à l'axe de l'embrayage, notamment en vue de compenser au moins partiellement un couple de basculement provenant du vérin de mesure par un couple de basculement opposé provenant du vérin à fluide de pression. En ce qui concerne le mode de réalisation de la soupape de commande, il est possible d'envisager de nombreuses variantes. La soupape de commande présente de préférence un agencement de soupape qui peut être commuté, en fonction d'une grandeur de différence associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence, entre un premier état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression est relié à la source de fluide de pression, et un second état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression est relié à une ouverture de compensation de la pression, et, le cas échéant, un troisième état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression est sensiblement fermé de manière étanche au fluide de pression. La soupape de commande peut présenter un raccord en liaison sur le plan hydraulique avec un agencement de vérin de mesure de l'agencement d'élément de capteur, et par commutation entre les états de commande, peut maintenir au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, une pression hydraulique dans l'agencement de vérin de mesure restant sensiblement constante, le cas échéant, fonction de la pression du fluide de pression ou/et de la direction de mouvement du côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin à fluide de pression. En ce qui concerne la soupape de commande, il peut s'agir sans problème d'une soupape de commande fonctionnant selon le principe de la balance de pression. Malgré les forces de réaction souvent relativement grandes dans de telles soupapes de commande, qui peuvent être exercées par un agencement de relevé, notamment un agencement de vérin de mesure, sur un élément de capteur couplé en mouvement à l'agencement de vérin à fluide de pression, on évite conformément à l'invention, des problèmes liés à des couples de basculement trop élevés induits dans l'agencement de vérin à fluide de pression, en excluant le risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression. La soupape de commande peut être disposée à l'extérieur de la cloche de carter ou au moins en partie à l'intérieur de la cloche de carter; mais elle est toutefois, indépendamment de la disposition à l'intérieur ou à l'extérieur de la cloche de carter, de préférence dans le cas d'une cloche de carter reliée au moteur à combustion interne et à la boite de vitesses, accessible de l'extérieur, et peut notamment être démontée. En ce qui concerne le fluide de pression il s'agit de préférence d'un fluide de pression pneumatique. En ce qui concerne d'autres caractéristiques avantageuses possibles et d'autres détails de construction possibles du dispositif d'actionnement conforme à l'invention, on pourra se reporter à la demande de brevet 196 23 373.9 déposée le 12 juin 1996 à l'office allemand des brevets, dont la totalité du contenu révélé fait partie de l'enseignement de la présente demande. Dans la suite, on se référera à cette demande antérieure en tant que " demande de référence ". Les caractéristiques et détails de construction indiqués notamment dans les revendications de la demande de référence constituent des développements avantageux du dispositif d'actionnement conforme à l'invention. Dans la suite, l'invention va être explicitée plus en détail au regard de plusieurs exemples de réalisation montrés sur les dessins annexés. Fig. 1 montre selon une vue en coupe schématique, un premier mode de réalisation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, comportant un vérin annulaire à fluide de pression, notamment un vérin annulaire pneumatique, et des moyens anti-couple de basculement sous la forme de moyens de réduction du rayon d'action. Fig. 2 montre comment le dispositif d'actionnement pourrait être réalisé sans les moyens de réduction du rayon d'action conformes à l'invention (et tel que réalisé dans l'exemple de réalisation de la figure 7 de la demande de référence). Fig. 3 montre sur la figure partielle 3a, de manière schématique, la boucle de régulation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention comprenant un dispositif de régulation de position et sur la figure partielle 3b, une courbe caractéristique de positionnement signal de référence - position de consigne selon laquelle peut s'effectuer le positionnement de l'agencement de butée de débrayage du dispositif d'actionnement de la figure partielle 3a. Fig. 4 montre pour un dispositif d'actionnement avec actionnement de l'embrayage par un agencement de pédale, comme dans les exemples de réalisation des figures 1 et 3, sur un diagramme, la relation idéalisée entre la course de déplacement Sp de la pédale et la force de pédale Fp pour différentes pressions pneumatiques PPN en guise de paramètre. Fig. 5 montre sur un diagramme la relation idéalisée entre la course de déplacement SP de la pédale et la force de vérin de mesure FMZ exercée par un vérin de mesure d'un agencement d'élément de capteur, par exemple sur un agencement de butée de débrayage, pour différentes pressions pneumatiques P.N en guise de paramètre. Fig. 6 montre sur un diagramme, une relation éventuellement donnée, suivant la configuration de l'embrayage, entre la course de butée de débrayage SA et la force de ressort d'embrayage FKF exercée par le ou les ressorts d'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage. Fig. 7 montre de manière schématique une coupe d'un agencement de vérin à fluide de pression comprenant un vérin annulaire à fluide de pression, notamment un vérin annulaire pneumatique, pour indiquer des grandeurs ayant une influence et qui sont importantes quant à un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression suite à des forces transversales. Fig. 8 et fig. 9 montrent selon des vues en coupe schématiques à plan de coupe orthogonal à l'axe de l'embrayage, deux exemples de réalisation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention comportant un vérin annulaire à fluide de pression, notamment un vérin annulaire pneumatique, et au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression, notamment un vérin auxiliaire pneumatique servant à la compensation d'un couple de basculement engendré par un agencement de vérin de mesure hydraulique. Fig. 10 montre un exemple de réalisation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, avec un agencement de vérin de mesure hydraulique, qui dans le cas idéal n'engendre pas de couples de basculement. Fig. 11 et fig. 12 montrent selon des représentations conformes à la représentation de la figure 8, deux autres exemples de réalisation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, dans lesquels le vérin annulaire à fluide de pression, notamment le vérin annulaire pneumatique, est conçu et disposé de manière telle, qu'il compense le couple de basculement engendré par un agencement de vérin de mesure hydraulique. Fig. 13 montre sur les figures partielles 13a et 13b deux exemples de liaison possible de la butée de débrayage a un vérin annulaire à fluide de pression de configuration et de disposition correspondant à celles des figures 11 ou 12. Fig. 14 montre selon une représentation schématique, une coupe au travers de l'agencement de vérin à fluide de pression comprenant un vérin annulaire à fluide de pression avec un vérin de mesure hydraulique disposé latéralement. Sur la figure sont indiquées par des flèches, les forces exercées directement ou indirectement sur l'agencement de vérin à fluide de pression, par le fluide de pression, notamment le fluide pneumatique, ainsi que le fluide hydraulique dans le vérin de mesure. Par ailleurs, d'autres flèches indiquent des forces de compensation qui conformément à une variante de réalisation de l'invention, peuvent servir à compenser un couple de basculement produit par le vérin de mesure. Fig. 15, 16 et 17 montrent sur les figures partielles a-d, 16a-d et 17a-d, des vues en coupe schématiques à plan de coupe orthogonal à l'axe de l'embrayage, d'un agencement de vérin à fluide de pression comprenant un vérin annulaire à fluide de pression auquel est associé un vérin de mesure hydraulique, indiquant différentes possibilités de placement de ressorts de compensation, pour compenser un couple de basculement engendré par le vérin de mesure hydraulique. Fig. 18, 19, 20 et 21 montrent sur les figures partielles 18a- c, 19a et b, 20a et b et 21, l'agencement de la figure 14 avec différents exemples de réalisation d'un agencement de ressort de force antiparallèle d'un agencement de ressort de compensation, qui agissent à l'encontre d'un couple de basculement produit par le vérin de mesure. Fig. 22 et fig. 23 avec figures partielles 23a-c montrent l'agencement de la figure 14 avec différents exemples de réalisation d'un agencement de ressort de force parallèle d'un agencement de ressort de compensation, qui agissent à l'encontre d'un couple de basculement produit par le vérin de mesure. Fig. 24 montre l'agencement de la figure 14 avec un agencement de ressort de compensation comprenant un agencement de ressort de force antiparallèle et un agencement de ressort de force parallèle, qui agissent à l'encontre d'un couple de basculement produit par le vérin de mesure. Fig. 25 montre sur la figure partielle 25a une courbe caractéristique de ressort d'un agencement de ressort de force antiparallèle comprenant par exemple un seul ressort de compression ou un seul ressort de traction, sur la figure partielle 25b la courbe caractéristique de ressort d'un agencement de ressort de force antiparallèle comprenant, par exemple, un montage en série d'un ressort de compression ou de traction raide, non précontraint, et d'un ressort de compression ou de traction plus souple et précontraint, et sur la figure partielle 25c, la courbe caractéristique de ressort d'un agencement de ressort de force antiparallèle comprenant par exemple un ressort de compression ou de traction précontraint avec des moyens de commutation associés permettant de rendre inactifs la précontrainte dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression, à chaque fois en tant que fonction de la course de butée de débrayage SA. Fig. 26 montre sur la figure partielle 26a la courbe caractéristique d'un agencement de ressort de force antiparallèle comprenant par exemple un seul ressort de compression ou de traction, sur la figure partielle 26b, les courbes caractéristiques de ressort d'un agencement de ressort de force antiparallèle et d'un agencement de ressort de force parallèle d'un agencement de ressort de compensation, qui ensemble engendrent un couple de basculement opposé sensiblement constant, et sur la figure 26c, le couple de basculement opposé M. engendré par l'agencement de ressort de compensation de la figure 26b, ainsi que le couple de basculement M.z engendré par un vérin de mesure hydraulique, à chaque fois en tant que fonction de la course de butée de débrayage SA. Fig. 27 montre de manière schématique une autre variante d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention et comportant des moyens anti-couple de basculement présentant une répartition des masses de l'agencement de vérin à fluide de pression. Fig. 28 montre sur les figures partielles 28a, 28b et 28c trois variantes indiquant comment la force exercée par un vérin de mesure hydraulique peut être transmise sans engendrer de couples de basculement, à la partie mobile d'un agencement de vérin à fluide de pression, par l'intermédiaire d'un agencement de levier. Fig. 29 montre sur les figures partielles 29a et 29b un exemple de réalisation pour la variante de la figure partielle 28a. Fig. 30 montre sur les figures partielles 30a et 30b un exemple de réalisation pour la variante de la figure partielle 28b. Fig. 31 montre sur les figures partielles 31a et 31b un exemple de réalisation pour la variante de la figure partielle 28c. Fig. 32 et 33 montrent deux autres exemples de réalisation pour la variante de la figure partielle 28c. Sur la figure 1 est montré schématiquement selon un premier exemple de réalisation, un dispositif d'actionnement 10 conforme à l'invention, destiné à un embrayage à friction, ici un embrayage à commande par poussée, disposé dans une cloche de carter 12, dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses. Le dispositif d'actionnement 10 comprend un agencement de vérin à fluide de pression 14 réalisé sous forme de module de construction, dans le cas présent un agencement de vérin pneumatique qui peut également être désigné en tant que module de vérin d'actionnement. Le module de vérin d'actionnement 14 comprend un vérin principal à fluide de pression sous la forme d'un vérin annulaire à fluide de pression, ici un vérin annulaire pneumatique 16, qui est formé par un évidement 18 de forme cylindrique annulaire dans une pièce formant corps 20 stationnaire, ainsi que par un élément de piston annulaire pneumatique 22. L' élément de piston annulaire pneumatique 22 est précontraint par des moyens de ressort 24, en direction de l'embrayage non montré (vers la gauche sur la figure 1), et porte des bagues d'étanchéité 26 destinées à rendre étanche la chambre annulaire du vérin annulaire pneumatique 16. Le vérin annulaire pneumatique 16 et l'élément de piston annulaire pneumatique 22 sont disposés coaxialement à un axe A de l'embrayage. La pièce formant corps 20 présente un alésage axial au travers duquel s'étend l'arbre d'entrée de boite de vitesses 28, coaxialement à l'axe A de l'embrayage. Un tronçon annulaire 30 de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 à l'extrémité côté embrayage de l'élément de piston annulaire, forme une bague de débrayage 30 d'un agencement de butée de débrayage 32, qui comprend par ailleurs, une bague de débrayage 34 pouvant tourner par rapport à la bague de débrayage 30 et tournant avec l'embrayage, ainsi qu'un roulement à billes 36 permettant la rotation relative entre les deux bagues de débrayage 30 et 34. L'agencement de butée de débrayage agit, lors de l'actionnement du dispositif d'actionnement de manière connue, notamment par l'intermédiaire de languettes de ressort- diaphragme d'un ressort-diaphragme servant de ressort d'embrayage, sur l'embrayage en vue de débrayer celui-ci pour interrompre le flux de transmission des forces entre la boite de vitesses et le moteur à combustion interne. Le module de vérin d'actionnement 14 porte un module de soupape de commande 40 fixé de manière amovible sur le module de vérin d'actionnement, et comprenant une soupape de commande connue en soi, fonctionnant sur le principe de la balance de pression. Le module de soupape de commande 40 est disposé de manière à faire saillie hors du côté extérieur de la cloche, au travers d'une ouverture 44 associée, dans la cloche de carter 12, et de manière à pouvoir être démonté lorsque la cloche de carter est reliée au moteur à combustion interne et à la boite de vitesses. La soupape de commande 42 est reliée à une source pneumatique 51 par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 46 à l'intérieur du module de soupape de commande 40, d'un raccord pneumatique 48 sur le tronçon du module de soupape de commande faisant saillie hors du côté extérieur de la cloche de carter 12, et par l'intermédiaire d'une autre conduite pneumatique 50. Par ailleurs, la soupape de commande 42 est reliée à un module de capteur de signal de référence 60, par l'intermédiaire d'une conduite 52 à l'intérieur du module de soupape de commande 40, d'un raccord 54 sur le tronçon du module de soupape de commande 40 faisant saillie hors du côté extérieur de la cloche de carter 12, et par l'intermédiaire d'une autre conduite pneumatique 56. En ce qui concerne le module de capteur de signal de référence 60, il s'agit dans le cas présent, d'un agencement de pédale d'embrayage 60 comprenant une pédale d'embrayage 62, qui est conçue pour transmettre un signal de référence, sous la forme d'un signal hydraulique, à la soupape de commande 42, par l'intermédiaire de la conduite 56, le raccord 54 et la conduite 52. En ce qui concerne les conduites 52 et 56, il s'agit en conséquence de conduites hydrauliques, qui sont en communication par l'intermédiaire du raccord 54 se présentant sous la forme d'un raccord hydraulique. La soupape de commande 42 est par ailleurs reliée à la chambre de cylindre annulaire du vérin annulaire pneumatique 16, par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 64 à l'intérieur du module de soupape de commande 40 et d'une conduite pneumatique 66 à l'intérieur du module de vérin d'actionnement 14. Par ailleurs, la soupape de commande 42 est reliée à une ouverture de compensation de pression non montrée du module de soupape de commande, par l'intermédiaire d'une - 2761641 autre conduite pneumatique également non montrée, à l'intérieur du module de soupape de commande 40. La soupape de commande 42 comprend un corps d'obturation de soupape 70 monté de manière coulissante dans un alésage du module de soupape de commande 40, le long d'un axe de soupape, et présentant un alésage axial pouvant être fermé vers la conduite pneumatique 46 par un élément de couvercle 72, et présentant également des alésages radiaux qui débouchent dans l'alésage axial et dont un alésage radial 74 est visible sur la figure 1. Sur la figure 1 le corps d'obturation de soupape est déplacé vers la droite par rapport à l'élément de couvercle 72 sous l'effet d'un ressort de compression agissant sur lui, de sorte que, par l'intermédiaire des conduites pneumatiques 66, 64, une chambre de soupape recevant le corps d'obturation de soupape 70, l'alésage axial cité et les alésages radiaux cités dans le corps d'obturation de soupape, il s'établit une liaison de détente entre la chambre de cylindre annulaire du vérin annulaire pneumatique et l'ouverture de détente. Si le corps d'obturation de soupape 70 est déplacé suffisamment loin vers la gauche pour que l'élément de couvercle 72 ferme l'alésage axial, mais n'est pas encore soulevé d'un siège de couvercle à l'encontre de la force de ressort d'un ressort de compression associé, agissant sur lui, la chambre annulaire du vérin annulaire pneumatique est fermé de manière étanche sur le plan pneumatique. Si le corps d'obturation de soupape 70 est déplacé plus loin vers la gauche, en entraînant l'élément de couvercle 72 et en le soulevant de son siège de couvercle, alors il s'établit une liaison d'alimentation en air entre la conduite pneumatique 46 et la chambre annulaire du vérin annulaire pneumatique 16, par l'intermédiaire de la chambre de soupape et les conduites pneumatiques 64 et 66. La position du corps d'obturation de soupape 70 s'établissant dans chaque cas, dépend de la pression hydraulique qui règne dans une chambre hydraulique 76 de la soupape de commande 42, formée par un tronçon de conduite hydraulique, et qui agit sur le corps d'obturation de soupape 70 dans la direction d'un déplacement du corps d'obturation de soupape vers la gauche, à l'encontre de la force de ressort du ressort de compression agissant sur le corps d'obturation de soupape 70. La chambre hydraulique 76 est en liaison avec la chambre de cylindre 80 d'un vérin de mesure hydraulique 82, par l'intermédiaire d'un tronçon de conduite hydraulique 78. Le vérin de mesure 82 comprend un piston 86 pourvu d'une bague d'étanchéité 84 et placé sur une tige de piston 88. Le piston délimitant la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 82, peut coulisser le long d'un axe de mouvement B parallèle à l'axe A de l'embrayage et coaxial à la tige de piston 88, et est précontraint par un ressort de compression 90 en direction de l'embrayage, c'est à dire dans la direction de débrayage de l'agencement de butée de débrayage 32 lors de l'actionnement de l'embrayage en vue de le débrayer. La tige de piston 88 fait saillie par une ouverture dans le module de soupape de commande 40, au- delà d'un corps ou carter 92 du module de soupape de commande 40, en direction de l'embrayage et présente à son extrémité côté embrayage, un élément suiveur 94 réalisé d'un seul tenant avec la tige de piston 88 et se présentant sous la forme d'un bras en forme de tige faisant saillie de la tige de piston 88, en direction de l'axe A de l'embrayage. La tige de piston 88, l'élément suiveur 94 et le piston 86 peuvent être considérés comme parties d'un élément de capteur intégral voire d'un seul tenant d'un agencement d'élément de capteur formé par le vérin de mesure 82. Le tronçon annulaire 30 de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 porte un entraîneur 96 fixé de manière rigide et comportant un bras d'entraîneur faisant saillie radialement vers l'extérieur et contre lequel est appuyé sous précontrainte l'élément suiveur 94, avec un tronçon d'extrémité libre, par la force de pression du ressort de compression 90. Le bras d'entraîneur 96 forme ainsi une butée pour l'élément suiveur 94. Lors de la sortie de l'élément de piston annulaire pneumatique 22, l'élément de capteur 98 formé par le piston 86, la tige de piston 88 et l'élément suiveur 94, suit, sous l'effet du ressort de compression , le mouvement de l'élément de piston annulaire pneumatique 22, vers la gauche. Lors de la rentrée de l'élément de piston annulaire pneumatique 22, celui-ci pousse, par l'intermédiaire de l'entraîneur 96, contre l'élément de capteur 98 et entraîne celui-ci dans son mouvement vers la droite. L'élément de capteur 98 et l'élément de piston annulaire pneumatique 22 sont donc couplés l'un à l'autre sur le plan de la transmission de mouvement, pour le mouvement dans la direction axiale. Le mouvement axial de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 est ainsi converti en une augmentation de volume ou une diminution de volume de la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 82. Ainsi, la position axiale de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 et de ce fait de l'agencement de butée de débrayage 32, est ramenée à la soupape de commande 42. La pression hydraulique dans la chambre hydraulique 76 dépend ainsi d'une part du volume de fluide hydraulique dans le module de capteur de signal de référence, refoulé par l'actionnement de la pédale d'embrayage 62, et d'autre part du volume d'huile hydraulique reçu dans la chambre de cylindre du vérin de mesure 82, et ainsi de la position axiale de l'agencement de butée de débrayage 32. La soupape de commande 42 est réalisée de manière telle, que par une détente ou une alimentation en air de la chambre de cylindre annulaire du vérin annulaire pneumatique 16 durant l'actionnement de l'embrayage, on maintient toujours une pression hydraulique moyenne sensiblement constante dans la chambre hydraulique 76.En ce qui concerne le mode de fonctionnement de la soupape de commande, on se référera pour être plus complet, à la demande de référence. En raison de l'huile hydraulique contenue dans la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 82, et en raison du ressort de compression 90 déjà cité, l'élément de capteur 98 exerce, par l'intermédiaire de l'élément suiveur 94, une force dans la direction axiale, en direction de l'embrayage, sur l'entraîneur 96 et ainsi sur l'élément de piston annulaire pneumatique 22. Comme l'élément de capteur 98 n'agit que d'un seul côté de l'axe A de l'embrayage, c'est à dire de manière excentrée sur l'élément de piston annulaire pneumatique, par l'intermédiaire de l'entraîneur 96, il apparaît dans le module de vérin d'actionnement 14, un couple de basculement, à savoir un couple de basculement agissant sur l'élément de piston annulaire pneumatique 22, qui a tendance à faire basculer l'élément de piston annulaire pneumatique 22, par rapport à la pièce formant corps 20, hors de sa positon coaxiale à l'axe A de l'embrayage. Mais conformément à l'invention, ce couple de basculement ou une force transversale correspondant à ce couple de basculement, ne sont pas significatifs, notamment dans l'optique du risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression 14, parce que le rayon d'action (bras de levier efficace) déterminant pour le couple de basculement relativement à l'axe de l'embrayage, est relativement faible, notamment inférieur à celui d'une solution selon la figure 2 (rayon d'action R'A, indiqué en pointillés sur la figure 1). Selon la figure 2, l'entraîneur 96' s'étend jusque dans la zone de mouvement de la tige de piston 88', qui sous l'effet du ressort de compression dans la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique, est appliquée sous précontrainte, avec son extrémité libre, contre l'entraîneur 96'. Comme le couple de basculement exercé par l'élément de capteur sur l'élément de piston annulaire pneumatique, par rapport à la pièce formant corps, est directement proportionnel au rayon d'action (couple M = rayon d'action R x composante de force dans la direction axiale), il apparaît dans le cas de la figure 2, un couple de basculement dû aux forces exercées par l'élément de capteur, nettement plus grand que dans le cas de la figure 1. Avant d'expliciter d'autres exemples de réalisation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, il faut tout d'abord rajouter ce qui va suivre au principe du dispositif d'actionnement de la figure 1 et également de manière tout à fait générale au principe du positionnement de l'agencement de butée de débrayage, en utilisant un dispositif d'actionnement conforme à l'invention; à cet effet on se référera à la figure 3. En-dehors de l'agencement de vérin 14 proprement dit, le dispositif d'actionnement comprend également la soupape de commande 42 déjà évoquée, qui actionne l'agencement de vérin 14 en fonction d'une grandeur de référence, par l'intermédiaire d'un trajet de liaison y (grandeur de réglage Y). La grandeur de référence est dérivée d'un signal de référence W, qui dans l'exemple montre est amené de la pédale d'embrayage 62 à la soupape de commande 42 par l'intermédiaire d'un trajet de liaison w. De manière plus générale par rapport a l'exemple de réalisation de la figure 1, il serait possible, en vue de convertir le signal de référence W en grandeur de référence, d'associer des moyens de conversion 100 au raccord de signal 54 correspondant de la soupape de commande. La commande de l'agencement de vérin 14 s'effectue en fonction de la grandeur de référence représentant la position de consigne de l'agencement de butée de débrayage, et d'une grandeur réelle représentant la position réelle de l'agencement de butée de débrayage. La grandeur réelle est dérivée d'un signal de grandeur réelle X, qui est transmis à la soupape de commande 42 par un agencement d'élément de capteur 82, 98 associé à l'agencement de butée de débrayage, par l'intermédiaire d'un trajet de liaison x. De manière plus générale par rapport à l'exemple de réalisation selon la figure 1, au raccord de signal correspondant 102 de la soupape de commande 42, peuvent également être associés des moyens de conversion 104 servant à convertir le signal de valeur réelle X en grandeur réelle. La soupape de commande 42, l'agencement de vérin 14, l'agencement d'élément de capteur 82, 98 (comprenant ici le vérin de mesure hydraulique 82 et l'élément de capteur 98) associé à l'agencement de butée de débrayage, et les trajets x, y, forment une boucle de régulation, qui régule la position de l'agencement de butée de débrayage conformément aux données prédéfinies du signal de référence W. Dans le cas de l'exemple de réalisation montré, la régulation s'effectue par commutation de la soupape de commande 42 entre trois états de soupape, à savoir un état de commande de remplissage I, dans lequel la source de fluide de pression (ici source pneumatique) est reliée à l'agencement de vérin 14 par l'intermédiaire des raccords de soupape 48 et 106, un état de vidange II, dans lequel l'agencement de vérin 14 est relié à un volume de compensation (notamment l'atmosphère), par l'intermédiaire des raccords de soupape 106 et 108, et un état de commande de maintien III dans lequel le fluide de pression ne peut s'échapper de l'agencement de vérin 14 par l'intermédiaire de la soupape de commande 42. On notera qu'un état de commande de maintien distinct de la soupape de commande n'est pas obligatoirement nécessaire. Dans la mesure o l'on ne prévoit pas d'état de commande de maintien propre de la soupape de commande, celui-ci peut également être réalisé par une commutation continuelle entre la liaison de remplissage 48-106 et la liaison de vidange 106-108. Dans la mesure o l'on prévoit un état de commande de maintien propre de la soupape de commande, celui-ci peut également être réalisé par une commutation continuelle entre la liaison de remplissage 48-106 et la liaison de vidange 106-108. Si l'on ne prévoit pas d'état de commande de maintien propre de la soupape de commande, alors on aura malgré tout la fonction "maintien" du dispositif d'actionnement, à savoir de façon telle que dans certains états de fonctionnement il se produit une commutation continuelle de la soupape de commande entre l'état de commande de remplissage I et l'état de commande de vidange II. Par rapport à l'exemple de réalisation de la figure 1, il est également possible de manière plus générale, qu'aussi bien le signal de référence W indiquant la position de consigne, que le signal de réaction ou signal de valeur réelle X soient élaborés de manière indépendante l'un de l'autre par tout type de signal approprié. En ce qui concerne les signaux, il peut s'agir dans chaque cas d'un signal hydraulique, pneumatique, mécanique, électrique ou optique, en ne citant que les plus importants. Suivant le type de signal, le signal considéré peut être représenté respectivement par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, en ne citant à nouveau que les représentations physiques de signal les plus importantes. Il est important que le signal de référence W et le signal de valeur réelle X puissent être des signaux de types les plus différents, et que le signal de référence W et le signal de valeur réelle X puissent être représentés par différentes grandeurs physiques. Si le signal de référence W et le signal de valeur réelle X sont de type différent ou sont représentés par des grandeurs physiques différentes, alors il est possible, grâce aux moyens de conversion cités 100 et 104, d'effectuer une conversion des signaux à des grandeurs de même type (grandeur de référence et grandeur réelle). En ce qui concerne le signal de valeur réelle X on notera que le type de signal respectivement prévu, est indépendant de l'agencement d'élément de capteur prévu pour relever la position axiale de l'agencement de butée de débrayage. Ainsi, un agencement d'élément de capteur exerçant des forces non négligeables sur l'agencement de butée de débrayage ou l'élément de piston annulaire, par exemple un agencement d'élément de capteur comprenant un vérin de mesure hydraulique, comme dans le cas de la figure 1, ou un agencement d'élément de capteur purement mécanique, peuvent être munis de moyens de conversion qui engendrent un signal non électrique ou un signal non mécanique qui est transmis à la soupape de commande. A partir de la grandeur réelle et de la grandeur de référence, il est possible de dériver une grandeur de différence, qui détermine l'état de commande de la soupape de commande 42. Dans l'exemple montré, la soupape de commande prend l'état de commande de remplissage I, lorsque la grandeur de référence est plus grande que la grandeur réelle, et l'état de commande de vidange II, lorsque la grandeur de référence est plus petite que la grande réelle. Si la grandeur de référence est égale à la grandeur réelle, la soupape de commande 42 de l'exemple de réalisation de la figure 3a, prend l'état de commande de maintien III. De manière plus générale par rapport à l'exemple de réalisation de la figure 1, en ce qui concerne la grandeur réelle, la grandeur de référence et, le cas échéant, la grandeur de différence, il peut s'agir respectivement d'une grandeur hydraulique, pneumatique, mécanique ou électrique, notamment une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant ou une tension, ou bien également tout simplement d'une grandeur de calcul, disponibles en étant numérisées de façon adéquate, dans des zones de mémoire d'un dispositif de commande électronique, notamment un microprocesseur de la soupape de commande. Pour la pratique, il est souvent avantageux qu'il n'existe pas de relation linéaire entre le signal de référence W et la position axiale de l'agencement de butée de débrayage, s'établissant sous l'effet de la commande ou de la régulation de la soupape de commande 42. Il est par exemple avantageux, en vue d'obtenir un embrayage manuel sensible par un actionnement correspondant de la pédale d'embrayage 62, qu'une zone de position de consigne centrale de l'embrayage, délimitée par une position de début de transmission de couple S et une position embrayée EK correspondant à une transmission de couple sensiblement maximale, soit élargie, quant aux signaux de référence W associés, par rapport aux zones de position de consigne résiduelles. Une courbe caractéristique de positionnement, qui associe à chaque signal de référence W, une position axiale de consigne W', est montrée sur la figure 3b. En se référant à nouveau à l'exemple de réalisation de la figure 1, lors de l'actionnement de la pédale 62, il s'établit dans la chambre hydraulique 76 et ainsi en même temps dans la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 82, une pression hydraulique qui agit par une force de vérin de mesure F.Z d'orientation axiale, par l'intermédiaire l'élément de capteur 98, sur l'agencement de butée de débrayage 32 de l'agencement de vérin 14, et qui engendre une force transversale agissant sur l'élément de piston annulaire 22, ou un couple de basculement agissant sur celui-ci. Lors du relâchement de la pédale 62, la pression dans la chambre hydraulique 76 et ainsi la force agissant dans la chambre de cylindre 80 du vérin de mesure hydraulique 82, est réduite. La pression résiduelle agit également par l'intermédiaire de l'élément de capteur 98, sur l'agencement de butée de débrayage 32 et l'élément de piston annulaire 22 de l'agencement de vérin 14. La force de vérin de mesure FMZ et ainsi la force transversale ou le couple de basculement ne sont pas constants le long de la course de la pédale Sp, mais au contraire généralement fonction de grandeurs telles que la vitesse de la pédale, la courbe caractéristique de positionnement et la pression de fonctionnement considérée du fluide de pression (ici pression pneumatique de fonctionnement Pf.) de la source de pression 51 (source pneumatique), des forces de vérin de mesure FMZ différentes étant par ailleurs également obtenues lors de l'actionnement de la pédale (débrayage) et du relâchement de la pédale (embrayage), comme cela est montré sur la représentation idéalisée, correspondant à un actionnement d'embrayage quasi stationnaire, de la figure 5. En raison de la configuration de la soupape de commande 42, la force de vérin de mesure F.Z ne dépend de la pression pneumatique Pp, que durant la phase d'actionnement de la pédale (branche supérieure, la force de vérin de mesure FMZ augmente avec la pression pneumatique PpN)). Pour être complet, on montre également sur la figure 4, comment pourrait apparaître de façon idéalisée, la relation entre la course de pédale Sp. et la force de pédale Fa. Comme dans la figure 5 la branche supérieure correspond à la phase d'actionnement de la pédale, qui dépend de la pression pneumatique PpN et qui se décale vers des forces de pédale d'embrayage Fp plus élevées avec l'augmentation des pressions pneumatiques. La pression pneumatique s'établissant dans l'agencement de vérin pneumatique 14, c'est à dire dans la chambre de cylindre du vérin annulaire pneumatique 16, dépend dans l'état stationnaire ou quasi stationnaire (notamment dans l'état de commande de maintien III de la soupape de commande), de la force exercée côté embrayage sur l'agencement de butée de débrayage 32, c'est à dire de la force exercée par l'intermédiaire du ressort d'embrayage (ressort- diaphragme) sur l'agencement de butée de débrayage (dans l'état stationnaire ou quasi stationnaire les forces de pression du fluide pneumatique dans la chambre de cylindre du vérin annulaire pneumatique 16 et la force exercée par l'intermédiaire du ressort-diaphragme sur l'agencement de butée de débrayage 32 sont équilibrées). La figure 6 montre un exemple pour la relation entre la force de ressort d'embrayage FKF exercée par le ressort- 4O) diaphragme sur l'agencement de butée de débrayage, et la course de la butée de débrayage SA, non seulement la force de ressort du ressortdiaphragme mais également d'autres forces de ressort d'autres ressorts de l'embrayage (ressorts à lame tangentiels, ressorts de garnitures, et ainsi de suite), contribuant à la force de ressort d'embrayage FF. La plage de travail pourrait par exemple être constituée par la zone de la course de butée de débrayage SA située entre EK (position embrayée) et AK (position débrayée), ou en variante la zone de la course de butée de débrayage SA située entre EK' (position embrayée) et AK' (position débrayée). La mesure dans laquelle des couples de basculement agissant dans l'agencement de vérin à fluide de pression (ici sur l'élément de piston annulaire pneumatique 22) peuvent devenir dangereux dans l'optique d'un risque de blocage automatique de l'agencement de vérin, dépend de plusieurs grandeurs d'influence. Les grandeurs d'influence les plus importantes sont: la force résultant du relevé de la grandeur réelle et agissant sur l'agencement de vérin à fluide de pression, la grandeur de frottement (coefficient de frottement y) entre le piston et le cylindre de l'agencement de vérin, la longueur de guidage utile définissant le guidage de la partie mobile en direction axiale de l'agencement de vérin à fluide de pression (élément de piston annulaire 22) sur la partie stationnaire de l'agencement de vérin à fluide de pression (partie formant corps 20), et le rayon d'action de la force résultant du relevé de la valeur réelle, qui indique la longueur de levier active pour le couple de basculement induit. On se référera à cet effet à la figure 7, qui montre de manière schématique une coupe d'un vérin annulaire pneumatique 14a comprenant un élément de piston annulaire pneumatique 22a. Les forces exercées par le fluide pneumatique sur l'élément de piston annulaire 22a sont symbolisées par des flèches Fpz. En vue de réduire le risque d'un blocage automatique, la force FMZ (force de vérin de mesure) résultant du relevé de la valeur réelle, le frottement et le rayon d'action RA doivent être les plus petits possibles et la longueur de guidage LF disponible doit être la plus grande possible. Les grandeurs d'influence sur la force (force de vérin de mesure FMz) résultant du relevé de la valeur réelle dépendent de la soupape de commande utilisée et de l'agencement d'élément de capteur utilisé. En ce qui concerne la soupape de commande et le vérin de mesure de la figure 1, la force de vérin de mesure FMZ dépend de la pression pneumatique de fonctionnement Pff, des raideurs de ressort de ressorts de la soupape de commande, du diamètre efficace de passage d'écoulement de l'air et de la surface efficace du vérin de mesure (diamètre du vérin de mesure). Pour minimiser la force de vérin de mesure FMZ, toutes les grandeurs citées doivent être maintenues aussi faibles que possible, exception faite du diamètre de passage d'écoulement de l'air. Dans les exemples de réalisation décrits dans la suite, on utilise pour des éléments ayant la même fonction ou des éléments analogues, les mêmes repères que ceux des exemples de réalisation des figures 1 et 2, ces repères étant complétés respectivement par une lettre minuscule pour désigner l'exemple de réalisation considéré (il en est de même en ce qui concerne le vérin annulaire pneumatique de la figure 7); on se référera expressément aux exemples de réalisation décrits précédemment, et seules seront explicitées les différences par rapport à ceux-ci. Dans l'exemple de réalisation de la figure 8 sont montrés de manière schématique, un vérin annulaire pneumatique 16b en tant que vérin principal et un vérin de mesure hydraulique 82b d'un dispositif d'actionnement lob conforme à l'invention, qui peuvent correspondre aux composants correspondants de l'exemple de réalisation de la figure 1. Un élément de capteur du vérin de mesure hydraulique est couplé sur le plan du mouvement, à l'élément de piston annulaire pneumatique du dispositif d'actionnement lob, par exemple tel que cela est montré sur la figure 1 ou sur la figure 2. Pour compenser un couple de basculement induit par le vérin de mesure hydraulique 82b et agissant sur l'élément de piston annulaire, il est prévu un vérin auxiliaire pneumatique 120b présentant un piston pneumatique couplé sur le plan du mouvement, à l'élément de piston annulaire pneumatique. Le vérin auxiliaire pneumatique 120b est raccordé, tout comme le vérin annulaire pneumatique 16b, à la même soupape de commande du dispositif d'actionnement lob, et dans le vérin auxiliaire pneumatique 120b règne, au moins dans un état stationnaire ou quasistationnaire, la même pression pneumatique que dans le vérin annulaire pneumatique 16b. Le vérin auxiliaire pneumatique 120b est disposé, en se rapportant à l'axe A de l'embrayage, de manière diamétralement opposé au vérin de mesure hydraulique 82b. le vérin de mesure hydraulique induit un couple de basculement MHZ, pour lequel on a: MMZ = PHYD x Az X Rmz, PHYD étant la pression hydraulique dans le vérin de mesure, AZ la surface efficace du vérin hydraulique et R.Z le rayon d'action efficace (rayon d'action RA). Le vérin auxiliaire pneumatique induit un couple de basculement opposé MHZ, pour lequel on a: MHZ = PPZ X AHZ X Rz, P.z étant la pression pneumatique dans l'agencement de vérin pneumatique, AHZ la surface efficace du vérin auxiliaire et RAZ le rayon d'action efficace (rayon d'action RA) du vérin auxiliaire. En ce qui concerne la force exercée par le vérin principal 16b, on a: Fz = Pz x A.Z, A.z étant la surface efficace du vérin principal 16b. La force FAUS agissant globalement, directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage en le déplaçant axialement, est égale à la somme de la force FMZ = AMz X P.HYD exercée par le vérin de mesure, la force FHZ = AHZ x Pz exercée par le vérin auxiliaire et la force FHZ du vérin principal. De manière différente de ce qui est représenté sur la figure 8, les surfaces efficaces de vérin A et les rayons d'action R seront différents pour le vérin de mesure 82b et le vérin auxiliaire 120b. Ceux-ci sont à choisir en fonction des pressions hydrauliques PHYD apparaissant lors de l'actionnement de l'embrayage, de manière telle que l'on obtienne une compensation optimale de couple de basculement en tenant compte des pressions pneumatiques PIz apparaissant durant l'actionnement de l'embrayage (qui dans l'état stationnaire ou quasi-stationnaire, dépendent de la force FKF exercée, dans la position de débrayage considérée, sur l'agencement de butée de débrayage, du côté embrayage). Une compensation optimale de couple de basculement signifie, par exemple, que sur un cycle d'actionnement de l'embrayage, le couple résiduel résultant de la différence (vectorielle) entre le couple de basculement Mz et le couple de basculement opposé MHZ, soit en moyenne minimal. Mais la compensation optimale peut également signifier que le couple de basculement opposé compense une valeur de pointe du couple de basculement, dangereuse quant à un blocage automatique du vérin annulaire pneumatique, sans atteindre sur le cycle d'actionnement, en moyenne, un couple de basculement résiduel minimal. Le couple de basculement opposé MHZ peut également être engendré par plusieurs vérins auxiliaires pneumatiques, qui chacun fournissent une contribution au couple de basculement opposé. Le couple de basculement global M.Z engendré, est obtenu par la somme vectorielle des contributions individuelles au couple de basculement opposé. Sur la figure 8 on a représenté en pointillés deux vérins auxiliaires pneumatiques 122b et 124b supplémentaires, constituant une variante de réalisation. De manière générale, selon la solution indiquée sur la figure 8, on dispose donc de manière répartie sur la périphérie, un ou plusieurs vérins auxiliaires pneumatiques, à la périphérie du vérin annulaire pneumatique 16b servant de vérin principal, qui sont configurés et répartis de façon à ce que la force transversale engendrée par le vérin de mesure 82b ou le couple de basculement induit par le vérin de mesure, soit approximativement annulé, c'est à dire que la force résultante produite par le vérin de mesure et le vérin auxiliaire ou les vérins auxiliaires soit donc approximativement coaxiale à l'axe de l'embrayage. Ce qui a été dit au regard de la figure 8 est valable de manière correspondante dans le cas d'une variante telle que montrée sur la figure 9 et comprenant plusieurs vérins de mesure hydrauliques 82cl et 82c2. Les vérins auxiliaires pneumatiques 120c et 122c ou en "I variante 120c, 122c, 124c et 126c sont répartis sur la périphérie du vérin principal 16c et dimensionnés de manière telle, que le couple de basculement engendré globalement par les deux vérins de mesure hydrauliques 82cl et 82c2, soit compensé de façon optimale, c'est à dire que la force résultante soit approximativement *coaxiale à l'axe de l'embrayage. Une compensation idéale ou une annulation des couples de basculement peut être obtenue en prévoyant au moins deux vérins de mesure hydrauliques identiques ayant le même rayon d'action et diamétralement opposés par paire en se référant à l'axe de l'embrayage, comme cela est montré sur la figure 10 pour les vérins de mesure hydrauliques 82dl et 82d2. A la place d'un vérin annulaire pneumatique, on prévoit dans l'exemple de réalisation de la figure 10, en tant que vérin principal, deux vérins pneumatiques identiques 130d et 132d de même rayon d'action et diamétralement opposés en se référant à l'axe de l'embrayage. Il serait possible de prévoir davantage encore de vérins pneumatiques et/ou de vérins de mesure hydrauliques, tel que cela est indiqué par deux vérins représentés en pointillés, pour autant que les vérins soient configurés et répartis de façon telle, que les forces transversales ou couples de basculement engendrés par les vérins soient approximativement ou totalement annulés, c'est à dire que la force résultante soit approximativement ou totalement coaxiale à l'axe de l'embrayage. La force FAUs agissant sur l'agencement de butée de débrayage en le déplaçant axialement, est égale à la somme de la force FMZ exercée par les vérins de mesure et de la force FHZ exercée par les vérins pneumatiques. Dans le cas de l'utilisation d'un vérin annulaire à fluide de pression, notamment un vérin annulaire pneumatique, la compensation d'un couple de basculement induit par un vérin de mesure hydraulique ou de manière générale par un agencement d'élément de capteur, peut également s'effectuer par une disposition ou une configuration excentrique du vérin annulaire par rapport à l'axe A de l'embrayage. Dans l'exemple de réalisation selon la figure 11, le vérin annulaire 16e de configuration concentrique à un axe de vérin annulaire Z, est disposé de manière à ce que son axe de vérin Z soit décalé par rapport à l'axe A de l'embrayage, ceci de manière telle, que le couple de basculement induit par le vérin de mesure hydraulique 82e, soit compensé de façon optimale par un couple de basculement opposé engendré par le vérin annulaire lui- même. A cet effet, l'axe de vérin annulaire Z se trouve diamétralement sur le côté opposé à celui o se trouve le vérin de mesure hydraulique 82e en se référant à l'axe A de l'embrayage, la valeur du décalage entre l'axe A et l'axe de vérin annulaire Z étant fonction des pressions hydrauliques et pneumatiques qui apparaissent, ainsi que de la géométrie et du dimensionnement du vérin annulaire. Une autre possibilité consiste à conférer au vérin annulaire à fluide de pression lui-même, notamment au vérin annulaire pneumatique, une configuration excentrique, tel que cela est montré sur la figure 12 pour le vérin annulaire pneumatique 16f. Le vérin annulaire pneumatique 16f présente une paroi de cylindre de vérin annulaire 140f radialement extérieure, qui est concentrique à un axe de vérin annulaire Z, ainsi qu'une paroi de cylindre de vérin annulaire radialement intérieure 142f excentrée par rapport à la paroi de cylindre de vérin annulaire extérieure 140f et concentrique à l'axe A de l'embrayage dans l'exemple de réalisation montré. L'axe de vérin annulaire Z est situé, comme dans l'exemple de réalisation de la figure 11, diamétralement sur le côté opposé à celui o se trouve le vérin de mesure 82f, en se référant à l'axe A de l'embrayage, le décalage entre l'axe A de l'embrayage et l'axe de vérin annulaire Z étant fonction des pressions qui apparaissent et des dimensions. Dans les deux exemples de réalisation (figures 11 et 12), il est possible conformément à l'invention, que la force résultante des forces du vérin de mesure hydraulique et du vérin annulaire pneumatique se situe approximativement sur l'axe de l'embrayage et qu'il n'apparaît pas de couple de basculement résultant sensible. La figure 13 montre deux possibilités de liaison de l'agencement de butée de débrayage au vérin annulaire (vérin principal) disposé de manière excentrée ou de configuration excentrique. Les figures 13a et 13b montrent chacune un roulement auto-centrant. Dans le cas de la variante de la figure 13a, l'agencement de butée de débrayage 32g comporte une bague extérieure 30g ne tournant pas avec l'embrayage et par rapport à laquelle peut tourner la bague de butée de débrayage 34g également désignée parbague intérieure, au moyen d'un roulement à billes 36g. La bague extérieure 30g est appliquée par une rondelle-ressort 150g contre un tronçon de l'élément de piston annulaire 22g, la force d'application étant choisie de façon à permettre lors du début de l'actionnement de l'embrayage, un centrage automatique dans le cas d'une excentricité de la butée de débrayage par rapport à l'axe de l'embrayage. Dans l'exemple de réalisation de la figure 13b, la fixation de l'agencement de butée de débrayage sur l'élément de piston annulaire 22h s'effectue au moyen d'un disque annulaire 152h placé sur l'élément de piston annulaire 22h, et auquel est fixe la bague extérieure 30h au moyen d'un étrier élastique 154h. Entre la bague extérieure 30h et l'étrier élastique 154h est en outre prévu un ressort ondulé non visible sur la figure. Tout comme dans l'exemple de réalisation de la figure 13a, la bague extérieure 30h est serrée de manière définie, de sorte que dans une certaine mesure, par la mise en oeuvre de forces de frottement entre la bague extérieure et l'élément de piston annulaire ou le disque annulaire, il est possible d'obtenir un centrage automatique (dans l'exemple de réalisation de la figure 13b, en prenant en considération une légère déformation élastique de l'étrier élastique 154h). Dans les exemples de réalisation des figures 8-11, les couples de basculement opposés agissant à l'encontre du couple de basculement de l'agencement d'élément de capteur, notamment du vérin de mesure hydraulique en raison de sa force de vérin de mesure FMZ, sont appliqués par au moins un vérin auxiliaire pneumatique, le vérin principal pneumatique lui-même ou par l'agencement d'élément de capteur lui-même (vérin de mesure supplémentaire dans l'exemple de réalisation de la figure 10). Mais la compensation de force transversale ou la compensation de couple de basculement peut toutefois également s'effectuer par la mise en oeuvre d'une ou plusieurs pièces élastiques ou accumulateurs d'énergie, qui dans la suite seront désignés de manière générale par agencement de ressort de compensation. Le ressort de compensation peut par exemple être réalisé par de simples ressorts de compression ou/et de traction, mais la mise en oeuvre d'autres éléments élastiques (accumulateurs d'énergie) est également envisageable. Des exemples permettant de voir comment et de quelle manière l'agencement de ressort de compensation peut agir sur la partie axialement mobile (notamment l'élément de piston annulaire pneumatique) de l'agencement de vérin à fluide de pression, sont montrés sur la figure 14. L'agencement de la figure 14 correspond à l'agencement de la figure 7, un vérin de mesure hydraulique 82j comprenant un piston 86j et une tige de piston 88j étant représenté schématiquement en supplément. Le vérin de mesure 82j est fixé à la pièce formant corps 20j, au moyen d'éléments de fixation 83j représentés de manière symbolique. La tige de piston 88j agit sur un tronçon d'anneau 30j, de sorte qu'en raison de la pression du fluide hydraulique dans le vérin de mesure hydraulique 82, une force FMZ est transmise de manière excentrée par rapport à l'axe A de l'embrayage, à l'élément de piston annulaire 22j, et qu'un couple de basculement devant être compensé est ainsi induit. La compensation peut d'une part s'effectuer par une composante de force dirigée en sens opposé (antiparallèle), qui agit par exemple dans la zone d'action de la tige de piston 88j sur le tronçon d'anneau 30j, sur celui-ci. Cela peut par exemple être obtenu par un ressort de compression (force FAPD) ou/et par un ressort de traction (force FApz) du ressort de compensation. En variante ou en supplément, cela peut également être obtenu par une composante de force de compensation qui est située sensiblement de manière diamétralement opposée, en se référant à l'axe A de l'embrayage, à la zone d'action de la tige de piston 88j sur le tronçon d'anneau 30j, qui agit sur le tronçon d'anneau 30j, et qui est dirigée dans le même sens que la force de vérin de mesure FMz, c'est à dire est parallèle à celle-ci. Cette force de compensation peut par exemple être obtenu par un ressort de traction (force FPAZ) ou/et un ressort de compression (FPAD) de l'agencement de ressort de compensation. Les forces citées sont représentées symboliquement par des flèches sur la figure 14. Sur le côté vérin de mesure de l'agencement de vérin à fluide de pression ou/et sur le côté de l'agencement de vérin à fluide de pression opposé à celui o se trouve le vérin de mesure, peuvent être prévus à chaque fois un ou plusieurs ressorts, la force résultante des ressorts dans le cas de plusieurs ressorts, devant se situer dans un plan engendré par l'axe A de l'embrayage et la force de vérin de mesure FMZ (parallèle à l'axe A de l'embrayage). On atteint une compensation optimale lorsque la force résultante de la force de vérin de mesure FMZ et des forces de compensation, se situe sensiblement sur l'axe A de l'embrayage. Différentes possibilités pour le positionnement d'un ou de plusieurs ressorts de compensation 160k par rapport au vérin de mesure hydraulique 82k, au vérin principal (vérin annulaire pneumatique) 16k et à l'axe A de l'embrayage sont indiquées sur les figures 15, 16 et 17. Ainsi, un ou plusieurs ressorts de compensation 160k peuvent être disposés, en se référant à l'axe A de l'embrayage, radialement à l'extérieur (figure 15a) ou radialement à l'intérieur (figure 15b), à l'intérieur du vérin de mesure lui-même (figure 15c) et latéralement et symétriquement au vérin de mesure (figure 15d). Par ailleurs, un ou plusieurs ressorts de compensation 1601 peuvent être disposés sur le côté de l'agencement de vérin à fluide de pression, notamment le vérin annulaire pneumatique 161, opposé à celui du vérin de mesure hydraulique 821, dans des positions de ressort symétriques aux positions de ressort de la figure 15 (voir figure 16). Comme le montre la figure 17, un ou plusieurs ressorts de compensation 160m ou 160n peuvent être disposés dans le vérin annulaire lui-même 16m et respectivement 16n. Comme cela a été explicité au regard de la figure 14, les ressorts de compression sur le côté vérin de mesure du vérin annulaire pneumatique (figure et figures 17a, b) engendrent une force de compensation avec une composante de force antiparallèle à la force de vérin de mesure, tandis que les ressorts de compensation disposés sur le côté du vérin annulaire pneumatique opposé à celui o se trouve le vérin de mesure (figure 16 et figure 17c, d) engendrent une force de compensation avec une composante de force parallèle à la force de vérin de mesure. Dans la suite on va expliciter plus en détail, au regard des figures 18 à 24, quelques exemples de réalisation d'agencements de ressort de compensation conformes à l'invention. Les figures citées se fondent chacune sur l'exemple de réalisation de la figure 14 et montrent les composants rajoutés ou modifiés par rapport à cet exemple de réalisation. Dans l'exemple de réalisation de la figure 18a, on prévoit un ressort de traction 1600 qui agit entre l'élément de piston annulaire 220 et la pièce formant corps 200, qui est disposé radialement à l'extérieur du vérin de mesure hydraulique 820, et qui agit sur un prolongement du tronçon d'anneau 300 et un tronçon de fixation 1620 de la pièce formant corps 200. Le ressort de traction 1600 est précontraint dans l'état rentré ou rétracté (déport maximal de l'élément de piston annulaire 220 vers la droite), de sorte que l'on obtient une courbe caractéristique de ressort (force de ressort de compensation F, en tant que fonction de la course de butée de débrayage SA) telle que celle montrée sur la figure 25a). Cela a pour conséquence que le ressort de compensation exerce, même dans l'état rentré, sans actionnement de l'embrayage, une force non négligeable sur l'élément de piston annulaire 220, ce qui constitue un inconvénient lorsque le vérin de mesure hydraulique exerce sur l'élément de piston annulaire 22o, dans l'état rentré, aucune force ou seulement une force sensiblement réduite, et qu'il reste en conséquence un couple de basculement relativement grand, induit par le ressort de compensation 160o. Ce problème peut être résolu par le fait qu'à la place du ressort de traction 160o, on prévoit un montage en série de deux ressorts de traction 160pl et 160p2, dont seulement le ressort de traction le plus raide 160p2 est précontraint dans l'état rentré ou rétracté, mais non pas le ressort de traction le plus souple 160pl. A cet effet, entre les deux ressorts de traction est prévue une plaque de butée 164p, qui dans l'état rentré, repose sur un tronçon annulaire 166p du vérin de mesure hydraulique 82p, et qui lors de la sortie de l'élément de piston annulaire 22p n'est soulevée du tronçon annulaire 16p que lorsque la force de ressort du ressort de traction 160pl a atteint la force de précontrainte du ressort de traction 160p2. La courbe caractéristique de ressort globale obtenue est montrée sur la figure 25b. Sur une première branche de la courbe caractéristique, désignée par 1, seul le ressort de traction 160pl est actif. Dès que la plaque de butée 164p est soulevée du tronçon annulaire 166p, le second ressort de traction 160p2 entre également en action et est, lors de la poursuite de la sortie, de plus en plus étiré tout comme le ressort de traction pl, en conduisant au tronçon de courbe caractéristique désigné par 1+2 sur la figure 25b. Comme le laisse entrevoir la courbe caractéristique, il s'agit en ce qui concerne le ressort de traction non précontraint 160pl, d'un ressort nettement plus raide que le ressort de traction précontraint 160p2. Dans l'état rentré ou rétracté de l'élément de piston annulaire, une force beaucoup plus faible est exercée par le ressort de traction 160pl sur l'élément de piston annulaire, que dans le cas de la figure 18a. Pour que cette force dans l'état rentré n'augmente pas de trop pour une usure croissante de l'embrayage, il s'avère avantageux de prévoir une compensation d'usure de l'embrayage. Un autre exemple de réalisation est montré sur la figure 18c. Ici, il est prévu à la place du ressort de traction 1600 agencé radialement à l'extérieur du vérin de mesure 820, un ressort de traction 160q disposé à l'intérieur du vérin de mesure hydraulique 82q. Les ressorts de traction des figures 18a, b et c engendrent chacun une force antiparallèle à la force de vérin de mesure FMZ, de sorte que les ressorts peuvent également être désignés en tant qu'agencement de ressort de force antiparallèle. L'agencement de ressort de force antiparallèle disposé sur le côté vérin de mesure du vérin annulaire pneumatique, peut également être formé par des ressorts de compression, tel que cela est indiqué sur les figures 19, 20 et 21 au regard de plusieurs exemples de réalisation. Pour réaliser une distinction simplifiée sur les figures, les ressorts de traction sont représentés en vue de côté non coupés, et les ressorts de compression sont représentés en coupe. Sur la figure 19, il est prévu un seul ressort de compression 160r, qui est disposé à côté du vérin de mesure hydraulique 82r, dans chambre prévue dans un carter commun, et qui s'appuie sur le carter et sur un poussoir 168r relié au tronçon d'anneau 30r. On obtient une courbe caractéristique de ressort similaire à celle montrée sur la figure 25a. Une courbe caractéristique de ressort telle que celle montrée sur la figure 25b peut être obtenue par un montage en série d'un premier ressort de compression 160sl de raideur élevée, non précontraint dans l'état rentré ou rétracté de l'élément de piston annulaire 22s, et d'un second ressort de compression s2 souple et précontraint dans l'état rentré de l'élément de piston annulaire 22s, le principe de fonctionnement correspondant au principe de fonctionnement de l'exemple de réalisation de la figure 18b. Une autre variante particulièrement avantageuse est montrée sur la figure 20, qui montre l'élément de piston annulaire dans une position partiellement sortie ou extraite (figure 20a) et dans la position rentrée (figure 20b). Ici n'est prévu qu'un ressort de compression 160t précontraint dans l'état rentré et présentant une raideur comme le ressort de compression 160s2 de l'exemple de réalisation de la figure 19b, qui n'agit pas directement sur le poussoir 168t, mais par l'intermédiaire d'une plaque de butée 164t de forme annulaire. Lors de la rentrée, la plaque de butée 164t vient s'appuyer sur un tronçon de butée 166t de forme annulaire faisant partie du carter, de sorte que le poussoir 168t est libéré de l'action du ressort de compression 160t, et qu'en conséquence, dans l'état rentré, il n'y a pas de forces de compensation du ressort de compression 160t qui sont transmises à l'élément de piston annulaire 22t. Le tronçon annulaire 166t et la plaque de butée 164t peuvent être désignés comme moyens de commutation, qui rendent active ou inactive la force de ressort du ressort de compression t. On obtient ainsi une courbe caractéristique effective telle que celle montrée sur la figure 25c. L'agencement de ressort de force antiparallèle formé par les ressorts de compression des exemples de réalisation des figures 19 et 20, est disposé de manière décalée vers l'extérieur dans la direction radiale, par rapport au vérin de mesure hydraulique, ce qui entraîne des dimensions radiales augmentées en conséquence de l'agencement formé par le vérin annulaire pneumatique et le carter de soupape de commande. La figure 21 montre un exemple de réalisation dans lequel les dimensions dans la direction radiale sont réduites au détriment des dimensions dans la direction axiale, l'agencement de ressort de force antiparallèle comprenant deux ressorts de compression 160ul et 160u2 montés en série, correspondant quant au mode de fonctionnement, à l'agencement de ressort de force antiparallèle de la figure 19b. Le mode de fonctionnement et le mode de construction de l'agencement de ressort de force antiparallèle peut également être transposé sans problème, au mode de fonctionnement et au mode de construction d'un agencement de ressort de force parallèle, qui est disposé sur le côté de l'agencement de vérin à fluide de pression opposé à celui o se trouve le vérin de mesure, et qui exerce une force parallèle à et de même sens que celle exercée par le vérin de mesure sur l'agencement de vérin à fluide de pression, en engendrant ainsi tout comme les agencements de ressort de force antiparallèles décrits, un couple de basculement opposé qui agit à l'encontre du couple de basculement induit par le vérin de mesure. Sur la figure 22 est montré un exemple simple pour un agencement de ressort de force parallèle, comprenant un ressort de compensation 160v sous la forme d'un ressort de compression, qui agit entre un tronçon de fixation 182v et un tronçon d'anneau 30v de l'élément de piston annulaire 22v. A l'inverse des agencements de ressort de force antiparallèle, dans lesquels la force FK exercée par l'agencement de ressort considéré sur l'élément de piston annulaire, augmente lors de la sortie pour une course de butée de débrayage SA croissante, en raison d'un tension de ressort croissante (voir figure 25), la tension de ressort du ressort de compression 160v précontraint dans l'état rentré, diminue lors de la sortie pour une course de butée de débrayage SA qui augmente, en raison de la diminution de la tension de ressort, tel que cela est montré sur la figure 26a. Cela est également valable en ce qui concerne les trois exemples de réalisation montrés sur la figure 23. Dans l'exemple de réalisation de la figure 23a, il est prévu à la place du ressort de compression v, un ressort de traction 160w en tant que ressort de compensation. Deux autres exemples de réalisation sont montrés sur les figures 23b et 23c et présentent chacun un ressort de compression 160x et respectivement 160y, qui agissent par l'intermédiaire d'un poussoir 168x et respectivement 168y sur un prolongement 162x et respectivement 162y de la pièce formant corps 20x et respectivement 20y. les agencements de ressort de force antiparallèle et de force parallèle décrits précédemment, présentent un inconvénient déjà évoqué, à savoir que les forces de ressort qu'ils exercent varient le long de la course de butée de débrayage SA conformément à la courbe caractéristique de ressort respective, de sorte que le couple de basculement opposé respectivement engendré n'est pas constant. Comme d'une part dans le cas des soupapes de commande fondées sur le principe de la balance de pression, on peut de manière générale se baser sur une relation de dépendance de la force de vérin de mesure FMz de la course de pédale S, tel que montré sur la figure 5, et ainsi d'une dépendance correspondante, obtenue par un changement d'échelle sur l'axe X, de la force de vérin de mesure FMz de la course de butée de débrayage SA (c'est à dire d'une force de vérin de mesure FMZ restant approximativement constante lors de la rentrée et de la sortie), le degré de compensation ou le couple de basculement résiduel changent le long de la course de butée de débrayage SA. Mais si l'on combine un agencement de ressort de force antiparallèle et un agencement de ressort de force parallèle, alors il est possible, par une adaptation réciproque appropriée des grandeurs déterminant la contribution au couple de basculement opposé, à savoir la précontrainte de ressort dans l'état rentré, la constante de ressort et le bras de levier efficace (rayon d'action), d'obtenir que sur la totalité de la course de butée de débrayage SA soit engendré un couple de basculement opposé MK constant, qui dans le cas d'une allure de la force de vérin de mesure F.z tel que montré sur la figure 5, correspond justement à la valeur négative de la valeur moyenne du couple de basculement MMZ engendré par la force de vérin de mesure FMZ lors de la sortie et lors de la rentrée. A cet effet, on se reportera aux figures 26b et 26c, la courbe désignée par 1 sur la figure 26b étant la courbe caractéristique de ressort de l'agencement de ressort de force parallèle et la courbe désignee par 2 étant la courbe caractéristique de ressort de l'agencement de ressort de force antiparallèle, et sur la figure 26c sont reportés le couple de basculement opposé MK obtenu globalement (multiplié par le facteur -1) et la courbe caractéristique de couple de basculement MMZ prise comme hypothèse. Un exemple de réalisation avec un agencement de ressort de compensation formé par un agencement de ressort de force antiparallèle (ressort de traction 160zl) et un agencement de ressort de force parallèle (ressort de compression 160z2) est montré sur la figure 24. On fera remarquer une nouvelle fois que les agencements de ressort décrits précédemment, peuvent également être réalisés avec d'autres moyens élastiques que des ressorts de compression ou des ressorts de traction, par exemple à l'aide de rondelles-resssort, de ressorts a branches, de ressorts à lame ou de ressorts annulaires. Il est également possible d'envisager des agencements de compensation qui fonctionnent sans agencements de ressort ou similaire, et engendrent donc les forces ou couples de basculement opposés nécessaires à la compensation des couples de basculement, d'une autre manière. A titre d'exemple on se reportera à la figure 27, dans laquelle une force de basculement agissant sur l'élément de piston annulaire est engendrée par un poids 182za avec un bras de levier 180za par rapport au guidage du piston, en vue d'induire un couple de basculement opposé, qui agit à l'encontre du couple de basculement induit par la force de vérin de mesure FMZ du vérin de mesure hydraulique 82za. De manière idéale, la longueur efficace de bras de levier du bras de levier 180za et la masse m du poids 182za, qui engendre une force de poids Fm, sont adaptés à la force de vérin de mesure FMZ et au rayon d'action déterminant - 2761641 59) pour le couple de basculement, de façon à ce que le couple résultant du couple de basculement et du couple de basculement opposé devienne nul. La force de poids Fm nécessaire pour engendrer le couple de basculement opposé peut également être réalisée sans poids séparé, par l'intermédiaire d'une répartition de masse appropriée de l'élément de piston annulaire 22za. Dans les exemples de réalisation décrits jusqu'à présent, exception faite de l'exemple de réalisation de la figure 10, le couple de basculement induit par l'agencement d'élément de capteur (vérin de mesure) dans l'agencement de vérin à fluide de pression, au niveau de sa partie mobile (élément de piston annulaire pneumatique), a été maintenu faible dès le départ par des mesures conformes à l'invention (exemple de réalisation de la figure 1), ou bien on engendre conformément à l'invention, un couple de basculement opposé qui agit à l'encontre du couple de basculement, de sorte que globalement il reste un couple de basculement résiduel nettement réduit, voire inexistant. La figure 10 montre un exemple de réalisation dans lequel, par une disposition diamétralement opposée en se référant à l'axe de l'embrayage, de deux vérins de mesure hydrauliques, aucun couple de basculement n'est induit dès le départ, dans le cas idéal, par l'agencement d'élément de capteur, au niveau de l'élément de piston annulaire. Une autre possibilité pour ne pas induire au niveau de la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression, de couple de basculement ou induire seulement un couple de basculement extrêmement faible en raison du relevé de la valeur réelle par l'agencement d'élément de capteur, consiste à transmettre, sans couple de basculement, la force exercée par l'agencement d'élément de capteur à la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression, par l'intermédiaire de moyens de transmission, de sorte que l'on obtient une force résultante sensiblement coaxiale à l'axe de l'embrayage, de la force ou des forces exercees par les moyens de transmission sur la partie mobile. Les moyens de transmission peuvent, par exemple, présenter des moyens d'action de configuration symétrique par rapport à l'axe A de l'embrayage, qui agissent sur la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression et y appliquent la force transmise, sans couple de basculement, c'est à dire coaxialement à l'axe A de l'embrayage. Un exemple pour de tels moyens de transmission est constitué par un agencement de levier comprenant un tronçon de fourche ou un tronçon annulaire entourant l'axe de l'embrayage et agissant avec deux tronçons d'action sensiblement diamétralement opposés en se référant à l'axe de l'embrayage, sur la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression. Sur la figure 28 sont représentées de manière schématique, trois variantes de principe. D symbolise ici un point de rotation stationnaire (point d'appui) du levier H, par exemple prévu sur la partie stationnaire de l'agencement de vérin à fluide de pression, et les flèches MZ et KZ symbolisent le couplage du vérin de mesure (flèche MZ) d'une part et de la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression (vérin principal, flèche KZ), au levier H. Sur la figure 28a, il s'agit d'un levier à un seul bras, dans lequel le vérin de mesure agit sur le levier H radialement plus à l'extérieur que le vérin principal en se référant au point de rotation D, de sorte que la course de butée de débrayage SA est multipliée. Dans le cas de la figure 28b, le vérin de mesure et le vérin principal sont inversés quant à leur position relative par rapport au point de rotation D, de sorte que la course de butée de débrayage SA est démultipliée ou réduite. La figure 28c montre une variante à deux bras de levier H2 et H2 d'un levier H à deux bras, le vérin de mesure et le vérin principal agissant sur des bras de levier différents, de sorte qu'il est en principe possible de réaliser des démultiplications quelconques. Dans le cas des figures 28a et 28b, le vérin principal et le vérin de mesure agissent sur le levier H par des côtés différents, alors que dans le cas de la figure 28c, le vérin de mesure et le vérin principal agissent par le même côté sur le levier H. La disposition des composants peut toutefois sans problème également être telle, que dans le cas d'un levier à un seul bras, le vérin de mesure et le vérin principal agissent sur le levier à partir d'un seul côté, et dans le cas d'un levier à deux bras, que le vérin de mesure et le vérin principal agissent par des côté différents sur le levier. Un exemple de réalisation pour lequel la course de butée de débrayage SA est multipliée (comme dans le cas de la figure 28a), est montré sur la figure 29. Ici, il est prévu un levier 200zb à bras, de forme annulaire, qui entoure le module de vérin d'actionnement 14zb comprenant le vérin principal, et qui s'appuie de manière rotative, avec un tronçon d'appui 204zb correspondant à une extrémité de bras de levier, au niveau d'un palier de rotation 202zb (voir figure 29b) du module de vérin d'actionnement 14zb. La tige de piston 88zb est articulée de manière mobile en pivotement, à un tronçon de couplage 206zb du levier, diamétralement opposé au tronçon d'appui 204zb en se référant à l'axe A de l'embrayage, et correspondant à l'autre extrémité de bras de levier. Le levier 200zb comporte deux tronçons d'action 208zb diamétralement opposés en se référant à l'axe A de l'embrayage (voir figure 29a), qui agissent sur deux tronçons d'action conjugués de la partie mobile 22zb (élément de piston), diamétralement opposés en se référant à l'axe A de l'embrayage. Sur la figure 30 est montrée une variante correspondant à la figure 28b, et dans laquelle la course de butée de débrayage SA est démultipliée ou réduite. Il est prévu un levier 200zc qui présente un tronçon de fourche 210zc entourant le module de vérin d'actionnement 14zc et comportant deux tronçons d'action 208zc diamétralement opposés en se référant à l'axe A de l'embrayage (voir figure 30a). Comme on l'a déjà évoqué de manière générale au regard de la figure 28b, le tronçon de couplage 206zc se situe entre le tronçon d'appui 204zc lié au palier de rotation 202zc, et les tronçons d'action 208zc (voir figure 30b). Les figures 31, 32 et 33 montrent trois exemples de réalisation correspondant à la variante selon la figure 28c. Selon la figure 31 le levier est globalement réalisé sous forme de fourche (on pourrait également dire en forme d'arc) et entoure le module de vérin d'actionnement 14zd de façon telle, que deux tronçons d'appui 208zd prévus aux deux extrémités libres du levier 200zd soient disposés de manière diamétralement opposée par rapport à l'axe A de l'embrayage (voir figure 31a). Le levier 200zd est monté de manière pivotante au niveau de deux tronçons d'appui 204zd sur deux paliers de rotation 202zd du module de vérin d'actionnement 14zd, les tronçons d'appui 204zd étant situés, conformément au principe de base de la (63 figure 28c, entre un tronçon d'action 208zd et le tronçon de couplage 206zd (voir figure 31b). En variante de l'exemple de réalisation de la figure 31, selon lequel les deux bras de levier s'étendent, en vue de dessus de la figure 31b, dans une direction commune, le levier peut également être réalisé sous forme de levier coudé par exemple avec un angle de entre les deux bras de levier, tel que le levier 200ze de l'exemple de réalisation de la figure 32. Ilest ainsi possible d'obtenir des directions de mouvement très différentes l'une de l'autre de l'élément de piston 22ze et du piston 86ze du vérin de mesure hydraulique 82ze, par exemple des directions de mouvement orthogonales l'une à l'autre, tel que cela est montré sur la figure 32. Dans la variante de réalisation de la figure 33 présentant également un levier coudé 200zf, il est prévu un angle faible entre les deux bras de levier, et les directions de mouvement sont parallèles l'une à l'autre. En définitive, on notera que les différentes solutions décrites précédemment pour réduire, compenser ou éviter dans une large mesure un couple de basculement agissant sur la partie mobile de l'agencement de vérin à fluide de pression peuvent non seulement être prévues individuellement, mais également en association, à savoir par exemple que la réduction de couple de basculement selon la solution de la figure 1 peut être associée à la compensation de couple de basculement selon une ou plusieurs variantes (par exemple compensation au moyen de vérins auxiliaires pneumatiques ou/et agencement de ressort de compensation). En résumé, il est proposé conformément à l'invention, pour un dispositif d'actionnement d'un embrayage a friction dispose dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, comprenant un servo-agencement de positionnement avec un agencement de vérin à fluide de pression disposé à l'intérieur de la cloche de carter et agissant sur un agencement de butée de débrayage, que l'agencement de vérin à fluide de pression, un agencement d'élément de capteur associé à une soupape de commande et le cas échéant des moyens anti-couple de basculement prévus en supplément, soient configurés ou/et adaptés les uns aux autres et le cas échéant à l'embrayage de façon telle, que la force résultante des forces exercées directement ou indirectement par l'agencement de vérin à fluide de pression, l'agencement d'élément de capteur et le cas échéant les moyens anti- couple de basculement prévus en supplément, sur l'agencement de butée de débrayage ou le côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin a fluide de pression, soit sensiblement coaxiale à l'axe de l'embrayage, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage. REVENDICATIONS. 1. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servo-agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée à une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage, caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), C)l'agencement de vérin à fluide de pression (14), l'agencement d'élément de capteur (82, 98) et, le cas échéant, des moyens anti-couple de basculement (120b; 120c, 122c; 160k; 1601; 160m; 160zl, 160z2; 180za, 182za; 200zb; 200zc; 200zd; 200ze; 200zf) prévus en supplément, sont réalisés ou/et sont adaptés les uns aux autres et le cas échéant à l'embrayage, de manière telle que les forces exercées directement ou indirectement par ces pièces de dispositifs ou par l'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), n'engendrent pas, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage, par rapport au côté stationnaire (20) de l'agencement de vérin à fluide de pression, de couple de basculement résultant, notable, agissant sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), et notamment pas de couple de basculement résultant, notable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression (14) 2. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servo-agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée à une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage, caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), D)la force résultante des forces exercées directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), par l'agencement de vérin à fluide de pression (14), l'agencement d'élément de capteur (82, 98) et, le cas échéant, des moyens anti- couple de basculement (120b; c, 122c; 160k; 1601; 160m; 160zl, 160z2; 180za, 182za; 200zb; 200zc; 200zd; 200ze; 200zf) prévus en supplément, est sensiblement coaxiale à l'axe de l'embrayage durant au moins une phase d'actionnement de l'embrayage. D. Lispositif d'actionnement selon l'une des revendicaticns 1 et 2, caracterise en ce que le servo- agencement de positionnement comprend un agencement de régulation de position mécanique ou un agencement de régulation de position hydraulique (40, 82, 18). 4. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que l'agencement d'élément de capteur (82, 98) comprend un élément de capteur (98) couplé mécaniquement et relevant directement ou indirectement la position de l'agencement de butée de débrayage (32), ou/et un agencement de vérin de mesure hydraulique (82) disposé de préférence à l'intérieur de la cloche de carter (12) et relevant directement ou indirectement la position de l'agencement de butée de débrayage (32). 5. Dispositif d'actionnement selon la revendication 4, caractérisé en ce que l'agencement de vérin de mesure hydraulique comprend précisément un vérin de mesure (82), de préférence d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage. 6. Dispositif d'actionnement selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé par les caractéristiques suivantes: E)pour la compensation approximative ou sensiblement totale d'un couple de basculement, notamment d'un couple de basculement non négligeable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), l'agencement de vérin à fluide de pression (16b, 120b; 16c, 120c, 122c; 16e; 16f), le cas échéant avec le concours de l'action de la force de l'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage (32), et/ou des moyens anti- couple de basculement (160k; 1601; 160m; zl, 160z2; 180za, 182za) engendrent un couple de basculement opposé, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage. 7. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servo-agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée à une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage, caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), E)pour la compensation approximative ou sensiblement totale d'un couple de basculement, notamment d'un couple de basculement non négligeable quant au risque d'un blocage automatique de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), engendré par l'agencement a'élement de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), l'agencement de vérin à fluide de pression (16b, 120b; 16c, 120c, 122c; 16e; 16f), le cas échéant avec le concours de l'action de la force de l'embrayage sur l'agencement de butée de débrayage (32), et/ou des moyens anti-couple de basculement (160k; 1601; 160m; zl, 160z2; 180za, 182za) engendrent un couple de basculement opposé, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage. 8. Dispositif d'actionnement selon la revendication 6 ou 7, caractérisé en ce que l'agencement de vérin a fluide de pression comprend au moins un verin auxiliaire à fluide de pression (120b; 120c; 122c), disposé notamment avec son axe sensiblement parallèle à l'axe (A) de l'embrayage, et qui engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution à ce couple de basculement oppose. 9. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 6 à 8, caractérisé en ce que le vérin annulaire à fluide de pression (16e; 16f) est excentré par rapport à l'axe (A) de l'embrayage, de façon à ce qu'il engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution au couple de basculement opposé. 10. Dispositif d'actionnement selon la revendication 9, caractérisé en ce que le vérin annulaire à fluide de pression (16e) présentant des parois de vérin concentriques à un axe de vérin annulaire (Z), est disposé de façon à ce que l'axe de vérin annulaire (Z) soit décalé par rapport à l'axe (A) de l'embrayage, l'axe de vérin annulaire (Z) étant sensiblement parallèle à l'axe (A) de l'embrayage. 11. Dispositif d'actionnement selon la revendication 9, caractérisé en ce que la paroi de vérin annulaire (140f) radialement extérieure et concentrique à un premier axe de vérin annulaire (Z), et la paroi'de vérin annulaire (142f) radialement intérieure et concentrique à un second axe de vérin annulaire (A) sont excentrées l'une par rapport à l'autre, les deux axes de vérin annulaire (A, Z) étant sensiblement parallèles l'un à l'autre et l'un au moins (Z) de ces axes de vérin annulaire (A, Z) étant sensiblement parallèle à l'axe (A) de l'embrayage. 12. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 6 à 11, caractérisé en ce que les moyens anti-couple de basculement comprennent un agencement de ressort de compensation (160k; 1601; 160m; 160zl, 160z2) agissant entre le côté stationnaire (20) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14) d'une part et le cité agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14) ou l'agencement de butée de débrayage (32) d'autre part, et engendrant, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou une contribution au couple de basculement opposé. 13. Dispositif d'actionnement selon la revendication 12, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compensation comprend un agencement de ressort de force antiparallèle, qui pour engendrer le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement opposé, exerce, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, une force de compensation directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), cette force de compensation présentant une composante de force dirigée de manière sensiblement opposée à la force d'agencement d'élément de capteur exercée directement ou indirectement par l'agencement d'élément de capteur (82, 98) sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 14. Dispositif d'actionnement selon la revendication 13, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de force antiparallèle (160k; 160zl) mis en contrainte croissante lors de la sortie du côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), agit sur l'agencement de vérin à fluide de pression (14) et sur l'agencement de butée de débrayage (32), du même côté que l'agencement d'élément de capteur (82, 98) en se référant à l'axe (A) de l'embrayage, et engendre de préference une force de compensation qui est antiparallele a la force de l'agencement d'élément de capteur. 15. Dispositif d'actionnement selon la revendication 13 ou 14, caractérisé en ce que la force de compensation et la force de l'agencement d'élément de capteur se situent dans un plan commun renfermant l'axe (A) de l'embrayage ou/et l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression, la force de compensation étant de préférence coaxiale à la force de l'agencement d'élément de capteur. 16. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 12 à 15, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compensation comprend un agencement de ressort de force parallèle (1601; 160z2) qui, pour engendrer le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement opposé, exerce une force de compensation, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, directement ou indirectement sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), cette force de compensation présentant une composante de force sensiblement de même direction qu'une force d'agencement d'élément de capteur exercée directement ou indirectement par l'agencement d'élément de capteur (82, 98) sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 17. Dispositif d'actionnement selon la revendication 16, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de force parallèle (1601; 160z2) mis en contrainte croissante lors de la rentrée du côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de rin -lui de de pression (14), agit sur l'agencement de ver:n à fluide de pression (14) et sur l'agencement de butée de débrayage (32), du côté opposé à l'agencement d'élément de capteur (82, 98) en se référant à l'axe (A) de l'embrayage, et engendre de préférence une force de compensation qui est parallèle à la force de l'agencement d'élément de capteur. 18. Dispositif d'actionnement selon la revendication 16 ou 17, caractérisé en ce que la force de compensation et la force d'agencement d'élément de capteur se situent dans un plan commun renfermant l'axe (A) de l'embrayage ou/et un axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression, l'axe de la force de compensation étant de préférence symétrique à l'axe (B) de la force d'agencement d'élément de capteur relativement à l'axe (A) de l'embrayage ou à l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression. 19. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 18, caractérisé en ce qu'au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, l'agencement de ressort de force antiparallèle (160zl) et l'agencement de ressort de force parallèle (160z2), dont l'un (160zl) peut être mis en contrainte lors de la sortie et l'autre (160z2) lors de la rentrée du côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), engendrent en commun un couple de basculement opposé sensiblement constant ou une contribution au couple de basculement opposé sensiblement constante, indépendamment de la position de débrayage. 20. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 12 à 19, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compensation (160k; 1601; m; L60zl, 160z2), notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle (160r; 160sl, 160s2; 160t; 160ul, u2) ou/et l'agencement de ressort de force parallèle (160v; 160x; 160y; 160z2), comprend un agencement de ressort de compression avec au moins un ressort de compression 21. Dispositif d'actionnement selon la revendication 20, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compression comprend au moins un ressort de compression (160r; 160v) en précontrainte dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 22. Dispositif d'actionnement selon la revendication 20 ou 21, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compression comprend au moins un montage en série d'au moins deux ressorts de compression (160sl, 160s2) de raideur de ressort différente. 23. Dispositif d'actionnement selon les revendications 21 et 22, caractérisé en ce que dans la position de repos, l'un au moins des ressorts de compression (160sl, 160s2) montés en série, de préférence un ressort de compression (160sl) de raideur plus importante, n'est pas précontraint, et au moins un autre, de préférence un ressort de compression (160s2) de raideur moindre, est précontraint. 24. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 12 à 23, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de compensation (160k; 1601; m; 160zl, 160z2), notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle (160o; 160pl, i60p2; 160q; 160z!) ou/et l'agencement de ressort de force parallèle (160w), comprend un agencement de ressort de traction avec au moins un ressort de traction. 25. Dispositif d'actionnement selon la revendication 24, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de traction comprend au moins un ressort de traction (160o; 160w) en précontrainte dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression. 26. Dispositif d'actionnement selon la revendication 24 ou 25, caractérisé en ce que l'agencement de ressort de traction comprend au moins un montage en série d'au moins deux ressorts de traction (160pl, 160p2) de raideur de ressort différente. 27. Dispositif d'actionnement selon les revendications 25 et 26, caractérisé en ce que dans la position de repos, l'un au moins des ressorts de traction (160pl, 160p2) montés en série, de préférence un ressort de traction (160pl) de raideur plus importante, n'est pas précontraint, et au moins un autre, de préférence un ressort de traction (160p2) de raideur moindre, est précontraint. 28. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 12 à 27, caractérisé en ce qu'à l'agencement de ressort de compensation (160t) sont associes des moyens de commutation (164t, 166t) par lesquels la force de compensation exercée directement ou indirectement par l'agencement de ressort de compensation (l60t), notamment l'agencement de ressort de force antiparallèle ou/et l'agencement de ressort de force paraillèle, sur l'agencement de butée de débrayage (32) lu e coté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), peut être rendue active ou inactive en fonction de la position de sortie ou d'extraction de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 29. Dispositif d'actionnement selon la revendication 28, caractérisé en ce que la force de compensation de l'agencement de ressort de compensation (160t) précontraint dans une position de repos de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), est inactive dans la position de repos, la position de repos correspondant de préférence à l'état rentré ou rétracté de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 30. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 6 à 29, caractérisé en ce que les moyens anti-couple de basculement comprennent une répartition des masses de l'agencement de vérin à fluide de pression (14) ou de l'agencement de butée de débrayage (32) ou/et au moins un élément de poids (182za) distinct, dont la force correspondant au poids (FM) agissant directement ou indirectement, par exemple par l'intermédiaire d'un agencement de transmission, notamment un agencement de levier (180za), sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), engendre, au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, le couple de basculement opposé ou la contribution au couple de basculement oppose. 31. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 30, caractéerse par les caractéristiques suivantes: F)pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de réduction du rayon d'action (94) qui réduisent le rayon d'action (RA) rapporté à l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression ou à l'axe (A) de l'embrayage et qui est déterminant pour le couple de basculement, par rapport à une distance radiale (R'A) entre un axe de mouvement (B) d'un élément de capteur (98) couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), et l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression (A). 32. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servc-agencement de positionnement comprenant un agencement de verin à fiuide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée a une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage, caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), F)pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de réduction du rayon d'action (94) qui réduisent le rayon d'action (RA) rapporté à l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression ou à l'axe (A) de l'embrayage et qui est déterminant pour le couple de basculement, par rapport à une distance radiale (R'A) entre un axe de mouvement (B) d'un élément de capteur (98) couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), et l'axe (A) de l'agencement de vérin à fluide de pression (A). 33. Dispositif d'actionnement selon la revendication 31 ou 32, caractérisé par des moyens de réduction du rayon d'action comprenant un point de couplage, ne transmettant pas ou transmettant seulement de manière réduite les couples de basculement, entre un entraîneur (96) couplé sur le plan du mouvement à l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), notamment relié de manière rigide à ces agencements ou réalisés d'un seul tenant avec ceux-ci, et un élément suiveur (94) couplé sur le plan du mouvement à l'élément de capteur (98), notamment relié de manière rigide à ce dernier ou réalisé d'un seul tenant avec celui-ci, le point de couplage étant décalé par rapport à l'axe de mouvement (B) en direction de l'axe (A) de l'embrayage. 34. Dispositif d'actionnement selon la revendication 33, caractérisé en ce que le point de couplage est un point d'articulation ou un point de butée dans une ou dans les deux directions axiales. 35. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 34, caractérisé par la caractéristique suivante: G)pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit des moyens anti-couple de basculement (160q) intégrés à l'agencement d'élément de capteur (82, 98), qui agissent a l'encontre d'une force de réaction exercée par un agencement de relevé (82q) de l'agencement cd'element Je capteur (82, 98) sur un élément de capteur (98) couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), notamment à l'encontre de la pression hydraulique exercée par le fluide hydraulique du vérin de mesure (82q) sur son piston couplé sur le plan du mouvement à l'élément de capteur (98) ou réalisé d'un seul tenant avec celui-ci. 36. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servo-agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée à une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butéede débrayage, caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), G)pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit des moyens anti-couple de basculement (160q) intégrés à l'agencement d'élément de capteur (82, 98), qui agissent à l'encontre d'une force de réaction exercée par un agencement de relevé (82q) de l'agencement d'élément de capteur (82, 98) sur un élément de capteur (98) couplé sur le plan du mouvement au côté d'agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), notamment à l'encontre de la pression hydraulique exercée par le fluide hydraulique du vérin de mesure (82q) sur son piston couplé sur le plan du mouvement à l'élément de capteur (98) ou réalisé d'un seul tenant avec celui-ci. 37. Dispositif d'actionnement selon la revendication 35 ou 36, caractérisé en ce que les moyens anti-couple de basculement (160q) intégrés à l'agencement d'élément de capteur (82, 98) comprennent un agencement de ressort de force antagoniste (160q), le cas echéant en tant que partie d'un agencement de ressort de compensation selon l'une des revendications 11 à 28, l'agencement de ressort de force antagoniste présentant l'une des caractéristiques des revendications 12 à 14 et 18 à 28, se rapportant à l'agencement de ressort de force antiparallèle ou à l'agencement de ressort de compression ou l'agencement de ressort de traction. 38. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisé par la caractéristique suivante: H)pour éviter ou maintenir faible un couple de basculement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de transmission (200zb; 200zc; 200zd; 200ze; 200zf) qui assurent un couplage sur le plan du mouvement, libre de couple de basculement, entre un élément de capteur (88zb; 88zc; 88zd; 88ze; 88zf) non coaxial à l'axe (A) de l'embrayage et l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), en conduisant à une force résultante sensiblement coaxiale à l'axe (A) de l'embrayage, de la force ou des forces exercées par les moyens de transmission sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 3 339. Dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans une cloche de carter (12), dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, notamment d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses, comprenant - un agencement de butée de débrayage (32) mobile sensiblement selon l'axe de l'embrayage à friction et destiné à actionner l'embrayage à friction, - un servo- agencement de positionnement comprenant un agencement de vérin à fluide de pression (14) agissant sur l'agencement de butée de débrayage, et susceptible d'être actionné, par l'intermédiaire d'une soupape de commande (42) reliée à une source de fluide de pression (51), en fonction d'une grandeur de référence représentant une position de consigne et d'une grandeur réelle représentant la position axiale de l'agencement de butée de débrayage,. caractérisé par les caractéristiques suivantes: A)l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est disposé à l'intérieur de la cloche de carter (12) et comprend au moins un vérin principal à fluide de pression (16), et notamment un vérin annulaire à fluide de pression (16) entourant l'axe (A) de l'embrayage, B)le servo-agencement de positionnement comprend un agencement d'élément de capteur (82, 98) destiné à relever la grandeur réelle et associé à l'agencement de butée de débrayage (32) ou au côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), H)pour éviter ou maintenir faible un couple de bascuiement engendré par l'agencement d'élément de capteur (82, 98), notamment le vérin de mesure (82), et agissant directement ou indirectement sur le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide pression (14), on prévoit en guise de moyens anti-couple de basculement, des moyens de transmission (200zb; 200zc; 200zd; 200ze; 200zf) qui assurent un couplage sur le plan du mouvement, libre de couple de basculement, entre un élément de capteur (88zb; 88zc; 88zd; 88ze; 88zf) non coaxial à l'axe (A) de l'embrayage et l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14), en conduisant à une force résultante sensiblement coaxiale à l'axe (A) de l'embrayage, de la force ou des forces exercées par les moyens de transmission sur l'agencement de butée de débrayage (32) ou le côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 40. Dispositif d'actionnement selon la revendication 38 ou 39, caractérisé en ce que les moyens de transmission comprennent un agencement de levier (200zb; 200zc; 200zd; 200ze; 200zf) avec un levier (200zb; 200zc; 200zd; 200zf) s'appuyant de manière pivotante en un point d'appui stationnaire (202zb; 202zd; 202ze; 202zf), un premier bras de levier présentant un tronçon en forme de fourche ou un tronçon d'anneau, qui entoure l'axe de l'embrayage et agit avec deux tronçons d'action (208zb; 208zc; 208zd; 208ze; 208zf) sur deux tronçons d'action conjugués sensiblement diamétralement opposés en se référant à l'axe (A) de l'embrayage, et faisant partie de l'agencement de butée de débrayage (32) ou du côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 41. Dispositif d'actionnement selon la revendication 40, caractérisé en ce que le levier (202zb; 202zc) s'appuie à une extrémité d'appui (204zb; 204zc) du premier bras de levier, et l'élément de capteur (88zb; 88zc) est couplé au premier bras de levier, au niveau d'un tronçon de couplage (204zb; 204zc) de celui-ci. 42. Dispositif d'actionnement selon la revendication 41, caractérisé en ce que les tronçons d'action (208zb) se situent entre l'extrémité d'appui (204zb) d'une part et le tronçon de couplage (206zb) d'autre part. 43. Dispositif d'actionnement selon la revendication 41, caractérisé en ce que le tronçon de couplage (206zc) se situe entre l'extrémité d'appui (204zc) d'une part, et le tronçon d'action (208zc) d'autre part. 44. Dispositif d'actionnement selon la revendication 40, caractérisé en ce que le levier (200zd; 200ze; 200zf) est en appui au niveau d'un tronçon d'appui (204zd) entre le premier bras de levier et un second bras de levier, et en ce que l'élément de capteur (88zd) est couplé au second bras de levier au niveau d'un tronçon de couplage (206d) de celui-ci. 45. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que l'agencement d'élément de capteur (82dl, 82d2) est reéaisé de manière sensiblement symétrique à l'axe (A) de l'embrayage, en vue d'éviter un couple de basculement. 46. Dispositif d'actionnement selon les revendications 4 et 45, caractérisé en ce que l'agencement de vérin de mesure comprend un vérin de mesure annulaire sensiblement concentrique à l'axe de l'embrayage, ou plusieurs vérins de mesure (82dl, 82d2) d'axes parallèles à l'axe de l'embrayage et disposés _ut:ur ne l'axe (A) de l'embrayage en étant répartis selon un espacement angulaire régulier et situés à une même distance radiale. 47. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications précédentes à l'exclusion des revendications 8 à 11, caractérisé en ce que l'agencement de vérin à fluide de pression (16b; 130d, 132d) est réalisé de manière symétrique par rapport à l'axe (A) de l'embrayage, en vue d'éviter un couple de basculement. 48. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 47, à l'exclusion des revendications 9 à 11, caractérisé en ce que l'agencement de vérin à fluide de pression comprend un vérin annulaire à fluide de pression (16b) concentrique à l'axe de l'embrayage, ainsi que, le cas échéant, au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression (120b) décalé radialement vers l'extérieur par rapport au précédent et d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage. 49. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 41, à l'exclusion des revendications 9 à 11, caractérisé en ce que l'agencement de vérin à fluide de pression comprend plusieurs vérins à fluide de pression (130d, 132d) d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage et de préférence disposés autour de l'axe (A) de l'embrayage en étant répartis selon un espacement angulaire régulier et situés i une même distance radiale, ainsi que, le cas échéant, au moins un vérin auxiliaire à fluide de pression décalé radialement vers l'extérieur par rapport aux précédents et d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage. 50. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 49, à l'exclusion des revendications 38 à 44, caractérisé en ce qu'au moins un vérin à fluide de pression d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage, notamment un vérin auxiliaire à fluide de pression (120b) de l'agencement de vérin à fluide de pression (16b, 120b), et au moins un vérin de mesure (82b) de l'agencement de vérin de mesure et d'axe parallèle à l'axe (A) de l'embrayage, présentent environ la même distance radiale de l'axe (A) de l'embrayage ou/et sont diamétralement opposés par paire, en se référant à l'axe de l'embrayage. 51. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 50, caractérisé en ce que la soupape de commande (42) présente un agencement de soupape qui peut être commuté, en fonction d'une grandeur de différence associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence, entre un premier état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est relié à la source de fluide de pression (51), et un second état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression (14) est relié à une ouverture de compensation de la pression, et, le cas échéant, un troisième état de commande dans lequel l'agencement de vérin à fluide de pression est sensiblement fermé de manière étanche au fluide de pression. 52. Dispositif d'actionnement selon la revendication 51, caractérisé en ce que la soupape de commande (42) fonctionnant de préférence selon le principe de la balance de pression, présente un raccord en liaison sur le plan hydraulique avec un agencement de vérin de mesure (82) de l'agencement d'élément de capteur (82, 98), et par commutation entre les états de commande, maintient au moins durant la phase d'actionnement de l'embrayage, une pression hydraulique dans l'agencement de vérin de mesure (82) restant sensiblement constante, le cas échéant, fonction de la pression du fluide de pression ou/et de la direction de mouvement du côté agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin à fluide de pression (14). 53. Dispositif d'actionnement selon l'une quelconque des revendications 1 à 52, caractérisé en ce que la soupape de commande (42) est disposée à l'extérieur de la cloche de carter (12) ou au moins en partie à l'intérieur de la cloche de carter (12), mais est toutefois, dans le cas d'une cloche de carter (12) reliée au moteur à combustion interne et à la boite de vitesses, accessible de l'extérieur, et peut notamment être démontée. 54. Dispositif d'actionnement selon l'une auelconque des revendications 1 à 53, caractérisé en ce que le fluide de pression est un fluide de pression pneumatique.