Brevet FR2801845A1 — publié le 20010608

L'invention concerne un dispositif d'actionnement ou/et de positionnement, notamment un dispositif d'actionnement pour un embrayage à friction disposé dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, plus particulièrement d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses ou autre transmission, comprenant un élément à actionner ou/et à positionner qui constitue un agencement de butée de débrayage pour l'actionnement de l'embrayage à friction, un servomécanisme qui constitue un servomécanisme de positionnement comportant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression agissant sur l'élément à actionner ou/et à positionner, et pouvant 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 une position de l'élément à actionner ou/et à positionner, la soupape de commande comprenant un agencement de soupape qui peut être déplacé entre un premier état de commande reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression à la source de fluide de pression et un second état de commande reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression à une première ouverture de compensation de pression, et qui peut être commuté entre les deux états de commande en fonction de la grandeur réelle et de la grandeur de référence, de préférence en fonction d'une différence de grandeurs associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence. Un tel dispositif d'actionnement est par exemple connu d'après le document DE 197 16 600 Ai auquel on se référera en tant que "document de référence 1", et dont le contenu divulgué est inclus par référence au contenu de la présente description de l'invention. D'autres dispositifs d'actionnement de ce type sont connus d'après le document DE 197 16 641 Ai (on se référera à celui-ci en tant que "document de référence 2"), le document DE 197 14 226 Ai (on se référera à celui-ci en tant que "document de référence 3"), et DE 198 00 232 Ai (on se référera à celui-ci en tant que "document de référence 4"). Le contenu divulgué par les documents de référence 2, 3 et 4 est également inclus par référence, dans le contenu divulgué de la présente description de l'invention. Indépendamment de la configuration de la soupape de commande (les documents de référence 1 à 4 divulguent différentes possibilités de configuration du servomécanisme de positionnement et de la soupape de commande), il s'est avéré que le comportement de positionnement de tels dispositifs d'actionnement n'est pas satisfaisant sous certains aspects. Ainsi, il serait judicieux d'améliorer l'exactitude du positionnement et le comportement en réponse dans le sens d'une réponse plus directe. On a notamment constaté un comportement d'hystérésis du servomécanisme de positionnement dans l'association de la position de consigne et de la position réelle, avec un "flottement à la sortie" et un "flottement à la rentrée" (de manière générale un flottement de déplacement de réglage). Le temps de réponse des servomécanismes de positionnement connus n'est pas non plus en mesure de satisfaire à toutes les exigences. Les limites indiquées pour les capacités du dispositif d'actionnement connu, sont au moins en partie à mettre sur le compte de frottements d'adhérence et de glissement dans l'agencement de butée de débrayage, ou/et dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, ou/et entre des composants de la soupape de commande mobiles les uns par rapport aux autres, ou de manière générale du servomécanisme de positionnement, et apparaissent également avec une amplitude d'un incrément de réglage minimal du servomécanisme de positionnement, qui ne satisfait pas à toutes les exigences. Au regard de ceci, le but de la présente invention consiste à fournir un dispositif d'actionnement ou/et de positionnement du type de celui mentionné en introduction, qui permet des améliorations relativement aux problèmes évoqués. Ce but est atteint pour un tel dispositif d'actionnement ou/et de positionnement par le fait qu'il se caractérise par une seconde ouverture de compensation de pression qui est prévue dans un système partiel de fluide de pression comprenant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression et la soupape de commande, et qui, au moins dans un état de maintien du servomécanisme, autorise un second flux défini de compensation de pression du fluide de pression, plus petit que le premier flux de compensation de pression du fluide de pression autorisé par la première ouverture de compensation de pression dans le second état de commande, en vue d'influencer au moins un comportement de positionnement du servomécanisme. De manière plus générale, l'invention se rapporte à un dispositif d'actionnement ou/et de positionnement, comprenant un servomécanisme comportant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression agissant sur au moins un élément à actionner ou/et à positionner, et pouvant 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 ou un état d'actionnement de consigne, et d'une grandeur réelle représentant une position réelle ou un état d'actionnement réel de l'élément à actionner ou/et à positionner, la soupape de commande comprenant un agencement de soupape qui peut être déplacé entre un premier état de commande reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression à la source de fluide de pression et un second état de commande reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression à une première ouverture de compensation de pression, et qui peut être commuté entre les deux états de commande en fonction de la grandeur réelle et de la grandeur de référence, de préférence en fonction d'une différence de grandeurs associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence, l'ensemble étant caractérisé par une seconde ouverture de compensation de pression qui est prévue dans un système partiel de fluide de pression comprenant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression et la soupape de commande, et qui, au moins dans un état de maintien du servomécanisme, autorise un second flux défini de compensation de pression du fluide de pression, plus petit que le premier flux de compensation de pression du fluide de pression autorisé par la première ouverture de compensation de pression dans le second état de commande, en vue d'influencer au moins un comportement de positionnement ou/et d'actionnement du servomécanisme. Il s'est en effet avéré de manière surprenante, qu'une mesure en soi extrêmement simple, à savoir le fait de prévoir une fuite définie dans le système partiel de fluide de pression cité, par exemple dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, ou/et dans une liaison de fluide de pression reliant la soupape de commande à l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, ou/et dans une partie de la soupape de commande côté agencement de vérin de puissance à fluide de pression, était suffisante pour influencer le comportement de positionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement en vue de l'adaptation à des exigences à satisfaire. Il est par exemple possible d'améliorer un comportement de réponse du servomécanisme, par exemple dans l'optique d'une réduction d'un temps mort affecté au servomécanisme. Par ailleurs, il est possible à l'aide de la seconde ouverture de compensation de pression, de réduire un incrément de positionnement minimal du servomécanisme, ou/et de réduire une erreur de réglage du servomécanisme. Pour certaines situations de marche, il s'avère particulièrement important que la seconde ouverture de compensation de pression puisse agir dans l'optique d'une réduction d'une hystérésis de réglage du servomécanisme, ou/et puisse réduire un flottement de déplacement de réglage du servomécanisme. D'après l'état des connaissances actuel, la modification observée, plus spécialement l'amélioration du comportement de réponse du servomécanisme ou du servomécanisme de positionnement par la seconde ouverture de compensation de pression, est indépendante de la configuration du servomécanisme ou du servomécanisme de positionnement et spécialement de la soupape de commande prise individuellement. L'agencement de soupape de la soupape de commande, en fonction de la différence de grandeur, peut par exemple être déplacé dans un troisième état de commande dans lequel l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression n'est relié ni à la source de fluide de pression, ni à la première ouverture de compensation de pression. Selon l'état des connaissances actuel, la modification ou l'amélioration du comportement de réponse par la seconde ouverture de compensation de pression, est également indépendante du principe de fonctionnement du servomécanisme ou du servomécanisme de positionnement et spécialement de la soupape de commande. De façon générale, l'on propose que dans le cas d'un agencement de soupape pouvant être déplacé dans le troisième état de commande, la seconde ouverture de compensation de pression autorise le second flux de compensation de pression du fluide de pression dans le troisième état de command ainsi que de préférence dans le premier état de commande ou/et dans le second état de commande, et que dans le cas d'un agencement de soupape ne pouvant être déplacé qu'entre le premier état de commande et le second état de commande, la seconde ouverture de compensation de pression autorise le second flux de compensation de pression du fluide de pression au moins dans le premier état de commande, de préférence dans le premier et dans le second état de commande. En ce qui concerne le fluide de pression, il peut s'agir d'un fluide de pression hydraulique ou pneumatique. Dans le cas d'un fluide de pression hydraulique, la source de fluide de pression est alors réalisée en tant que source hydraulique. Dans le cas d'un fluide de pression pneumatique, la source de pression est réalisée en tant que source pneumatique. L'on songe ici plus particulièrement à une source de pression pneumatique (surpression), qui délivre une pression supérieure à la pression environnante. Mais il est également possible de prévoir une source de dépression pneumatique, qui sert à engendrer une dépression, c'est à dire une pression inférieure à la pression environnante, dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression. En ce qui concerne des possibilités de réalisation du servomécanisme ou du servomécanisme de positionnement et plus spécialement de la soupape de commande, on pourra se référer aux documents de référence 1 à 4. Conformément à l'invention, ces caractéristiques connues en soi peuvent s'appliquer dans le cadre de l'invention. Ainsi, l'une au moins des grandeurs, à savoir la grandeur de référence, la grandeur réelle et le cas échéant la différence de grandeurs, est une grandeur hydraulique, pneumatique, mécanique ou électrique, notamment une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant ou une tension. Par ailleurs, la soupape de commande présente un premier raccord de branchement de signal pour la réception d'un signal de référence indiquant la grandeur de référence, éventuellement à partir d'un agencement de pédale d'embrayage ou d'une unité de commande, et un second raccord de branchement de signal pour la réception d'un signal de grandeur réelle indiquant la grandeur réelle à partir d'un agencement d'élément de capteur associé à l'élément à actionner ou/et à positionner. Le signal de référence est un signal hydraulique, pneumatique, électrique ou optique représenté notamment par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, des moyens de conversion étant, le cas échéant, associés au premier raccord de branchement de signal pour convertir le signal de référence en la grandeur de référence. En outre, le signal de valeur réelle est un signal hydraulique, pneumatique, mécanique, électrique ou optique représenté notamment par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, des moyens de conversion étant, le cas échéant, associés au second raccord de branchement de signal pour convertir le signal de valeur réelle en la grandeur réelle. Le servomécanisme comprend un dispositif de régulation de position, qui régule la position de l'élément à actionner ou/et à positionner, en fonction du signal de référence, du signal de valeur réelle et d'une courbe caractéristique de position prescrite. Cette courbe caractéristique de positionnement affecte à chaque signal de référence une position de consigne de l'élément à actionner ou/et à positionner, de préférence de façon telle qu'à une plage de position de consigne délimitée sensiblement par une position de début de transmission de couple et une position embrayée de transmission de couple sensiblement maximale, soit associée une plage de signal de référence relativement plus grande que pour les autres plages de position de consigne. D'après une autre configuration de l'invention, le servomécanisme comprend un circuit électrique de régulation de position comportant un capteur de valeur de mesure, électrique, relevant directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. Selon une autre configuration, le servomécanisme comprend un agencement de régulation de position mécanique comportant un élément de capteur couplé mécaniquement, qui relève directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. D'après une autre configuration, le servomécanisme comprend un agencement de régulation de position hydraulique comportant un agencement de vérin de mesure hydraulique, le cas échéant un seul vérin de mesure, qui relève directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. L'agencement de soupape peut être commuté en fonction de la différence de force entre une force réelle correspondant à la pression hydraulique dans l'agencement de vérin de mesure et une charge préalable, entre le premier et le second état de commande et, le cas échéant, le troisième état de commande. Par ailleurs, la soupape de commande fonctionnant de préférence selon le principe de la balance de pression, par commutation entre les états de commande, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage, maintient 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 d'une direction de mouvement d'un côté élément à actionner ou/et à positionner ou d'un côté agencement de butée de débrayage de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression. L'agencement de vérin de mesure peut être réalisé en tant qu'agencement de vérin récepteur agissant sur l'élément à actionner ou/et à positionner ou sur l'agencement de butée de débrayage, qui est relié ou peut être relié hydrauliquement, pour un actionnement d'urgence de l'embrayage, à un maître- cylindre pouvant notamment être actionné par une pédale d'embrayage. Notamment dans le cas d'un agencement de vérin de mesure qui n'est pas réalisé en tant que vérin récepteur permettant un actionnement d'urgence de l'embrayage, sont prévus des moyens de limitation de la pression hydraulique, qui agissent à l'encontre d'un accroissement de la pression hydraulique dans le système hydraulique au-delà d'une valeur maximale prédéterminée. Selon une configuration de l'invention, pour l'actionnement de l'élément à actionner ou/et à positionner, il est prévu en supplément, un agencement de vérin récepteur hydraulique, qui de préférence peut être actionné par un maître-cylindre pouvant être actionné par une pédale. L'agencement de vérin récepteur peut servir d'agencement de vérin de mesure. Selon une configuration de l'invention, l'agencement de soupape comprend deux éléments de soupape pouvant être déplacés l'un par rapport à l'autre et par rapport à un corps ou carter de soupape, et la grandeur de référence est représentée par la position d'un premier élément de soupape des deux éléments de soupape, par rapport au corps ou carter de soupape, et la grandeur réelle par la position d'un second élément de soupape desdits deux éléments de soupape, par rapport au corps ou carter de soupape, et la différence de grandeur est représentée par la position des deux éléments de soupape l'un par rapport à l'autre. Par ailleurs, le signal de référence et le signal réel agissent directement, respectivement de manière indépendante de l'autre signal respectif, sur précisément un élément de soupape des deux éléments de soupape, le signal de référence sur le premier élément de soupape et le signal de valeur réelle sur le second élément de soupape. A partir des documents de référence 1 à 4, y compris leurs figures et descriptions correspondantes, il est possible d'entrevoir d'autres détails de possibles configurations d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, qui, en combinaison avec la configuration conforme à l'invention du dispositif d'actionnement, à savoir avec la seconde ouverture de compensation de pression, sont rationnels suivant la situation d'utilisation du dispositif d'actionnement et des spécifications à remplir, et qui conduisent au moins en partie à des effets de synergie permettant une 1! optimisation du comportement de positionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement. On a pu montrer l'efficacité du concept de l'invention dans le sens d'une répercussion sur le comportement de positionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement, et d'une optimisation de ce comportement, à l'aide de différents servomécanismes ou servomécanismes de positionnement, et plus spécialement de différentes soupapes de commande, par exemple à l'aide d'une soupape de commande fonctionnant selon le principe de la balance de pression, comme on l'a déjà vu plus haut. Par ailleurs, l'efficacité du concept de l'invention a pu être démontrée à l'aide d'une soupape proportionnelle pouvant être commandée par voie électrique, et à laquelle on amène la valeur de consigne et la valeur réelle relevée par un capteur de déplacement, par voie électrique. Une telle soupape de commande comprend au moins un élément de soupape pouvant être déplacé par voie électromagnétique, par exemple au moins un élément de soupape pouvant être actionné par solénoïde. En vue de pouvoir, pour certains états de fonctionnement, réduire la perte de pression occasionnée par la seconde ouverture de compensation de pression, la seconde ouverture de compensation de pression, peut être activée ou désactivée sélectivement. En ce qui concerne l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, il s'agit de préférence d'un agencement de vérin de puissance à fluide de pression à simple effet, qui coopère par exemple avec un agencement de ressort associé à l'agencement de butée de débrayage, par exemple un ressort à diaphragme de l'embrayage à friction. En ce qui concerne l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, il peut toutefois également s'agir d'un agencement de vérin de puissance à fluide de pression à double effet, la seconde ouverture de compensation de pression étant associée ou pouvant être associée sélectivement à une chambre de fluide de pression par exemple affectée à un débrayage de l'embrayage à friction, ou à une chambre de fluide de pression de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, par exemple affectée à un embrayage de l'embrayage à friction, ou bien à la chambre de fluide de pression affectée par exemple à l'embrayage et à celle affectée par exemple au débrayage, est associée sa propre seconde ouverture de compensation de pression, ces ouvertures pouvant être, le cas échéant sélectivement, mais de préférence alternativement, activées et désactivées. De manière générale, la seconde ouverture de compensation de pression présente, dans l'optique du comportement de positionnement souhaité, une section d'écoulement, qui est adaptée à une section d'écoulement (section d'écoulement d'alimentation) la plus étroite dans le système de fluide hydraulique reliant la source de fluide de pression à l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, ou/et à un volume de cylindre (le cas échéant une plage de volume de cylindre) de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, ou/et à un niveau de pression caractéristique du fluide de pression régnant dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression dans un état d'actionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement, en vue d'obtenir sensiblement un comportement de marche souhaité du véhicule automobile, de préférence un comportement de manoeuvre souhaité du véhicule automobile. Pour de nombreuses situations d'utilisation et de nombreuses configurations du dispositif d'actionnement, l'ouverture de compensation de pression, dans le cas d'un agent de pression pneumatique, présente avantageusement une section d'écoulement d'environ 0,4 mm à environ 0,8 mm, de préférence d'environ 0,6 mm, par exemple en combinaison avec un volume de cylindre d'environ 0,3.10-3 m3 à environ 0,8.10-3 m3 et avec une section d'écoulement d'alimentation la plus étroite d'environ 4 mm à environ 10 mm, de préférence d'environ 7 mm, ou/et avec une pression pneumatique se situant, pour un état d'actionnement du servomécanisme, dans une plage d'environ 2,5.105 Pa à environ 3,5.105 Pa, dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression réalisé sous forme d'agencement de vérin de puissance pneumatique. Dans le cas d'un autre volume de cylindre, ou/et dans le cas d'une autre section d'écoulement d'alimentation la plus étroite, ou/et dans le cas d'une autre plage de pression pneumatique, la section d'écoulement de la seconde ouverture de compensation de pression peut être adaptée, de préférence de façon telle que l'on obtienne un comportement de positionnement correspondant. Le second flux de compensation de pression du fluide de pression peut être utilisé de manière utile à d'autres fins, par exemple en tant que flux de refroidissement ou flux de protection à l'encontre des poussières. Le premier flux de compensation de pression peut être utilisé de manière correspondante. En conséquence, l'invention propose que soient prévus des moyens de guidage destinés à guider et mener le second ou/et le premier flux de compensation de pression vers au moins une zone associée du dispositif d'actionnement, de l'embrayage à friction ou du véhicule automobile, en vue de servir en cette zone associée, en tant que flux de traitement ou/et flux auxiliaire, par exemple en tant que flux de refroidissement ou flux de protection à l'encontre des poussières. Ce principe est indépendant de la présence ou non d'une seconde ouverture de compensation de pression. Il est également possible d'envisager de prévoir, à la place d'un flux de compensation de pression en relation avec le fonctionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement, un flux de fluide de pression débaptisé en tant que flux de traitement ou/et flux auxiliaire, qui est fourni par le système de fluide de pression, et qui n'est pas forcément en relation avec le mode de fonctionnement du servomécanisme ou servomécanisme de positionnement, ou n'influence pas forcément celui-ci. Le principe que l'on vient de voir est donc indépendant du mode de fonctionnement et du mode de construction du dispositif d'actionnement; il suffit en principe que le dispositif d'actionnement comporte un agencement de vérin de puissance à fluide de pression pouvant être relié à une source de fluide de pression. Dans la suite, l'invention va être explicitée plus en détail au regard de plusieurs exemples de réalisation montrés sur les dessins annexés, ainsi qu'au regard de résultats de mesure déterminés au cours d'essais. Les figures des dessins annexés montrent: Fig.1 une vue schématique, en partie en coupe, d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, comprenant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression sous la forme d'un vérin annulaire à fluide de pression, notamment un vérin annulaire pneumatique. Fig.2 une configuration avantageuse du dispositif d'actionnement selon la figure 1, comprenant une soupape de commande du type "balance de pression". Fig.3 sur la figure partielle 3a, de manière schématique, le circuit de régulation d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, concrétisant un mode de réalisation de base préféré, et comportant un dispositif de régulation de position, et sur la figure 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 un incrément de réglage minimal d'un dispositif d'actionnement présentant une soupape de commande électrique, sans résultats de mesure concernant la seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention. Fig.5 des résultats de mesure concernant l'incrément de réglage minimal pour le dispositif d'actionnement associé à la figure 4, dans le cas d'une seconde ouverture de compensation de pression d'une section d'écoulement de 0,6 mm. Fig.6 schématiquement, une courbe caractéristique valeur de consigne valeur réelle d'un dispositif d'actionnement à comportement d'hystérésis et de flottement de déplacement de réglage, et les améliorations pouvant être obtenues par l'introduction d'une fuite définie produite par la seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention. Fig. 7 des résultats de mesure pour un dispositif d'actionnement comportant une soupape de commande du type balance de pression, sans seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention, qui permettent d'établir des conclusions quant au mode de fonctionnement de la soupape de commande, à la relation entre valeur de consigne et valeur réelle résultante, à une pression de commande hydraulique résultante et à une pression résultante du fluide de pression, ainsi que quant à des répercussions de variations de valeur de consigne sur les grandeurs citées. Fig.8 des résultats de mesure correspondants à ceux de la figure 7, dans le cas o l'on a prévu une seconde ouverture de compensation de pression avec une section d'écoulement de 0,5 mm. Sur la figure 1 est montré de manière schématique, un dispositif d'actionnement 10 destiné à un embrayage à friction, ici un embrayage à commande par poussée, disposé dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses ou autre transmission, dans une cloche d'embrayage formant carter 12. Le dispositif d'actionnement 10 comprend un agencement de vérin de puissance à fluide de pression 14, ici un agencement de vérin de puissance pneumatique, qui dans la suite est également désigné par unité de vérind'actionnement. L'unité de vérin d'actionnement 14 comprend un cylindre annulaire de fluide de pression, ici un cylindre annulaire pneumatique 16, qui est formé par un évidemment cylindrique annulaire 18 dans un corps stationnaire, ainsi qu'un élément de piston annulaire pneumatique 22. L'élément de piston annulaire pneumatique 22 est mis en précontrainte en direction de l'embrayage non représenté (vers la gauche sur la figure 1), à l'aide de moyens de ressort 24, et porte des bagues d'étanchéité 26 pour réaliser l'étanchéité de la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16. Le cylindre annulaire pneumatique 16 et l'élément de piston annulaire pneumatique 22, sont disposés de manière coaxiale à un axe A de l'embrayage. Le corps 20 présente un alésage axial, à travers lequel s'étend l'arbre d'entrée de boite 28, de manière coaxiale à l'axe A de l'embrayage. Un tronçon annulaire 30 de l'élément de piston annulaire pneumatique 22, à l'extrémité dirigée vers l'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. Lors d'un actionnement par le dispositif d'actionnement, l'agencement de butée de débrayage agit de manière connue sur l'embrayage, notamment par l'intermédiaire de languettes de ressort-diaphragme, en vue de débrayer celui-ci pour interrompre le transfert de force entre la boite de vitesses et le moteur à combustion interne. L'unité de vérin d'actionnement 14 porte une unité de soupape de commande 40 fixée de manière démontable à l'unité de vérin d'actionnement, et qui comprend une soupape de commande 42 montrée uniquement de manière schématique sur la figure 1. L'unité de soupape de commande 40 est disposée de façon telle qu'elle fasse saillie de la face extérieure de la cloche d'embrayage à travers une ouverture 44 associée de la cloche d'embrayage 12, et qu'elle puisse être démontée lorsque la cloche d'embrayage est assemblée au moteur à combustion interne. La soupape de commande 42 est reliée à une source pneumatique 51, par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 46 à l'intérieur de l'unité de soupape de commande 40, par l'intermédiaire d'un raccord de branchement pneumatique 48 sur la partie de l'unité de soupape de commande faisant saillie de la face extérieure de la cloche d'embrayage 12, et par l'intermédiaire d'une autre conduite pneumatique 50. La soupape de commande 42 est par ailleurs reliée à une unité de génération de signal de référence 60, par l'intermédiaire d'une conduite 52 à l'intérieur de l'unité de soupape de commande 40, d'un raccord de branchement 54 sur la partie de l'unité de soupape de commande 40 faisant saillie de la face extérieure de la cloche d'embrayage 12, et par l'intermédiaire d'une autre conduite 56. En ce qui concerne l'unité de génération 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 à la soupape de commande 42, un signal de référence sous la forme d'un signal hydraulique, par l'intermédiaire de la conduite 56, du raccord de branchement 54 et de la conduite 52. En ce qui concerne les conduites 52 et 56, il s'agit en conséquence de conduites hydrauliques, qui sont reliées par l'intermédiaire du raccord de branchement 54 réalisé sous forme de raccord de branchement hydraulique. La soupape de commande 42 est par ailleurs reliée à la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16, par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 64 à l'intérieur de l'unité de soupape de commande 40, et d'une conduite pneumatique 66 à l'intérieur de l'unité de vérin d'actionnement 14. Par ailleurs, la soupape de commande 42 est reliée, par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 68 à l'intérieur de l'unité de soupape de commande 40, à une ouverture de compensation de pression 70 dans la face, côté embrayage, de l'unité de soupape de commande. La position axiale instantanée de l'agencement de butée de débrayage 32 est transmise à la soupape de commande 42, par l'intermédiaire d'éléments mécaniques de couplage 72 et 74, sous la forme d'un signal de valeur réelle représentant un déplacement, tel que cela est représenté schématiquement par la liaison en pointillés 76 à l'intérieur de l'unité de soupape de commande 40. Selon les variantes de réalisation connues d'après le document DE 197 16 641 Ai (document de référence 2) et le document DE 198 00 232 Ai (document de référence 4), le signal de valeur réelle est un signal mécanique. A cet effet, l'élément de couplage 74 en forme de tige, faisant saillie hors de l'unité de soupape de commande 40, peut être couplé en déplacement à un élément de soupape d'un agencement de soupape comprenant deux éléments de soupape. Des deux éléments de soupape, un premier élément de soupape peut être associé à l'unité de génération de signal de référence , et un second (celui déjà cité) élément de soupape peut être associé à l'agencement de butée de débrayage, et être couplé en déplacement à celui-ci, par l'intermédiaire des éléments de couplage 72 et 74, quant au mouvement axial de l'agencement de débrayage. Les deux éléments de soupape montés de manière mobile l'un par rapport à l'autre et par rapport à l'unité de soupape de commande 40, servent à réaliser différents états de commande de la soupape de commande 42. En ce qui concerne des modes de réalisation préférés de la soupape de commande 42, on se référera aux documents de référence 2 et 4. La soupape de commande 42 commute entre trois états de commande, en fonction du signal de référence délivré par l'unité de génération de signal de référence et prescrivant une position axiale de consigne de l'agencement de butée de débrayage 32, et en fonction du signal de valeur réelle indiquant la position axiale instantanée de l'agencement de butée de débrayage 32. Dans un premier état de commande, une liaison pneumatique est établie par la soupape de commande 42, entre le cylindre annulaire pneumatique 16 et la source pneumatique 51, de sorte que de l'agent pneumatique, ici de l'air comprimé est amené de la source pneumatique 51 au cylindre annulaire pneumatique, et que l'élément de piston annulaire pneumatique 22 sort de manière correspondante de l'évidement, en direction de l'embrayage. Dans un second état de commande de la soupape de commande 42, une liaison pneumatique est établie par la soupape de commande 42, entre le cylindre annulaire pneumatique 16 et l'ouverture de compensation de pression 70, de sorte que l'élément de piston annulaire pneumatique 22 sorti, pénètre à nouveau dans l'évidement 18, sous l'effet de la force de pression du ressort principal de l'embrayage, par exemple un ressort- diaphragme ou similaire, l'air comprimé se trouvant dans la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16, s'échappant par l'ouverture de compensation de pression 70. Dans un troisième état de commande, la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16 est sensiblement fermée de manière étanche sur le plan pneumatique, exception faite d'une compensation de pression supplémentaire donnée par une seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention, qui sera explicitée ultérieurement, de sorte que l'élément de piston annulaire pneumatique 22 maintient ou modifie sa position axiale instantanée conformément à cette possibilité supplémentaire de compensation de pression. L'influence de cette possibilité de compensation de pression supplémentaire, n'est pas encore prise en considération dans la description suivante du mode de fonctionnement des différentes soupapes de commande, avant d'entrer ensuite dans les détails concernant l'ouverture de compensation de pression conforme à l'invention et la possibilité supplémentaire d'évacuation de la pression. La soupape de commande 42 peut former avec ses éléments de soupape, l'agencement de vérin de puissance pneumatique 14, l'élément de couplage 72 représentant un élément de capteur pour le signal de valeur réelle, et l'élément de couplage 74, un agencement de régulation de position mécanique, qui, par une commutation appropriée entre les trois états de commande, règle la position axiale de l'agencement de butée de débrayage 32, sur la position de consigne indiquée par le signal de référence de l'unité de génération de signal de référence 60. A cet effet, conformément aux variantes de réalisation citées, la position instantanée de l'agencement de butée de débrayage 32 est représentée, en tant que grandeur réelle, par la position du second élément de soupape, et la position de consigne de l'agencement de butée de débrayage, en tant que grandeur de référence, par la position du premier élément de soupape. A la grandeur réelle et à la grandeur de référence est associée une différence de grandeurs, qui est représentée par la position relative du premier élément de soupape par rapport au second élément de soupape, et qui prend la valeur zéro, lorsque la position axiale effective de l'agencement de butée de débrayage 32 correspond à la position de consigne. Conformément aux variantes de réalisation connues d'après le document DE 197 16 600 Ai (document de référence 1) et le document DE 197 14 226 Ai (document de référence 3), la soupape de commande fonctionne selon le principe de la balance de pression. On se référera à la figure 2 dans laquelle des composants analogues sont désignés avec les mêmes repères que sur la figure 1. La soupape de commande 42 comprend un corps d'obturation soupape 170 qui est monté mobile en translation le long d'un axe de soupape, dans un alésage de l'unité de soupape de commande 40, et qui comporte un alésage axial non représenté pouvant être fermé par un élément de couvercle 172 envers la conduite pneumatique 46, ainsi que des alésages de direction radiale débouchant dans l'alésage axial, l'un des ces alésages de direction radiale, à savoir l'alésage radial 174 étant visible sur la figure 2. Sur la figure 2, le corps d'obturation de soupape, sous l'action d'un ressort de compression agissant sur lui, est déplacé vers la droite par rapport à l'élément de couvercle 172, de sorte que par l'intermédiaire des conduites pneumatiques 66, 64, une chambre de soupape recevant le corps d'obturation de soupape 170, l'alésage axial cité et les alésages de direction radiale dans le corps d'obturation de soupape, il s'établit une liaison de purge entre la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique et l'ouverture de purge. Lorsque le corps d'obturation de soupape 170 est déplacé vers la gauche de façon à ce que l'élément de couvercle 172 ferme l'alésage axial, mais n'est pas encore soulevé d'un siège de couvercle à l'encontre de la force élastique d'un ressort de compression associé agissant sur lui, la chambre annulaire du cylindre annulaire pneumatique est sensiblement fermée de manière étanche sur le plan pneumatique, exception faite de la possibilité supplémentaire de compensation de pression explicitée ultérieurement et donnée par une (seconde) ouverture de compensation de pression conforme à l'invention. Si le corps d'obturation de soupape 170 est déplacé plus loin vers la gauche en entraînant l'élément de couvercle 172 qui se soulève alors de son siège de couvercle, il s'établit une liaison d'alimentation d'air entre la conduite pneumatique 46 et la chambre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16, par l'intermédiaire de la chambre de soupape et des conduites pneumatiques 64 et 66. La position du corps d'obturation de soupape 170 s'établissant respectivement, dépend de la pression hydraulique dans une chambre hydraulique 176 de la soupape de commande 42, formée par un tronçon de conduite hydraulique, cette pression hydraulique agissant sur le corps d'obturation de soupape 170 dans la direction d'un déplacement de celuici vers la gauche, à l'encontre de la force élastique du ressort de compression agissant sur le corps d'obturation de soupape 170. La chambre hydraulique 176 est en communication avec la chambre de cylindre 180 d'un vérin de mesure hydraulique 182, par l'intermédiaire d'un tronçon de conduite hydraulique 178. Le vérin de mesure 182 comprend un piston 186 muni d'une bague d'étanchéité 184 et placé sur une tige de piston 188. Le piston délimitant la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 182, 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 188, et est précontraint par un ressort de compression 190, en direction de l'embrayage, c'est à dire dans la direction de débrayage de l'agencement de butée de débrayage 32 en cas d'actionnement de l'embrayage pour de débrayage. La tige de piston 188 fait saillie hors d'un corps ou carter 192 de l'unité de soupape de commande 40, à travers une ouverture dans l'unité de soupape de commande 40, en direction de l'embrayage, et comporte à son extrémité dirigée vers l'embrayage, un élément suiveur 194 réalisé d'un seul tenant avec la tige de piston 188 et se présentant sous la forme d'un bras en forme de tige faisant saillie en direction de l'axe A de l'embrayage. La tige de piston 188, l'élément suiveur 194 et le piston 186 peuvent s'interpréter comme des constituants d'un élément de capteur intégral, voire d'un seul tenant, d'un agencement d'élément de capteur formé par le vérin de mesure hydraulique 182. Le tronçon annulaire 30 de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 porte un entraîneur 196 fixé de manière rigide et comportant un bras d'entraîneur faisant saillie radialement vers l'extérieur, et contre lequel est appliqué sous précontrainte, par son tronçon d'extrémité libre, l'élément suiveur 194, sous l'effet de la force élastique du ressort de compression 90. Le bras d'entraîneur 196 forme donc une butée pour l'élément suiveur 194. Lors de la sortie de l'élément de piston annulaire pneumatique 22, l'élément de capteur 198 formé par le piston 186, la tige de piston 188 et l'élément suiveur 194, suit, sous l'effet de l'action du ressort de compression 190, 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 196, sur l'élément de capteur 198 et l'entraîne dans son mouvement vers la droite. L'élément de capteur 198 et l'élément de piston annulaire pneumatique 22 sont donc couplés en 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 et respectivement une diminution de volume de la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 182. La position axiale de l'élément de piston annulaire pneumatique 22 et ainsi de l'agencement de butée de débrayage 32, est ainsi transférée à la soupape de commande 42. La pression hydraulique dans la chambre hydraulique 176 dépend ainsi d'une part du volume de fluide hydraulique déplacé par l'actionnement de la pédale d'embrayage 62 dans l'unité de génération de signal de référence, et d'autre part du volume d'huile hydraulique absorbé dans la chambre de cylindre du vérin de mesure hydraulique 182, et ainsi de la position axiale de l'agencement de butée de débrayage 32. La soupape de commande 42 est conçue de façon telle, que, par une alimentation et une purge correspondantes de la chambre de cylindre annulaire du cylindre annulaire pneumatique 16 durant l'actionnement de l'embrayage, une pression de fluide hydraulique sensiblement constante soit continuellement maintenue dans la chambre hydraulique 176. En ce qui concerne le mode de fonctionnement de la soupape de commande, on se référera de manière complémentaire, au document de référence 1. Si cela est souhaité, un accroissement excessif de la pression de fluide hydraulique peut être empêché par un cylindre de limitation de pression ou similaire intégré à l'unité de soupape de commande 40 (figure 2) ou prévu à un autre endroit, en vue d'éviter des dommages. Abstraction faite des variantes de réalisation selon les figures 1 et 2, la figure 3 montre une configuration préférée d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, selon une représentation schématique indiquant des principes de fonctionnement et des possibilités de réalisation préférés. En-dehors de l'agencement de vérin de puissance 14 proprement dit, le dispositif d'actionnement comprend la soupape de commande 42 déjà évoquée, qui commande l'agencement de vérin de puissance 14 en fonction d'une grandeur de référence, par l'intermédiaire d'une ligne de liaison y (grandeur de réglage Y). La grandeur de référence est dérivée d'un signal de référence W, qui, dans l'exemple montré, est transmis par la pédale d'embrayage 62 à la soupape de commande 42, par l'intermédiaire d'une ligne de liaison w. De manière généralisée par rapport aux exemples de réalisation des figures 1 et 2, il est possible que soient associés au raccord de branchement de signal 54 de la soupape de commande, des moyens de conversion 100 pour convertir le signal de référence W en la grandeur de référence. La commande de l'agencement de vérin de puissance 14 est effectuée 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 valeur réelle X, qui est amené à la soupape de commande 42 par un agencement d'élément de capteur 200 associé à l'agencement de butée de débrayage, par l'intermédiaire d'une ligne de liaison x. De manière généralisée par rapport à l'exemple de réalisation de la figure 1, au raccord de branchement de signal 102 correspondant de la soupape de commande 42, peuvent également être associés des moyens de conversion 104, qui servent à convertir le signal de valeur réelle X en la grandeur réelle. La soupape de commande 42, l'agencement de vérin de puissance 14, l'agencement d'élément de capteur (comprenant par exemple le vérin de mesure hydraulique 182 et l'élément de capteur 198) associé à l'agencement de butée de débrayage, et les lignes x, y, forment de préférence une boucle de régulation, qui régule la position de l'agencement de butée de débrayage conformément aux prescriptions du signal de référence W. Dans les exemples de réalisation selon les figures 1 et 2, 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 de puissance 14 par l'intermédiaire des raccords de branchement de soupape 48 et 106, un état de commande de vidage ou de purge II dans lequel l'agencement de vérin de puissance 14 est relié à un volume de compensation (notamment l'atmosphère) par l'intermédiaire des raccords de branchement de soupape 106 et 108, et un état de commande de maintien III dans lequel le fluide de pression ne peut pas s'échapper de l'agencement de vérin de puissance 14 par l'intermédiaire du raccord de branchement de soupape 108 de la soupape de commande 42. Il est à noter qu'un état de commande de maintien distinct, de la soupape de commande, n'est pas obligatoirement nécessaire. 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 de la liaison de vidage 106- 108. S'il n'est pas prévu d'état de commande de maintien propre de la soupape de commande, il sera malgré tout possible de réaliser la fonction "maintien" du dispositif d'actionnement, à savoir de façon telle, que dans certains états de fonctionnement, il se produise une commutation continuelle de la soupape de commande entre l'état de commande de remplissage I et l'état de commande de vidage II. De manière généralisée par rapport aux exemples de réalisation des figures 1 et 2, aussi bien le signal de référence W indiquant la position de consigne, que le signal de valeur réelle X ou signal de rétroaction, peuvent être réalisés indépendamment l'un de l'autre par tous les types de signal appropriés. En ce qui concerne les signaux, il peut s'agir respectivement d'un signal hydraulique, pneumatique, mécanique, électrique ou optique, pour ne citer que les principaux types de signal. Suivant le type de signal, le signal respectif peut être représenté par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, pour à nouveau ne citer que les principales représentations physiques de signal. L'essentiel est que le signal de référence W et le signal de valeur réelle X puissent également être des signaux de type différent, et que le signal de référence W et le signal de valeur réelle X puissent être représentés par des grandeurs physiques différentes. Si le signal de référence W et le signal de valeur réelle X sont de type différent ou représentés par des grandeurs physiques différentes, il est possible d'effectuer, par l'intermédiaire des moyens de conversion 100 et 104 cités, une conversion des signaux en des grandeurs de même type (grandeur de référence et respectivement grandeur réelle). On notera quant au signal de valeur réelle X, que le type de signal prévu dans chaque cas, dépend de l'agencement d'élément de capteur prévu pour le relevé de la position axiale de l'agencement de butée de débrayage. Ainsi, il est possible de prévoir un agencement d'élément de capteur exerçant certaines forces 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 l'exemple de réalisation de la figure 2, ou bien un agencement d'élément de capteur purement mécanique avec des moyens de conversion, qui engendrent un signal non hydraulique et respectivement 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 différence de grandeurs, qui détermine l'état de commande de la soupape de commande 42. Dans l'exemple montré, la soupape de commande adopte l'état de commande de remplissage I lorsque la grandeur de référence est supérieure à la grandeur réelle, et l'état de commande de vidage II lorsque la grandeur de référence est inférieure à la grandeur réelle. Lorsque la grandeur de référence est égale à la grandeur réelle, la soupape de commande 42 de l'exemple de réalisation de la figure 3a, adopte l'état de commande de maintien III. De manière généralisée par rapport aux exemples de réalisation des figures 1 et 2, il peut s'agir en ce qui concerne la grandeur réelle, la grandeur de référence et, le cas échéant, la différence de grandeurs, pour chacune d'entre-elles, 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 uniquement d'une grandeur de calcul, qui de préférence, par une numérisation correspondante, est présente dans des zones de mémoire d'un dispositif de commande électronique, notamment un microprocesseur, de la soupape de commande. En pratique, il s'avère souvent judicieux qu'il n'existe pas de relation de linéarité 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, dans l'optique d'un embrayage manuel sensible par un actionnement correspondant de la pédale d'embrayage 62, qu'à une plage centrale de position de consigne de l'embrayage, qui est délimitée par une position de début de transmission de couple S et une position embrayée EK de transmission de couple sensiblement maximale, soit associée une plage de signal de référence W élargie par rapport à celles associées aux autres plages de positon de consigne. Une courbe caractéristique de positionnement correspondante, qui associe à chaque signal de référence W une position axiale de consigne W', est montrée sur la figure 3b. On notera en outre, que la soupape de commande 42 et l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, notamment l'agencement de vérin de puissance pneumatique 14, peuvent s'interpréter comme des parties d'un servomécanisme de positionnement du dispositif d'actionnement, le préfixe "servo" devant être interprété comme incluant un actionnement de l'embrayage à friction, aussi bien sur la base d'une "force extérieure", que sur la base d'une "force auxiliaire" (assistance par force auxiliaire ou actionnement par force auxiliaire). Il est ainsi possible que l'actionnement au moyen de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression constitue la seule possibilité d'actionnement de l'embrayage à friction. Mais il est également envisageable qu'existent d'autres possibilités ou des possibilités supplémentaires d'actionnement de l'embrayage à friction, par exemple au moyen d'un agencement de vérin hydraulique supplémentaire, qui peut, si cela est souhaité, servir d'agencement de vérin de mesure dans le sens du vérin de mesure hydraulique 182 (figure 2). De cette manière, il est par exemple possible de prévoir un actionnement d'urgence de l'embrayage, lorsque l'actionnement par l'intermédiaire de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression n'est pas possible, par exemple en raison d'une absence de fluide de pression. Dans cette optique, on se référera plus spécialement au document de référence 1. En plus de l'ouverture de compensation de pression 70 représentée sur la figure 1, ou d'une ouverture de compensation de pression correspondante non représentée sur les figures 2 et 3 (dans le cas de la figure 3, en liaison avec le raccord de branchement de soupape 108 ou formée par celuici), qui dans la suite est désignée par première ouverture de compensation de pression, et qui dans le second état de commande de la soupape de commande autorise un premier flux de compensation de pression du fluide de pression (dans le cas des exemples de réalisation, un flux de compensation de pression pneumatique), il est prévu conformément à l'invention, dans un système partiel de fluide de pression englobant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (le cas échéant l'agencement de vérin de puissance pneumatique) et la soupape de commande, une seconde ouverture de compensation de pression, qui, au moins dans le troisième état de commande de la soupape de commande (ou de manière plus générale, au moins dans un état de maintien du servomécanisme de positionnement), autorise un second flux défini de compensation de pression du fluide de pression (un flux de compensation de pression pneumatique dans le cas des exemples de réalisation) plus petit que le premier flux de compensation de pression dufluide de pression. La seconde ouverture de compensation de pression est désignée par le repère 202 sur les figures 1 à 3a. Dans le cas de la figure 1, la seconde ouverture de compensation de pression 202 est formée par une ouverture dans la face de l'unité de soupape de commande, éloignée de l'embrayage, et est reliée par une conduite pneumatique 204, à la conduite pneumatique 64. Dans le cas de la figure 2, la seconde ouverture de compensation de pression 202 est prévue dans l'unité de vérin d'actionnement 14, et est reliée, par l'intermédiaire d'une conduite pneumatique 204, au cylindre annulaire pneumatique 16. Dans le cas de la figure 3a, la seconde ouverture de compensation de pression 202 est formée dans la soupape de commande 42, et est en liaison permanente, de manière interne à la soupape, avec le raccord de branchement de soupape 106, par l'intermédiaire d'une liaison 204. Le cas échéant, la liaison 204 entre le raccord de branchement de soupape 106 et la seconde ouverture de compensation de pression 202, peut également être conçue pour pouvoir être commutée entre un état de liaison et un état de non liaison. Il en est de même pour des secondes ouvertures de compensation de pression en d'autres endroits, auxquelles peut être associée, le cas échéant, une soupape d'inversion pouvant être commutée entre un état passant et un état obturé. Grâce à la seconde ouverture de compensation de pression, qui, dans les exemples de réalisation montrés, est en liaison, pour tous les trois états de commande (I, II, III) de la soupape de commande, avec le cylindre annulaire pneumatique 16, à savoir de manière générale avec l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression 14, et qui agit comme une fuite de consigne du système pneumatique côté vérin pneumatique, on obtient une amélioration significative du comportement de positionnement et d'actionnement du dispositif d'actionnement conforme à l'invention, par rapport à des dispositifs d'actionnement comparables sans seconde ouverture de compensation de pression, de ce type. Il est ainsi par exemple possible de réduire l'incrément de réglage minimal du dispositif d'actionnement d'environ 2% de la course totale en l'absence d'une seconde ouverture de compensation de pression, au moyen de la "fuite" possible grâce à la seconde ouverture de compensation de pression, à environ 0,5% de la course totale. Sans seconde ouverture de compensation de pression, des incréments de réglage de 3% de la course totale, peuvent dans certaines conditions déjà être exécutés de manière non correcte. L'incrément de réglage minimal peut être déterminé en modulant la valeur de consigne, l'amplitude de la modulation de valeur de consigne étant réduite jusqu'à ce que la valeur réelle résultante ne puisse plus suivre de manière exacte la valeur de consigne, ou même ne montre plus de modulation. Lors d'essais, pour lesquels on a prévu une ouverture de compensation de pression de 0,6 mm, par laquelle de l'air comprimé pouvait s'échapper du cylindre ou vérin pendant l'actionnement de l'embrayage, des variations de valeur de consigne de 0,5% de la course totale du dispositif d'actionnement, étaient encore effectuées de manière correcte. On se référera ici à des résultats de mesure indiqués à titre d'exemple sur les figures 4 et 5. Les mesures on été effectuées sur un dispositif d'actionnement comportant une soupape de commande électrique, à savoir une soupape proportionnelle à commande électrique, qui a reçu la valeur de consigne sous forme de signal électrique, et la valeur réelle sous forme de signal électrique (à partir d'un capteur de position associé à la butée de débrayage). La figure 4 montre une modulation de la valeur de consigne avec une amplitude de 3% de la course totale (ici une course totale maximale de 12 mm correspondant à 100% de variation de la valeur de consigne), et une modulation de la valeur de consigne avec une amplitude de 1% de la course totale maximale, ainsi que la modulation résultante de la valeur réelle sur un axe des temps, dans le cas d'une situation de mesure sans seconde ouverture de compensation de pression. Comme le montre la figure, la valeur réelle ne suit la valeur de consigne que de manière incomplète, déjà pour une modulation de 3%, parce que les crêtes de modulation de la valeur de consigne sont tronquées dans la valeur réelle. La modulation de 1% n'est plus reconnaissable dans la valeur réelle. Seuls sont visibles des parasites avec une fréquence supérieure à la modulation de la valeur de consigne, dans la partie droite de la courbe de mesure. Par la mise en place d'une seconde ouverture de compensation de pression, par exemple formée par un gicleur de carburateur de 60, d'un diamètre (section d'écoulement) de 0,6 mm, on améliore sensiblement le comportement de positionnement quant à l'incrément de réglage minimal, comme le montrent les résultats de mesure de la figure 5. La valeur réelle (déplacement PCA: PCA de "Pneumatic Clutch Actuator" actionneur pneumatique d'embrayage) peut suivre parfaitement, c'est à dire sans que les crêtes de modulation soient tronquées, les modulations de la valeur de consigne avec une amplitude de modulation de 2%, 1,5%, 0,7% et 0,5% de la course totale maximale. Pour les mesures on a utilisé un vérin pneumatique ou cylindre pneumatique à volume de cylindre -3 3 d'un ordre de grandeur d'environ 0, 75.103 m3, et une section de conduite d'alimentation la plus étroite déterminant un flux maximal d'agent pneumatique vers la soupape de commande, était d'environ 6 à 7 mm. En-dehors de la réduction de l'incrément de réglage minimal du dispositif d'actionnement, évoquée au regard des figures 4 et 5, la seconde ouverture de compensation de pression améliore de manière significative la possibilité de dosage de l'actionnement de l'embrayage, par le fait que le flottement dans la soupape de commande est fortement réduit. Il est ainsi par exemple possible d'obtenir une proportionnalité entre une pédale d'embrayage éventuellement prévue et le couple de transmission. Une relation directe entre la course de déplacement de la pédale d'embrayage et le mouvement du véhicule est donc ainsi rendue possible, de sorte que de manière similaire à un actionnement usuel purement mécanique de l'embrayage, le véhicule est dans une certaine mesure "collé" à la pédale d'embrayage. Sans seconde ouverture de compensation de pression, l'on a une relation entre la valeur réelle (déplacement PCA) et la valeur de consigne (le cas échéant déplacement de la pédale), qui est montrée de manière schématique sur la figure 6 et qui se caractérise par une hystérésis marquée. La largeur de la courbe d'hystérésis désignée par "déplacement de flottement" dépend de la présence ou non d'une seconde ouverture de compensation de pression, et de la grandeur du second flux de compensation de pression du fluide de pression autorisé par la seconde ouverture de compensation de pression, c'est à dire de la section d'écoulement de la seconde ouverture de compensation de pression. Comme le laisse entrevoir la figure 6, le fait de prévoir la fuite définie assurée par la seconde ouverture de compensation de pression, permet de réduire sensiblement le déplacement de flottement, c'est à dire la largeur de la courbe d'hystérésis. Plus le flottement est réduit, et plus le comportement de réponse du dispositif d'actionnement est direct (pas de ou seulement un faible déphasage du dispositif d'actionnement). La possibilité de dosage peut être décrite par une grandeur caractéristique qui est formée par le quotient du déplacement de flottement par rapport au déplacement d'actionnement. Plus la grandeur de référence est faible (indiquée en pourcentage), et plus le flottement est réduit et plus la valeur réelle peut suivre directement la valeur de consigne. La grandeur caractéristique a été réduite d'une valeur d'environ 22% dans le sens du débrayage et d'environ 20% dans le sens de l'embrayage pour un dispositif d'actionnement usuel de série, à une valeur d'environ 12% dans le sens du débrayage et d'environ 6% dans le sens de l'embrayage, grâce à l'insertion d'une seconde ouverture de compensation de pression (gicleur de 60) conforme à l'invention. Dans le cas de l'hystérésis montrée sur la figure 6, il s'agit d'un phénomène apparaissant indépendamment de la commande dans le temps du dispositif d'actionnement. L'hystérésis sur la figure 6 doit être comprise comme décrivant un comportement quasi statique du dispositif d'actionnement. Le flottement apparaît donc également même lorsque l'on laisse un temps quelconque suffisant à la valeur réelle, pour suivre la valeur de consigne. En-dehors de ce comportement d'hystérésis, un dispositif d'actionnement du type de celui pris ici comme base, présente également un comportement dynamique, qui peut faire apparaître des temps morts conduisant la valeur réelle à ne suivre la valeur de consigne qu'avec un certain retard. On a observé que de tels temps morts pouvaient également être réduits de manière notable, en prévoyant une seconde ouverture de compensation de pression. Le comportement de réponse d'un dispositif d'actionnement du type de celui pris ici en considération est essentiellement déterminé par le frottement d'adhérence et de glissement dans le dispositif d'actionnement, y compris l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression et la soupape de commande. Il est possible de réduire sensiblement, par la seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention, les répercussions sur le comportement de positionnement du dispositif d'actionnement, au moins du frottement d'adhérence et de glissement apparaissant dans la soupape de commande, entre les éléments de soupape, un corps ou carter de soupape et un agencement d'étanchéité, de sorte que l'on obtient les avantages évoqués. Cela est valable de manière générale, indépendamment du mode de construction et du mode de fonctionnement de la soupape de commande. Ainsi, il est possible d'utiliser dans un dispositif d'actionnement selon l'invention, en guise de soupape électrique, par exemple une soupape à siège proportionnelle, une soupape de commutation cadencée et un distributeur proportionnel, en combinaison avec la seconde ouverture de compensation de pression. Par ailleurs, il est possible de mettre en oeuvre une soupape de commande hydraulique du type balance de pression, dans un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, en combinaison avec la seconde ouverture de compensation de pression (voir exemple de réalisation de la figure 2). Par ailleurs, il est possible d'utiliser des soupapes avec des éléments de soupape pouvant être déplacés de manière opposée, dont l'un représente la valeur de consigne et l'autre la valeur réelle (voir les explications précédentes effectuées au regard de la figure 1). Au moyen de l'intégration d'une fuite définie obtenue par la seconde ouverture de compensation de pression, dans le fluide accomplissant le travail, il s'établit dans le dispositif d'actionnement (pouvant également être désigné par actionneur) un équilibre entre une charge de travail et l'actionneur, qui conduit à ce que le dispositif de commande ou de régulation (le servomécanisme de positionnement), se trouve à la longue dans une certaine mesure sous "précontrainte", de sorte que celui- ci doit à la longue, et cela également dans des positions de maintien, rattraper le réglage de l'agencement de butée de débrayage, ce qui élimine une grande partie de l'hystérésis (frottement d'adhérence et de glissement), ou réduit ses répercussions sur le comportement de positionnement, ce qui permet de réduire l'incrément de réglage minimal à une fraction plus faible, et permet de rendre sensiblement plus direct et ainsi plus avantageux, le comportement de réponse du dispositif d'actionnement lors de variations de position. Ces avantages sont obtenus sans coûts supplémentaires importants. Il est même possible de réaliser des économies, parce qu'en ce qui concerne la réduction du frottement, une mise en oeuvre éventuellement moindre peut être suffisante. Il est avant tout également possible d'utiliser des soupapes de commande de configuration plus simple, avec les avantages de coûts que cela représente. En se reportant une fois encore à la représentation de la figure 6, il est possible d'émettre l'explication complémentaire suivante concernant l'arrière plan technologique relatif à l'apparition du déplacement de flottement lors de la sortie et de la rentrée du piston de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression. Pour modifier le déplacement de réglage du piston, il est nécessaire avant le début de la sortie, d'appliquer en plus de la charge conjuguée par exemple fournie par un ressort-diaphragme de l'embrayage à friction, une charge d'hystérésis reposant sur le frottement d'adhérence et de glissement dans le servomécanisme de positionnement, sous la forme d'une pression du fluide de pression. Avant de débuter la rentrée, il est à l'inverse nécessaire de réduire la pression du fluide de pression jusqu'à se trouver en- dessous de la charge conjuguée en sus de la charge d'hystérésis agissant à présent de manière opposée. Pour un positionnement exact, il faut donc à chaque changement de direction du piston, faire varier la grandeur de commande d'une variation de grandeur de commande minimale, pour atteindre une variation de la pression du fluide de pression égale à une pression différentielle correspondant à la charge d'hystérésis, par rapport au niveau de pression régnant dans l'état de maintien. Plus l'hystérésis est marquée, et plus la grandeur de commande pour le positionnement doit être modifiée, avec des répercussions correspondantes sur la grandeur de réglage (valeur réelle), qui devient moins uniforme et plus imprécise. Dans la suite, on va expliciter de manière plus détaillée le mode de fonctionnement d'un dispositif d'actionnement conforme à l'invention, en prenant en considération les répercussions de la seconde ouverture de compensation de pression, à l'aide d'un actionneur pneumatique d'embrayage hydraulique, qui correspond dans sa configuration de principe, à l'exemple de réalisation de la figure 2, et comporte une soupape de commande du type balance de pression et un vérin de mesure hydraulique relevant la position de l'agencement de butée de débrayage. On se référera à la soupape de commande 42 de la figure 2. Un effet essentiel de la seconde ouverture de compensation de pression réside dans le fait que par l'échappement continuel d'air comprimé hors de la partie du système pneumatique, côté vérin ou cylindre pneumatique, la soupape de commande, pour un fonctionnement de manoeuvre (petite course, actionnements lents) et dans des positions de maintien, est maintenue dans une zone de travail effective ou est "limitée" à cette zone de travail, en raison de l'échappement d'air comprimé selon la seconde ouverture de compensation de pression agissant comme un organe de temporisation. On a effectué des mesures dans le cadre d'essais, pour lesquels un véhicule de test a tout d'abord été maintenu à l'encontre de son recul sur une côte ou pente, à l'aide de l'embrayage à friction, puis on a laissé venir la pédale d'embrayage (embrayer) jusqu'à ce que le véhicule ait commencé à démarrer de façon minimale vers l'avant, puis l'on a établi une position d'embrayage qui a maintenu à nouveau le véhicule sur la pente, et finalement on a établi une position de d'embrayage dans le sens d'un débrayage, pour laquelle le véhicule a reculé de manière minimale, jusqu'à ce qu'il ait à nouveau été amené à l'arrêt par une position d'embrayage appropriée. Dans une telle situation, le vérin ou cylindre de fluide de pression se trouve dans une positon intermédiaire entre la position d'embrayage total (vérin rentré) et la positon de débrayage total (vérin sorti). Sans fuite, le piston de commande formé par le corps d'obturation de soupape s'appuie avec son extrémité côté élément de couvercle, sur l'élément de couvercle 172 (pouvant également être désigné par chapeau d'étanchéité), tandis que l'élément de couvercle 172 interagit de manière étanche avec le siège de couvercle. Le vérin pneumatique ou cylindre pneumatique est alors fermé de manière étanche sur le pan pneumatique, lorsque n'est pas prévue de seconde ouverture de compensation. En raison du frottement naturel d'adhérence et de glissement du corps d'obturation de soupape 170 et de l'élément de couvercle 172, et en raison de forces de rappel imposées obligatoirement par des ressorts de compression agissant sur le corps d'obturation de soupape 170 et sur l'élément de couvercle 172, ainsi qu'en raison de l'effet de l'air comprimé (de manière générale de l'agent ou fluide pneumatique) sur des surfaces de projection de l'élément de couvercle et du corps d'obturation de soupape 170, il s'établit par exemple une pression hydraulique de commande entre 4 et 8.105 Pa. Si la pression de commande hydraulique régnant dans le vérin de mesure 182, dépasse 8.105 Pa, alors la soupape de commande passe dans le premier état de commande (I) dans lequel est établie, par l'intermédiaire de la soupape de commande, une liaison pneumatique entre le vérin ou cylindre pneumatique et la source pneumatique. Si la pression de commande hydraulique dans le vérin de mesure hydraulique 182 devient inférieure à une pression de 4.105 Pa, la soupape de commande passe dans le second état de commande dans lequel est établie, par l'intermédiaire de la soupape de commande, une liaison pneumatique entre le cylindre pneumatique et la première ouverture de compensation de pression. Les valeurs de pression citées sont des valeurs typiques, qui apparaissent à ce niveau à des niveaux plus élevés, dans des soupapes de commande du type balance de pression utilisées en combinaison avec des dispositifs d'actionnement pour embrayage à friction. Mais en principe il est possible d'envisager qu'apparaissent des seuils de pression de commande nettement différents, caractérisant la commutation de la soupape de commande entre les états de commande. La figure 7 montre sur deux diagrammes S partiels, des variations de la valeur de consigne (ici une déplacement de pédale), d'une valeur réelle résultante (déplacement PCA "actionneur pneumatique d'embrayage"), d'un déplacement de piston de commande résultant (déplacement du corps d'obturation de soupape 170), de la pression de commande hydraulique résultante, dans le vérin de mesure hydraulique, et de la pression pneumatique résultante dans le vérin ou cylindre pneumatique, en fonction du temps, pour une situation de mesure sans fuite par une seconde ouverture de compensation de pression. On a fait varier la valeur de consigne avec des sauts de 2%, relativement à la course maximale. L'axe Y de gauche du diagramme supérieur représente la pression de commande hydraulique dans une plage de 4 à 10.105 Pa avec une subdivision linéaire en incrément de 1.105 Pa. L'axe Y de droite du diagramme supérieur, représente la pression pneumatique dans une plage de 1 à 4.105 Pa avec une subdivision en incréments de 0,5.105 Pa. L'axe X représente le temps sur une plage de 0 à 10 s avec une subdivision linéaire en incréments de 0,25 s. Sur le diagramme inférieur est indiqué en plus de la valeur de consigne, de la valeur réelle et du déplacement du piston de commande, une seconde valeur réelle mesurée en un autre endroit. Comme le laisse entrevoir le diagramme supérieur de la figure 7, la pression de commande hydraulique prend principalement des valeurs de pression de 6 et 8.105 Pa, une variation de la valeur de consigne, conduisant le cas échéant à une commutation entre les niveaux de pression. Si pour faire suivre la valeur de consigne par la valeur réelle, une alimentation supplémentaire d'air comprimé du vérin ou du cylindre pneumatique est nécessaire, la pression de commande hydraulique doit croître à partir d'un niveau de pression initial d'environ 6.105 Pa, à environ 8.105 Pa, en vue d'amener de l'air comprimé dans le cylindre ou vérin pneumatique. Un accroissement plus faible de la pression hydraulique n'est pas suffisant et n'entraîne pas de variation correspondante de la valeur réelle et de la pression pneumatique. La figure 8 montre par contre la situation, lorsque l'on prévoit une seconde ouverture de compensation de pression d'une section d'écoulement de 0,5 mm. La pression de commande hydraulique s'établit à présent principalement à un niveau de pression d'environ 8.105 Pa. Grâce à la fuite définie obtenue par la seconde ouverture de compensation de pression, la soupape de commande est amenée à constamment renflouer l'air comprimé s'échappant continuellement, ce qui permet de maintenir la soupape de commande dans une plage de travail de sa courbe caractéristique, par le fait que le corps d'obturation de soupape 170 soulève de manière minimale l'élément de couvercle 172 du siège de couvercle, c'est à dire qu'est établie une liaison d'alimentation en air entre le cylindre ou vérin pneumatique et la source pneumatique, par l'intermédiaire de la soupape de commande. La pression de commande hydraulique est donc maintenue dans une plage de pression restreinte aux alentours de 8.105 Pa, par exemple dans un domaine de manoeuvre du dispositif d'actionnement ou du véhicule, grâce à la seconde ouverture de compensation de pression conforme à l'invention (il est également possible de parler de "fuite temporisée"), ce qui conduit à une certaine mise en précontrainte du servomécanisme de positionnement ou du système de régulation, qui est alors en mesure de répondre directement. Cela conduit à une réduction significative du flottement déjà évoquée, dans le servomécanisme de positionnement. Les explications précédentes peuvent également être comprises au regard du déplacement de piston de commande résultant indiqué sur les figures 7 et 8. Si la seconde ouverture de compensation de pression est prévue, le piston de commande est sensiblement maintenu constant dans une position correspondant à un déplacement de piston de commande de -2,2 mm (axe Y de droite du diagramme inférieur, représentation du déplacement de piston de commande de 0 à -3 mm avec une subdivision linéaire en incréments de déplacement de 0,25 mm). Après une variation de valeur de consigne, une variation résultante du déplacement de piston de commande est ramenée à la valeur d'environ -2,2 mm, conformément à une constante de temps fonction de la section d'écoulement de la seconde ouverture de compensation de pression (figure 8). Sans la seconde ouverture de compensation de pression, le piston de commande prend des positions de déplacement jusqu'à -1,8 mm. Pour une amenée d'air comprimé au cylindre ou vérin pneumatique, le piston de commande doit tout d'abord être déplacé dans une position correspondant à -2,2 mm, ce qui conduit au flottement et aux retards de réponse du dispositif d'actionnement. L'on notera en outre que la seconde ouverture de compensation de pression n'est pas obligatoirement formée par une seule ouverture de passage de fluide de pression servant d'ouverture de compensation de pression. La seconde ouverture de compensation de pression peut également être formée par plusieurs ouvertures de passage de fluide de pression différentes, qui sont ici désignées par seconde ouverture de compensation de pression définissant une fonction. On pourrait donc également caractériser l'invention, par le fait qu'il est prévu conformément à l'invention, au moins une seconde ouverture de compensation de pression. Par ailleurs, l'on notera également que la seconde ouverture de compensation de pression introduit dans une certaine mesure une "erreur de réglage" du servomécanisme de positionnement, parce que dans un état de maintien du servomécanisme de positionnement, du fluide de pression est obligatoirement amené de la source de fluide de pression, à l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, par l'intermédiaire de la soupape de commande. Sans seconde ouverture de compensation de pression, cet état de la soupape de commande correspondant à une alimentation en fluide de pression, correspondrait à un écart entre la valeur réelle et la valeur de consigne. A l'inverse, dans le cas de la seconde ouverture de compensation de pression, un tel état de la soupape de commande est associé à un état de maintien avec coïncidence entre la valeur de consigne et la valeur réelle. L'"erreur de réglage" introduite par la seconde ouverture de compensation de pression, par rapport à un dispositif d'actionnement sans seconde ouverture de compensation de pression, doit être prise en considération lors de l'association de la grandeur de consigne à la grandeur réelle (par exemple selon une courbe caractéristique d'après la figure 3b), de sorte qu'en définitive il n'apparaisse effectivement pas de vraie "erreur de réglage", mais qu'au contraire le dispositif d'actionnement puisse même être positionné de manière plus précise. En résumé, l'invention concerne un dispositif d'actionnement pour un embrayage à friction disposé dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, qui comporte un servomécanisme de positionnement comprenant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression qui agit sur un agencement de butée de débrayage. Conformément à l'invention, il est prévu qu'à un système partiel de fluide de pression comprenant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression et une soupape de commande du servomécanisme de positionnement, soit associée une ouverture de compensation de pression qui, au moins dans un état de maintien du servomécanisme de positionnement, autorise un flux défini de compensation de pression du fluide de pression, en vue d'influencer au moins un comportement de positionnement du servomécanisme de positionnement. REVENDICATIONS. 1. Dispositif d'actionnement ou/et de positionnement, notamment dispositif d'actionnement (10) pour un embrayage à friction disposé dans la ligne de transmission d'un véhicule automobile, plus particulièrement d'un véhicule automobile utilitaire, entre un moteur à combustion interne et une boite de vitesses ou autre transmission, comprenant - un élément (32) à actionner ou/et à positionner qui constitue un agencement de butée de débrayage (32) pour l'actionnement de l'embrayage à friction, - un servomécanisme qui constitue un servomécanisme de positionnement (14, 42) comportant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) agissant sur l'élément (32) à actionner ou/et à positionner, et pouvant 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 une position de l'élément (32) à actionner ou/et à positionner, la soupape de commande (42) comprenant un agencement de soupape (170, 172) qui peut être déplacé entre un premier état de commande (I) reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) à la source de fluide de pression (51) et un second état de commande (II) reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) à une première ouverture de compensation de pression (70), et qui peut être commuté entre les deux états de commande (I, II) en fonction de la grandeur réelle et de la grandeur de référence, de préférence en fonction d'une différence de grandeurs associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence, caracterisé par une seconde ouverture de compensation de pression (202) qui est prévue dans un système partiel de fluide de pression comprenant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) et la soupape de commande (42), et qui, au moins dans un état de maintien du servomécanisme (14, 42), autorise un second flux défini de compensation de pression du fluide de pression, plus petit que le premier flux de compensation de pression du fluide de pression autorisé par la première ouverture de compensation de pression (70) dans le second état de commande (II), en vue d'influencer au moins un comportement de positionnement du servomécanisme (14, 42). 2. Dispositif d'actionnement ou/et de positionnement (10), comprenant un servomécanisme (14, 42) comportant un agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) agissant sur au moins un élément (32) à actionner ou/et à positionner, et pouvant 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 ou un état d'actionnement de consigne, et d'une grandeur réelle représentant une position réelle ou un état d'actionnement réel de l'élément (32), la soupape de commande (42) comprenant un agencement de soupape (170, 172) qui peut être déplacé entre un premier état de commande (I) reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) à la source de fluide de pression (51) et un second état de commande (II) reliant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) à une première ouverture de compensation de pression (70), et qui peut être commuté entre les deux états de commande (I, II) en fonction de la grandeur réelle et de la grandeur de référence, de préférence en fonction d'une différence de grandeurs associée à la grandeur réelle et à la grandeur de référence, caractérisé par une seconde ouverture de compensation de pression (202) qui est prévue dans un système partiel de fluide de pression comprenant l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) et la soupape de commande (42), et qui, au moins dans un état de maintien du servomécanisme, autorise un second flux défini de compensation de pression du fluide de pression, plus petit que le premier flux de compensation de pression du fluide de pression autorisé par la première ouverture de compensation de pression (70) dans le second état de commande (II), en vue d'influencer au moins un comportement de positionnement ou/et d'actionnement du servomécanisme (14, 42). 3. Dispositif selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) agit dans l'optique d'une amélioration d'un comportement de réponse du servomécanisme (14, 42). 4. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) agit dans l'optique d'une réduction d'un temps mort affecté au servomécanisme (14, 42). 5. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) agit dans l'optique d'une réduction d'un incrément de positionnement minimal du servomécanisme (14, 42). 6. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) agit dans l'optique d'une réduction d'une erreur de réglage du servomécanisme (14, 42). 7. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 6, caractérise en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) agit dans l'optique d'une réduction d'une hystérésis de réglage du servomécanisme (14, 42), ou/et réduit un flottement de déplacement de réglage du servomécanisme (14, 42). 8. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 7, caractérisé en ce que l'agencement de soupape, en fonction de la différence de grandeur, peut être déplacé dans un troisième état de commande (III) dans lequel l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) n'est relié ni à la source de fluide de pression (51), ni à la première ouverture de compensation de pression (70). 9. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 8, caractérisé en ce que dans le cas d'un agencement de soupape pouvant être déplacé dans le troisième état de commande (III), la seconde ouverture de compensation de pression (202) autorise le second flux de compensation de pression du fluide de pression dans le troisième état de commande (III) ainsi que de préférence dans le premier état de commande (I) ou/et dans le second état de commande (II), et en ce que dans le cas d'un agencement de soupape ne pouvant être déplacé qu'entre le premier état de commande (I) et le second état de commande (II), la seconde ouverture de compensation de pression (202) autorise le second flux de compensation de pression du fluide de pression au moins dans le premier état de commande (I), de préférence dans le premier et dans le second état de commande (I, II). 10. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 9, caractérisé en ce que le fluide de pression est un fluide de pression hydraulique ou pneumatique, et la source de fluide de pression (51) est réalisée en tant que source pneumatique, de préférence une source de pression (surpression) pneumatique (51), ou respectivement une source hydraulique. 11. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'une au moins des grandeurs, à savoir la grandeur de référence, la grandeur réelle et le cas échéant la différence de grandeurs, est une grandeur hydraulique, pneumatique, mécanique ou électrique, notamment une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant ou une tension. 12. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la soupape de commande (42) présente un premier raccord de branchement de signal (54) pour la réception d'un signal de référence (W) indiquant la grandeur de référence, éventuellement à partir d'un agencement de pédale d'embrayage (60) ou d'une unité de commande, et un second raccord de branchement de signal (102) pour la réception d'un signal de grandeur réelle (X) indiquant la grandeur réelle à partir d'un agencement d'élément de capteur (72, 74; 182; 200) associé à l'élément (32) à actionner ou/et à positionner. 13. Dispositif selon la revendication 12, caractérisé en ce que le signal de référence (W) est un signal hydraulique, pneumatique, électrique ou optique représenté notamment par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, des moyens de conversion (100) étant, le cas échéant, associés au premier raccord de branchement de signal (54) pour convertir le signal de référence (W) en la grandeur de référence. 14. Dispositif selon la revendication 12 ou 13, caractérise en ce que le signal de valeur réelle (X) est un signal hydraulique, pneumatique, mécanique, électrique ou optique représenté notamment par une pression, un volume, une force, un déplacement, un angle, un courant, une tension ou une intensité lumineuse, des moyens de conversion (104) étant, le cas échéant, associés au second raccord de branchement de signal (102) pour convertir le signal de valeur réelle (X) en la grandeur réelle. 15. Dispositif selon les revendications 13 et 14, caractérisé en ce que le servomécanisme (14, 42) comprend un dispositif de régulation de position (14, 42, 72, 74; 14, 42, 182; 14, 42, 200), qui régule la position de l'élément (32) à actionner ou/et à positionner, en fonction du signal de référence (W), du signal de valeur réelle (X) et d'une courbe caractéristique de position prescrite (figure 3b). 16. Dispositif selon la revendication 15, caractérisé en ce que la courbe caractéristique de positionnement (figure 3b) affecte à chaque signal de référence (W) une position de consigne (W') de l'élément (32) à actionner ou/et à positionner, de préférence de façon telle qu'à une plage de position de consigne délimitée sensiblement par une position de début de transmission de couple (S) et une position embrayée (EK) de transmission de couple sensiblement maximale, soit associée une plage de signal de référence relativement plus grande que pour les autres plages de position de consigne. 17. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le servomécanisme (14, 42) comprend un circuit électrique de régulation de position (14, 42, 200) comportant un capteur de valeur de mesure (200), électrique, relevant directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. 18. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 16, caractérisé en ce que le servomécanisme (14, 42) comprend un agencement de régulation de position mécanique (14, 42, 72, 74) comportant un élément de capteur (72, 74) couplé mécaniquement, qui relève directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. 19. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 16, caractérise en ce que le servomécanisme (14, 42) comprend un agencement de régulation de position hydraulique (14, 42, 182) comportant un agencement de vérin de mesure (182) hydraulique, le cas échéant un seul vérin de mesure (182), qui relève directement ou indirectement la position de l'élément à actionner ou/et à positionner. 20. Dispositif selon la revendication 19, caractérisé en ce que l'agencement de soupape (170, 172) peut être commuté en fonction de la différence de force entre une force réelle correspondant à la pression hydraulique dans l'agencement de vérin de mesure (182) et une charge préalable, entre le premier et le second état de commande (I, II) et, le cas échéant, le troisième état de commande (III). 21. Dispositif selon la revendication 19 ou , caractérisé en ce que la soupape de commande (42) fonctionnant de préférence selon le principe de la balance de pression, par commutation entre les états de commande, au moins durant une phase d'actionnement de l'embrayage, maintient une pression hydraulique dans l'agencement de vérin de mesure (182), restant sensiblement constante, le cas échéant fonction de la pression du fluide de pression ou/et d'une direction de mouvement d'un côté élément à actionner ou/et à positionner ou d'un côté d'agencement de butée de débrayage (22) de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14). 22. Dispositif selon l'une des revendications 19 à 21, caractérisé en ce que l'agencement de vérin de mesure est réalisé en tant qu'agencement de vérin récepteur agissant sur l'élément à actionner ou/et à positionner ou sur l'agencement de butée de débrayage, qui est relié ou peut être relié hydrauliquement, pour un actionnement d'urgence de l'embrayage, à un maître- cylindre pouvant notamment être actionné par une pédale d'embrayage. 23. Dispositif selon l'une des revendications 19 à 21, caractérisé en ce que, notamment dans le cas d'un agencement de vérin de mesure (182) qui n'est pas réalisé en tant que vérin récepteur permettant un actionnement d'urgence de l'embrayage, sont prévus des moyens de limitation de la pression hydraulique, qui agissent à l'encontre d'un accroissement de la pression hydraulique dans le système hydraulique au-delà d'une valeur maximale prédéterminée. 24. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que pour l'actionnement de l'élément à actionner ou/et à positionner, il est prévu en supplément, un agencement de vérin récepteur hydraulique, qui de préférence peut être actionné par un maître-cylindre pouvant être actionné par une pédale. 25. Dispositif selon la revendication 24, caractérise en ce que l'agencement de vérin récepteur sert d'agencement de vérin de mesure. 26. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'agencement de soupape comprend deux éléments de soupape pouvant être déplacés l'un par rapport à l'autre et par rapport à un corps ou carter de soupape, et la grandeur de référence est représentée par la position d'un premier élément de soupape des deux éléments de soupape, par rapport au corps ou carter de soupape, et la grandeur réelle par la position d'un second élément de soupape desdits deux éléments de soupape, par rapport au corps ou carter de soupape, et la différence de grandeur est représentée par la position des deux éléments de soupape l'un par rapport à l'autre. 27. Dispositif selon les revendications 26 et 12, caractérisé en ce que le signal de référence et le signal réel agissent directement, respectivement de manière indépendante de l'autre signal respectif, sur précisément un élément de soupape des deux éléments de soupape, le signal de référence sur le premier élément de soupape et le signal de valeur réelle sur le second élément de soupape. 28. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérise en ce que la soupape de commande comprend au moins un élément de soupape pouvant être déplacé par voie électromagnétique. 29. Dispositif selon la revendication 28, caractérisé en ce que la soupape de commande comprend au moins un élément de soupape pouvant être actionné par solénoïde. 30. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression, peut être activée ou désactivée sélectivement. 31. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) est un agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) à simple effet. 32. Dispositif selon l'une des revendications 1 à 30, caractérisé en ce que l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression est un agencement de vérin de puissance à fluide de pression à double effet, la seconde ouverture de compensation de pression étant associée ou pouvant être associée sélectivement à une chambre de fluide de pression par exemple affectée à un débrayage de l'embrayage à friction, ou à une chambre de fluide de pression de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression, par exemple affectée à un embrayage de l'embrayage à friction, ou bien en ce qu'à la chambre de fluide de pression affectée par exemple à l'embrayage et à celle affectée par exemple au débrayage, est associée sa propre seconde ouverture de compensation de pression, ces ouvertures pouvant être, le cas échéant sélectivement, mais de préférence alternativement, activées et désactivées. 33. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la seconde ouverture de compensation de pression (202) présente une section d'écoulement, qui est adaptée à une section d'écoulement d'alimentation la plus étroite dans le système de fluide hydraulique reliant la source de fluide de pression (51) à l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14), ou/et à un volume de cylindre de l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14), ou/et à un niveau de pression caractéristique du fluide de pression régnant dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) dans un état d'actionnement du servomécanisme (14, 42), ou/et à un comportement de marche souhaité du véhicule automobile, de préférence à un comportement de manoeuvre souhaité du véhicule automobile. 34. Dispositif selon la revendication 33, caractérisé en ce que l'ouverture de compensation de pression (202), dans le cas d'un agent de pression pneumatique, présente une section d'écoulement d'environ 0,4 mm à environ 0,8 mm, de préférence d'environ 0,6 mm. 35. Dispositif selon la revendication 34, caractérisé en ce que la section d'écoulement de la seconde ouverture de compensation de pression (202) d'environ 0,4 mm à environ 0,8 mm, de préférence d'environ 0,6 mm, est associée à un volume de cylindre -33 3 3 d'environ 0,3.10-3 m3 à environ 0,8.10- m3 ou/et à une section d'écoulement d'alimentation la plus étroite d'environ 4 mm à environ 10 mm, de préférence d'environ 7 mm, ou/et à une pression pneumatique se situant, pour un état d'actionnement du servomécanisme (14, 42), dans une plage d'environ 2,5.105 Pa à environ 3,5.105 Pa, dans l'agencement de vérin de puissance à fluide de pression (14) réalisé sous forme d'agencement de vérin de puissance pneumatique (14). 36. Dispositif selon les revendications 34 et 35, caractérisé en ce que la section d'écoulement de la seconde ouverture de compensation de pression (202), dans le cas d'un autre volume de cylindre, ou/et dans le cas d'une autre section d'écoulement d'alimentation la plus étroite, ou/et dans le cas d'une autre plage de pression pneumatique, est adaptée de préférence de façon telle que l'on obtienne un comportement de positionnement correspondant. 37. Dispositif selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que sont prévus des moyens de guidage destinés à guider et mener le second ou/et le premier flux de compensation de pression vers au moins une zone associée du dispositif d'actionnement, de l'embrayage à friction ou du véhicule automobile, en vue de servir en cette zone associée, en tant que flux de traitement ou/et flux auxiliaire, par exemple en tant que flux de refroidissement ou flux de protection à l'encontre des poussières.