FR 2836522 A1 20030829 FR 0202518 A 20020228 Moteur hydraulique à multicylindrées synchronisées L'invention concerne un moteur hydraulique convertisseur répartiteur à multicylindrées synchronisées destiné à transformer une énergie hydraulique en une énergie cinétique de rotation. On connaît déjà des moteurs ou pompes hydrauliques tels que décrits dans les brevets AU-B-443 618, FR-A-2 057 272, US-A-3 416 457, FR-A-2 449 807. Le brevet AU-B-443 618 décrit un dispositif hydraulique (page 3 ligne 7-page 5 ligne 24 et figures 1-3) convertisseur répartiteur destiné à transformer une énergie hydraulique en énergie cinétique de rotation et réciproquement, comportant un stator (2), un rotor (13) dans lequel sont ménagées des rainures (16) radiales équidistantes, prévues pour recevoir chacune une palette (20) dont la face inférieure se déplace sur la périphérie (11) du stator laquelle comporte des évidements (18), la poussée du fluide moteur assurant l'entraînement en rotation du rotor en se déplaçant successivement dans les cylindrées du stator, deux flasques latérales (14) montées sur roulement (6,7) et solidaires du rotor, refermant l'ensemble de façon étanche. Le brevet français FR-A-2 057 272 décrit également un dispositif convertisseur d'énergie hydraulique ou pneumatique en énergie cinétique ou l'inverse, tel que moteur ou pompe rotatifs à palettes. Le dispositif comporte, figure 1, un stator (10), un rotor extérieur (1,2, 38) dans lequel sont ménagés des évidements (29). Le stator comporte des logements de palettes (69a, 69b, 69c) figure 7 et des canalisations d'alimentation (25,26) débouchant de chaque côté de chaque palette ; lesdites canalisations peuvent être commandées séparément et permettent une variation de vitesse pour un débit presque constant. Le brevet US-A-3 416 457 décrit un convertisseur hydraulique dans lequel les palettes (176) se déplacent dans des chambres (178) à pression active, les palettes sont rendues actives au moyen d'une pression de commande agissant sur les pistons (194) en coopération avec des ressorts (84) figure (6). Ces différents dispositifs hydrauliques ne permettent pas à la fois d'obtenir un nombre élevé de rapports de vitesses et un bon rendement. Leur rapport pression/puissance massique/couple est défavorable. Leur durée de vie est généralement faible du fait des efforts internes importants qu'ils engendrent. Leur rendement est particulièrement faible dans les petits rapports car ils mettent en circulation un important volume de fluide hydraulique inactif. Les utilisations des moteurs hydrauliques de type connu sont actuellement limités technologiquement en puissance. La cylindrée maximum développée à ce jour est de l'ordre de 50 litres. Ce type de moteur ne supporte pas les déformations élastiques d'organes, ovalisations, variations dimensionnelles dûes aux différences de températures, car elles engendrent des efforts anormaux qui provoquent une usure très rapide ainsi que d'importantes fuites réduisant la puissance et le rendement. Leur bon fonctionnement exige des finitions de surfaces très fines ainsi que des masses métalliques très importantes pour limiter les fuites dues aux déformations élastiques. De plus, ces moteurs ne peuvent pas travailler à puissance constante en fonction des variations de l'effort résistant. Ils ne peuvent pas non plus être mesuré à leur rendement réel parce qu'on utilise des réducteurs de vitesse en multiplicateur, des valves de gavage en ralentisseur pour faire opposition au couple moteur. Ces moteurs génèrent des pulsations cycliques. Les moyens d'essais existants des moteurs hydrauliques n'atteignent pas 10.000 mDaN. Le dispositif selon l'invention a pour but de pallier ces inconvénients et d'apporter des perfectionnements améliorant les qualités, la fiabilité et le rendement du moteur. L'invention telle quelle est caractérisée dans les revendications résout le problème consistant obtenir en direct, sans utilisation de réducteur de sortie, des couples de l'ordre de 200 mdaN à au moins 1 000 000 mdaN et cela avec une masse d'autant plus faible que le couple s'accroît, donc avec une puissance massique croissante au moyen d'une gamme de moteurs standardisés suivant des plages de couples croissants : 1-Une première gamme de moteurs hydrauliques à carter tournant à arbre fixe plein, à deux, trois ou quatre évidements cylindrées jusqu'à 12 litres de cylindrée par tour, alimentés par au moins une pompe a débit variable ou à débit constant selon les destinations, utilisable notamment en moteur de roue. 2-Une seconde gamme de moteurs hydrauliques annulaires à carter tournant à arbre creux fixe, de diamètre intérieur de 0,10 m à 0,35 m. à 4 cylindrées et plus, jusqu'à au moins 32 litres de cylindrée par tour. 3-Une troisième gamme de moteurs hydrauliques à carter fixe à arbre creux tournant de diamètre intérieur de l'ordre de 0,20 m à 1,3 m et de diamètre extérieur jusqu'à au moins 2 m, de 3 à 8 cylindrées jusqu'à au moins 200 litres par tour. 4-Une quatrième gamme de moteurs hydrauliques à carter fixe à arbre creux tournant, d'un diamètre intérieur au dessus de 1,3 et de diamètre extérieur pouvant aller au-delà de 6 mètres, jusqu'à au moins 24 cylindrées. Selon une caractéristique de l'invention, le rotor tourne sur un"palier semi-fluide"entre des butées latérales également "semi-fluides" constitués au moyen de bagues et rondelles revêtues d'une couche de matériau à très faible coefficient de frottement, immobilisées par des ergots sur le stator et sur les flasques. Selon une autre caractéristique de l'invention, le volume des cylindrées est prévu pour être soit standardisé, soit adapté à l'intérieur d'une plage pré-déterminée, à la demande des utilisateurs pour optimiser ladite cylindrée en fonction des caractéristiques spécifiques d'utilisation. Selon une autre caractéristique de l'invention, pour chaque type de moteur, la variation de vitesse est rendue continue malgré la différence de volume entre les évidements cylindrées, au moyen d'un microprocesseur gérant la variation de débit de compensation d'une pompe à débit variable, en fonction d'une vitesse de consigne pré-définie, et cela sur toute la plage de vitesse du moteur. Ladite plage totale de vitesse étant multipliée par la plage de variation de débit de la pompe hydraulique de commande. Selon une autre caractéristique de l'invention il est prévu des moyens permettant d'accoupler les moteurs par deux de caractéristiques identiques en fonction des puissances nécessaires à l'utilisation. Selon une autre caractéristique de l'invention, tous les moteurs-compresseurs hydrauliques, à l'exception des moteurs à carter tournant, sont à double entrée, tant pour les canalisation HP et BP, mise en roue libre et retour de fuites, qu'accouplement entre rotor et stator pour permettre n'importe quel type d'assemblage. Selon une autre caractéristique de l'invention le moteur comporte : soit un carter tournant, soit un carter fixe suivant le volume de sa cylindrée totale ; des évidements-cylindrées sont usinés dans la partie fixe du moteur ou stator, refermé par deux flasques ; la partie tournante, entraînée par des palettes valves, se déplace sur des bagues-paliers semi-fluides coopérant avec des butées axiales, des palettes-valves épaisses se déplaçent radialement dans des logements équidistants usinés dans la partie tournante ; des canalisations hydrauliques d'alimentation HP/BP et de retour de fuites ; des canalisations de commande de mise en roue libre. Chaque évidement ou paire d'évidements en opposition est agencé, dans la partie tournante, pour être alimenté ou non en HP de l'extérieur, indépendamment des autres évidements. Chaque évidemment comporte deux orifices séparés de passage du fluide hydraulique au travers de la partie tournante du moteur, faisant office chacun, soit de passage de la HP, soit de passage de la BP, selon le sens de rotation de la partie tournante, en ce que ces orifices HP/BP de chaque évidement, ainsi que les canalisations de retour de fuites et de mise en roue libre, sont aménagés pour déboucher à l'extérieur des moteurs à carter tournant, au travers d'un épaulement traversant le flasque. Selon une autre caractéristique de l'invention, chacun de ses flasques latéraux comporte un dispositif de compensation des pressions axiales exercées au droit des cylindrées actives. Cette compensation est soit annulaire, soit locale, disposées par paires au droit de la BP et de la HP de chaque cylindrée et exerçant un poussée de placage de chaque côté des stator et rotor. La profondeur des évidements est définie en fonction de la pression HP maximale, de la hauteur de la palette, de son épaisseur et de la flexion maximale des tenons situés entre les logements de palettes. Les cylindrées intermédiaires, de rayon rl, r2, sont prévues pour être ajustées à la demande, elles sont toujours moins profondes que la cylindrée standardisée de rayon r. La profondeur (110) des cylindrées peut être augmentée pour les moteurs spéciaux. La longueur de la partie cylindrique de chaque fond d'évidement est toujours la même pour tous les évidements. La cylindrée totale d'un moteur est calculée avec les profondeurs maximales d'évidements pour être standard ou adaptée sur mesure en fonction des utilisations spécifiques à l'intérieur de la cylindrée maximale ou au-delà pour les moteurs spéciaux. Les rampes d'entrée et de sortie des cylindrées comportent chacune une rainure fraisée d'alimentation HP/BP, prolongée de part et d'autre par deux petites rainures très étroites de faible section. La longueur des rainures est définie de façon telle que les palettes sont déjà arrivées complètement en appui sur les rayons r ou RI et ont dépassé de quelques millimètres le début de la partie cylindrique lorsque l'orifice du trou correspondant des canalisations échangeuses de pressions se trouve obturé sur ledit rayon r, Rl. Selon une autre caractéristique de l'invention l'alimentation HP des différentes cylindrées est obtenue au moyen d'au moins une pompe hydraulique à débit variable, prévue pour permettre la variation de la vitesse de rotation de zéro à la vitesse maximale en coopération avec la combinaison des cylindrées. Pour les très faibles vitesses de rotation, de zéro à quelques tours/mn, on utilise une pompe à débit variable à au moins 9 pistons. Selon une autre caractéristique de l'invention, l'équilibrage des pressions entre les deux rainures annulaires du circuit fermé à la pression Pi, est obtenu au moyen d'au moins un trou percé dans le rotor des moteurs à carter fixe, au droit desdites rainures. Pour les moteurs à carter tournant, la fonction d'équilibrage des pressions est obtenue au moyen d'un jeu entre le corps des tirants et leur trou de passage dans le rotor communiquant dans les rainures annulaires. Un retour de fuites est ménagé entre les bagues-paliers et les joints tournants. Selon une autre caractéristique de l'invention, les moteurs de roue comportent des moyens d'immobilisation à l'arrêt constitués par un piston coulissant dans un alésage du moyeu fixe maintenu normalement craboté sous la poussée de ressorts de compression au moyen de tiges dont la tête est engagée dans des trous du moyeu et l'autre extrémité dans des trous correspondants du flasque. Une canalisation traversant le moyeu amène une pression hydraulique adaptée pour assurer en permanence le décrabotage en fonctionnement normal en repoussant le piston contre le flasque. Selon une autre caractéristique de l'invention, les moyens d'auto-expérimentation des cylindrées en opposition, des paliers et des divers rendements mécaniques et hydrauliques comportent un châssis support moteur pour chaque modèle de la gamme, muni d'un pied d'orientation, des canalisations coopérant avec une centrale hydraulique d'essai. Les avantages du moteur selon l'invention sont les suivants : variation continue de la vitesse sur toute l'étendue de la plage de vitesses très élargie par rapport aux moteurs connus ; fonctionne aussi bien en moteur lent, de 0 à quelques tours/mn jusqu'à un maximum de 650 tr/minute suivant les modèles auto-compense les variations dimensionnelles quelle qu'en soit l'origine, en n'engendrant que très peu de fuites sans provoquer d'usure ni de pulsations cycliques ; utilisent une pompe à débit constant ou à débit variable d'un débit très inférieur, d'au moins 4 à 8 fois moindre que pour les moteurs existants ; a cylindrée globale allant de la fraction de litre à des centaines de litres avec de très nombreux rapports de vitesses ou une variation continue de la vitesse dans les deux sens de rotation avec un rendement remarquable dans ces deux sens ; non limité en puissance ; assure une sécurité totale en cas de surcharges très importantes ou très violentes pouvant entraîner la rupture d'organes de commande ou de réception, en se mettant instantanément en roue libre ; permet le démarrage et le freinage de masses de très forte inertie ; . n'absorbe aucune puissance inutile, ce qui contribue à obtenir un rendement global très élevé comparativement aux solutions connues de puissance voisine ; les très grands couples sont obtenus en choisissant un rayon moyen des cylindrées (R + r)/2 de l'ordre de plusieurs mètres, la section d'application du fluide moteur (section annulaire du moteur pouvant rester presque constante par plages de couples ; auto-expérimente ses rendements mécaniques et hydrauliques par paires de cylindrées au moyen de centrales hydrauliques modulaires à toutes les puissances et vitesses, pour les moteurs à cylindrée importante, par exemple 200 1/tour, on utilise plusieurs centrales identiques connectées entre elles. L'invention est décrite dans le texte qui suit en référence aux dessins annexés donnés à titre d'exemples non limitatifs, dans lesquels : les fig. 1 à 6 montrent des exemples d'évidements cylindrées pour une partie des différents moteurs de la gamme standardisée ; les fig. 7 et 8 montrent, en coupe, un exemple de moteur de roue sans et avec un frein de parking ; 'la fig. 9 montre un exemple de moteur de roue à quatre évidements ; * la fig. 10 montre un exemple de moteur de roue à trois évidements ; . la fig. 11 montre, en coupe, un exemple de moteur à carter fixe et arbre creux de 200 litres de cylindrée par tour ; . la fig. 12 et montre la zône d'inversion entre moteurs de roue à carter toutnant et moteurs à carter fixe et moyeu tournant ; . la fig. 13 montre un exemple de définition des volumes de cylindrée par type de moteur ; la fig. 14 montre, en coupe, un exemple de rainure d'alimentation d'un évidement d'un moteur de roue à quatre évidements ; . la fig. 15 montre, en vue de dessus, la surface développée du stator d'un moteur de roue à quatre évidements de la fig. 14 ; . les fig. 16 et 17 montrent un exemple de palette selon l'invention, vue en élévation et vue de dessous ; . la fig. 18 montre un exemple de courbe de moteur de 4 litres à trois cylindrées ; 'la fig. 19 montre, en coupe, un exemple d'accouplement de deux moteurs à carter fixe de 200 litres de cylindrée ; w La fig. 20 montre, en coupe, un exemple d'accouplement de deux moteurs de roue à carter tournant ; la fig. 21 montre un exemple de commande d'alimentation des cylindrées d'un moteur à quatre évidements ; * les fig. 22 et 23 montrent un exemple d'auto-expérimentation du moteur ; . les fig. 24 et 25 montrent deux exemples de dispositif de compensation axiale des surpressions internes au moteur. Les fig. l à 6 montrent, à l'échelle, des exemples de définition de cylindrées de dispositifs hydrauliques selon l'invention, de 1, 3 litre (fig. l) à 200 litres par tour (fig. 6). La fig. l montre, à titre d'exemple, les deux évidements 1,2, en opposition, de volume égal du plus petit moteur à carter tournant de la gamme, mono cylindrée de 1,3 litre de cylindrée. D'un diamètre extérieur de l'ordre de 370mm, il peut tourner à une vitesse de l'ordre de 650 tr/mn, soit 120 km/h avec des roues d'un diamètre de 406,4mm (16 pouces), d'un poids de 130kg. La fig. 2 montre les quatre évidements 3,4 et 5,6 de volume différent par paires en opposition, d'un moteur à carter tournant d'une cylindrée totale de 4 litres et d'un diamètre extérieur de l'ordre de 470 mm. Cette série à carter tournant à 4 évidements est prévue jusqu'à des moteurs de 32 litres de cylindrée s'échelonnant par exemple de 1,3 litre-4 litres-8 litres- 12 litres-20 litres-32 litres. Les moteurs de 20 litres et 32 litres sont à arbre creux fixe. Bien entendu il est tout à fait possible de réaliser des moteurs de ce type pour des cylindrées allant à 200 litres, voire 1.000 litres et plus. Cependant il est plus économique, à partir de 25 litres de cylindrée, de réaliser des moteurs dits à carter fixe et arbre creux tournant comme on le verra sur la fig. 12. Dans ces moteurs à carter fixe, la disposition des palettes est inversée comme on le verra sur la fig. 10. Les fig. 3 à 6 montrent à titre d'exemples, à échelle réduite, la disposition des évidements de ces moteurs. Ainsi, la fig. 3 montre les trois évidements 7,8, 9 d'un moteur à carter fixe de 25 litres de cylindrée, diamètre extérieur environ 1 mètre, 220 tr/mn, et l'alésage 10 de l'arbre creux. La fig.. 4 montre les quatre évidements 11, 12 et 13,14, de volume différent par paires, d'un moteur de 50 litres de cylindrée, ainsi que l'alésage 15 de son arbre creux tournant. Son diamètre est de 1. 360mm, poids, 3,4t, vitesse maximum environ 135 tr/mn. La fig. 5 montre les six évidements 16, 17-18, 19 et 20,21 de volume différent par paires en opposition, d'une cylindrée totale de 100 litres, et le diamètre intérieur 22 de son arbre creux tournant est de 910mm. Son diamètre extérieur est de 1.720mm, son épaisseur 490mm, son poids 4 t, sa vitesse maximum de 90 tr/mn. La fig. 6 montre les huit évidements 23, 24-25, 26-27, 28 29,30 de volume différent par paires en opposition, d'une cylindrée totale de 200 litres, le diamètre intérieur 31 de son arbre creux tournant est de 1. 270mm. Son diamètre extérieur est de 2 mètres et son épaisseur de 530mm, son poids de 5 t, son couple est de 110.000 mDaN et sa vitesse peut aller de 0 tr/mn à au moins 67 tr/mn. On voit que ces moteurs sont entièrement annulaires et développent une puissance considérable dans un encombrement très réduit donc avec une grande puissance massique. La fig. 7 montre, en coupe, un exemple de moteur à carter tournant de 4 litres de cylindrée totale, pouvant notamment être utilisé en moteur de roue. Le carter tournant est constitué d'un anneau 35 comportant des logements équidistants de palettes-valves 36 et des flasques 37 et 38 assemblés au moyen de tirants précontraints 39. Les flasques 37,38 tournent sur des bagues-paliers minces 39,40 en tôle d'acier roulée revêtues d'un produit leur conférant un très faible coefficient de frottement. Ces bagues-paliers dites"semi-fluide"coopèrent avec des butées axiales 41,42 réalisées dans le même matériau. Pour obtenir une bonne concentricité du carter tournant sur le stator 43, on a réalisé les paliers et les butées en secteurs dont l'épaisseur est ajustée avec précision au moyen de cales intermédiaires rectifiées. Cette disposition permet de rendre le moteur porteur grâce à des capacités de charges statique et dynamique très élevées. A titre d'exemple, la charge axiale du moteur de 4 litres de cylindrée est de 420.000 N et sa charge radiale de 340.000 N ; la charge axiale du moteur de 200 litres est de 6 000.000 Net sa charge radiale de 4 500 000 N. Ces caractéristiques sont très supérieures à celles que l'on peut obtenir au moyen de roulements à billes ou à rouleaux. Il en résulte un accroissement important de longévité. Les bagues-paliers sont immobilisées par des ergots 44 sur le stator 43 et les butées axiales sont immobilisées par des ergots 45 sur les flasques. Les cales rectifiées permettent également de compenser ultérieurement d'éventuelles usures. La division en secteurs favorise le graissage ainsi que les divers retours de fuites F. Les flasques tournent sur leur portée sur un film d'huile permanent conservé jusqu'à plus de 400 bars. Sur la fig. 9 on voit bien la disposition des secteurs 46,47, 48,49 des butées axiales avec un espace e entre elles. Les moteurs de roue n'ont qu'un seul centrage de fixation 50 sur le flasque 38 qui ferme toute la surface du moteur grâce à un épaulement 60 extérieur à la portée du palier 40, ce qui a pour avantage d'utiliser un seul joint d'étanchéité tournant 54 du côté du moyeu fixe. La pression de service est limitée à la résistance du joint 54. On a prévu un retour de fuite F 51. 1 à côté de ce joint 54 de telle sorte qu'il ne soit jamais soumis à la haute pression. Les autres joints d'étanchéité sont des joints statiques sur les flasques. Ces moteurs sont à une seule entrée pour les canalisations HP et BP (selon le sens de rotation) et pour les retours de fuites 51-1 et 51-2. La fixation du stator sur le châssis du véhicule ou de l'équipement est réalisé à partir d'une portée 52 à huit pans. Un taraudage 53, de grand diamètre, permet de fixer une bride d'immobilisation à huit pans au moyen d'une grosse vis. La fig. 8 montre un exemple de moteur de roue identique à celui de la fig. 7, mais sur lequel on a ajouté un frein dit de"parking"à crabotage. Ce frein est constitué par un piston 56 coulissant dans un alésage 57 du stator 43, muni de tiges 58 épaulées en 59, emmanchées dans le piston. L'extrémité des tiges 58 est engagée dans le flasque 60 dans des trous 61. La profondeur des trous 61 est prévue de façon à permettre, au moment du décrabotage, le dégagement des têtes épaulées 59 engagées normalement dans des trous 62 du stator en position de crabotage sous l'action de ressorts de compression 63. Ce crabotage est effectué à vitesse de rotation voisine de zéro. Le crabotage est prévu pour immobiliser l'engin aussitôt son arrêt sur l'une des roues motrices, un glissement de pneumatique sur l'autre roue déclenche le second crabotage sous l'action des ressorts 63. Le piston 56 tourne dans l'alésage 57 du fait des tiges 58 engagées en permanence dans le flasque 60 du carter tournant. On peut admettre une fuite permanente par le jeu du piston ou supprimer celle-ci au moyen d'un joint d'étanchéité. La commande de décrabotage est assurée par un pression permanente légèrement supérieure à la poussée des ressorts, de l'ordre de 4 bars, appliquée au travers de la canalisation 64. Lorsqu'il y a uile fuite permanente, après obturation de l'alimentation du décrabotage, les ressorts provoquent le crabotage automatique par manque de pression. En cas de panne du circuit hydraulique, on peut décraboter au moyen d'un vis d'extraction du piston engagée dans un taraudage 65 du piston après avoir retiré le bouchon 66 du flasque. La mise en roue libre est obtenue par la canalisation 67 (fig. 7,9). Le pilotage de la commande de crabotage est laissé au choix de l'utilisateur en fonction de ses besoins, il peut être : 1) raccordé à la HP, dans ce cas il se déclenche automatiquement avec une pression de 4 bars ; 2) commandé ou piloté séparément, hors HP et BP ; 3) enclenché automatiquement dès que la HP devient inférieure à 4 bars en fonction du jeu entre le piston 56 et l'alésage 57 du cylindre et de la rigidité des ressorts 63. La fig. 10 montre un exemple de moteur à carter fixe et à moyeu creux tournant. Dans ce moteur, les palettes-valves 70 se déplacent, dans leur logement 79, à l'envers des palettes 36 de la fig. 9 (représentant un moteur à carter tournant), c'est-à-dire du centre vers l'extérieur. Les trois évidements 71 sont ménagés dans le carter, qui devient fixe. Les évidements 71 sont alimentés en haute pression HP et basse pression BP par des canalisations 72,73 ou l'inverse suivant le sens de rotation, comme on le verra sur la fig. l1 qui montre, en coupe, un exemple de moteur à 200 litres de cylindrée totale. Les secteurs 74, constituant les butées, sont plus nombreux du fait que le diamètre de ce moteur est plus grand que celui de la fig. 9. Dans ce type de moteur, les flasques 74 et 75 sont identiques aux perçages près et constituent le carter fixe, avec la came 76 comportant les évidements 71. Chaque flasque comporte une portée 77 de centrage et de fixation au moyen des taraudages 78. L'assemblage est effectué avec des tirants précontraints 79. Les logements de palettes-valves 70 sont usinés dans le rotor 80. On a représenté le rotor plus large du côté gauche que du côté droit pour permettre leur accouplement par deux. Cependant il peut être symétrique par rapport à l'axe XX'dans la mesure où ils ne seront pas accouplés. Contrairement aux moteurs de roue, les moteurs à carter fixe sont prévus avec des alimentations HP, BP, des retour de fuites et une commande de mise en roue libre depuis les deux côtés. L'accouplement de ces moteurs sur leur récepteur peut être effectué à droite ou à gauche au moyen de tirants fixés dans les trous 81. La mise en roue libre est effectuée au moyen de canalisations 82,83 des côtés droit et gauche amenant une pression supérieure à la pression de fuite dans les rainures annulaires 84 au droit des têtes de palettes-valves. Comme ces modèles de moteurs ne comportent pas de flasque de fermeture, l'étanchéité est assurée par deux joints tournants 85,86. Les canalisations de retours de fuites 87,88, empêchent ces joints d'être soumis à la haute pression, elles sont collectables de chaque côté du moteur par les orifices 89,90. Pour éviter que les palettes 70 puissent se mettre légèrement de travers au retour au fond de leur logement et créer une importante contrainte de frottement, particulièrement lors du passage en roue libre ou bien lors de la mise hors circuit d'un évidement au moment du passage des vitesses. Pour tous les moteurs à carter fixe et moyeu tournant, on a mis les gorges annulaires 84 en communication pour équilibrer les pressions, au moyen d'au moins un trou 91 les rejoignant, percé dans le moyeu tournant 80, et coopérant avec les canalisations 82,83 de commande de mise en roue libre. Pour assurer cette même fonction d'équilibrage des pressions, pour tous les moteurs à carter tournant, on a disposé les tirants 79 de telle façon que leur trou de mise en place coupe légèrement les gorges annulaires 93,94 et on a créé un jeu 92 entre le corps des tirants 79 et leur trou de passage dans le rotor 35 (fig. 7). Pour compenser le poids des palettes et pour conserver l'étanchéité des évidements à l'arrêt, on a ajouté des ressorts 93. La pression de commande de mise en roue libre doit être supérieure à la basse pression et annuler la pression des ressorts. Elle intervient simultanément à l'obturation de l'admission de la HP. Pour éviter les erreurs de montage, les palettes-valves ont été rendues symétriques. La fig. 12 montre schématiquement le gain d'encombrement dû au passage des moteurs à carter tournant aux moteurs à carter fixe. Les anneaux portant les évidements sont usinés économiquement par fraisage en reproduction à partir d'un modèle de forme. Le logement des palettes de l'arbre creux tournant est réalisé de façon bien plus économique par fraisage ou rabotage à l'étau-limeur que la version à carter tournant qui doit être mortaisée et donc plus onéreuse. C'est ce qui a défini le passage des deux catégories principales de ces moteurs à carter tournant ou fixe. La demi-vue inférieure montre un exemple de moteur à carter tournant et la demi-vue supérieure montre un exemple de moteur à carter fixe et moyeu tournant. Les trois évidements 100, 101 sont situés sur les mêmes rayons 102,103. On a utilisé le même nombre de palettes-valves 104,105. Le diamètre limite de passage entre ces deux types de moteurs est fonction de la distance minimale 106, correspondant à la flexion maximale admissible pour les tenons 107 des moteurs à carter fixe, définis entre les logements de palettes-valves 104. La distance 108 des tenons 109 des moteurs à carter tournant est nettement plus importante et donc offre une plus grande résistance à la flexion. La flexion de ces tenons ne doit pas coincer les palettes dans leur logement et on ne peut pas mettre un jeu important sinon on accroît les fuites. Comme on l'a vu plus haut, le passage entre ces deux types de moteurs se situe entre les cylindrées de 25 et 32 litres. Cette gamme de cylindrées a été définie par une optimisation visant à obtenir, pour chaque moteur, une cylindrée maximale dans un encombrement minimal en tenant compte d'une progression de multi-cylindrées se recouvrant. La fig. 13 montre un exemple de définition des évidements constituant les cylindrées suivant les configurations de moteurs. La profondeur maximum de la cylindrée est calculée suivant la flexion de palette admissible en fonction de son épaisseur, de la pression maximale retenue, soit 350 bars pour des questions de sécurité et de fiabilité, et de la flexion des tenons, distance 106,108 fig. 12. La longueur 111 de l'évidement pour un moteur donné est fonction de l'importance du rayon R, de la largeur et du nombre des palettes et du nombre d'évidements sur la périphérie du stator. La cylindrée totale d'un moteur standardisé est calculée avec une profondeur maximale 110 entre les rayons r et RI et sa longueur 111, on peut choisir ensuite une profondeur r2 plus faible du fond d'évidement en fonction de l'application. Le mode d'usinage des évidements est tellement simple qu'il est tout à fait possible d'ajuster le volume des évidements à la demande à l'intérieur de la profondeur 110. Le raccordement des rampes entre le rayon RI et les rayons r, ri, r2 est effectué à partir des limites définies par les lignes parallèles 112,113 de façon à ce que les palettes-valves arrivent et sortent toujours au même moment sur tous les évidements et arrivent en douceur sur le rayon de fond de cylindrée. En dehors des moteurs standardisés déjà ajustables à la demande dans une profondeur limitée, on a prévu de réaliser des moteurs spéciaux qui seront adaptés au besoin spécifique de l'utilisation, par exemple avec une profondeur pouvant être supérieure à celle des moteurs standardisés et avec des palettes plus épaisses. La fig. 14 montre, à l'échelle 1, une coupe partielle d'un évidement 115 et d'une de ses rampes 116 pour un moteur à carter tournant de 4 litres de cylindrée. on a montré également le fraisage 117 d'alimentation de l'évidement dans lequel débouche la canalisation HP/BP 118 (fig. 7,9) et la canalisation 119 qui débouche elle-même sur le moyeu fixe du moteur. Le fraisage 117 est montré en vue de dessus développée pour tous les évidements sur la fig. 15. Cette vue de dessus montre la périphérie du stator. Le fraisage 117 est inégalement réparti de part et d'autre de l'axe YY'de perçage de la canalisation 118 disposé au milieu de la rampe 116. Pour permettre aux palettes-valves de descendre ou monter les rampes en équipression, on a prolongé le fraisage 117 par une petite rainure très étroite de faible section 120 en haut et à la sortie de la rampe de telle sorte que la rainure 121 d'une palette 122 se déplaçant sur le rayon R, entrant dans un évidement, soit traversée par la haute pression un peu avant d'aborder la rampe 116 sans provoquer de pulsation, comme on le verra sur les fig. 16 et 17. Une palette 123 quittant la rampe 116, continue à être traversée par la HP au travers des trous 124 par l'intermédiaire de sa rainure 121 grâce à une seconde petite rainure 125. La position des axes HH'et II* des ramures 120 et 125 (fig. 15) est symétrique par rapport à l'axe de symétrie JJ'des palettes (fig. 16). Sur ces mêmes axes HH'et J. T, on a percé des trous verticaux 126 et 127 (fig. 14,16, 17) débouchant dans des trous horizontaux 128,129 constituant des canalisations échangeuses de pression entre les deux faces 130,131 de la palette. Les trous débouchent respectivement des les rainures de placage 132,133 également disposées symétriquement par rapport à l'axe de symétrie 00'pour éviter d'avoir une orientation de mise en place des palettes qui sont ainsi réversibles. Les canalisations échangeuses de pression permettent d'allonger encore la trajectoire des palettes. Cette disposition leur permet de venir reposer en douceur sur le rayon r. Cette palette, après que sa rainure 121 ait quitté la petite rainure 125, continue d'être traversée par une pression plus faible que la HP jusqu'à ce que le trou 127 de la canalisation échangeuse de pression soit obturé lorsque la palette est complètement en appui sur le rayon r avec une marge de plusieurs mm. La fig. 17 montre clairement la position des trous 126,127 par rapport aux petites rainures 120,125 de passage de HP/BP selon le sens de rotation du rotor et représentées en traits mixtes. Les palettes-valves sont rendus inactives dans les cylindrées non alimentées en HP, au moyen d'une pression tarée Pi du carter agissant sur les épaulements 135,136 des palettes par l'intermédiaire des rainures annulaires (84,93, 94 fig. 7) pour les empêcher de descendre dans ces cylindrées. Cette pression Pi coopère avec la rigidité de ressorts (95) agissant sur les palettes de telle sorte qu'en position inactive, elles se trouvent encore de quelques millimètres à l'intérieur de l'évidement en deçà du rayon RI de manière à ce qu'en remontant sur le haut des rampes correspondantes, les palettes inactives se retrouvent en appui sur le rayon RI avec une pression de contact suffisante pour assurer, entre les rayons R et RI, l'étanchéité des cylindrées suivantes pouvant être actives. La fig. 15 montre le perçage des canalisations 118 tous les 45 au milieu de la largeur du stator, ainsi que la position des évidements 116, des rayons R et des rainures 120 et 125 qui dépassent les extrémités des rampes 115. Cette même disposition est utilisée à l'inverse pour les moteurs à carter fixe. La longueur des rampes est calculée de telle sorte qu'elle soit supérieure à l'écartement entre deux palettes. Le profil de chaque rampe est défini de façon à ce que la somme du débit, en circuit fermé, des épaulements 135,136 des deux palettes présentes simultanément sur une rampe à un instant donné, soit égal au débit engendré par la seconde de ces palettes lorsqu'elle se retrouve seule sur la rampe, et que ce débit est toujours constant, cela sur toutes les rampes. En théorie, le circuit fermé d fuites à la pression Pi n'a pas lui-même de fuites et sa pression interne ne varie pas. Le déplacement de la palette-valve dans le fond des évidements ne prélève que quelques pour cent du débit total de la pompe d'alimentation en HP. Ce prélèvement s'effectue par les trous 124, traversant les palettes, lors des descentes et remontées des rampes se raccordant sur RI et r. Il ne se produit pas de laminage d'huile pendant ce déplacement. Tous les moteurs précités à multi-cylindrées réparties, c'est-à-dire à cylindrée globale variable, sont à puissance constante entre 155 et 250 bars et présentent l'avantage, pour quatre évidements, de consommer 4,22 fois moins de fluide que les moteurs hydrauliques du marché du fait qu'avec quatre évidements l'écart des vitesses et débit de fluide est de 4,22 dans l'exemple de la fig. 18. Avec huit évidements, l'écart des vitesses et débit de fluide passe de 4,22 x 2 = 8,44 fois. Plus le nombre d'évidements augmente, par rapport à quatre, en multiples de deux, plus la plage des vitesses est grande avec des pompes de capacité de plus en plus faible. Il en résulte que les pompes utilisées pour leur entraînement sont donc bien moins onéreuses que celles utilisées pour entraîner les moteurs existants sur le marché. On peut considérer un écart moyen de débit de l'ordre de 4 à 10 fois moindre selon les rapports de cylindrées. Chaque évidement ou paire d'évidements correspond à une cylindrée, la somme des cylindrées est égale à la cylindrée totale. Le fonctionnement de ces moteurs hydrauliques à puissance constante, en fonction des variations de l'effort résistant, est géré par un microprocesseur, car il est impossible à obtenir manuellement. Le microprocesseur agit en permanence, en coopération avec un moyen de contrôle de la vitesse du rotor du moteur pour ajuster cette vitesse en modifiant en conséquence le débit variable de la pompe par rapport à une vitesse de consigne que l'on fait également varier selon les besoins. Le microprocesseur assure également la commande des électrovannes permettant, en coopération avec le contrôle du débit variable de la pompe, l'admission de la HP dans les cylindrées actives, en alimentant de moins en moins d'évidements ou de combinaisons d'évidements jusqu'à débiter la totalité du fluide moteur dans le plus petit évidement, c'est-à-dire dans la plus petite cylindrée du moteur à la vitesse maximale, ce qui explique le fait que ce moteur utilise une pompe de cylindrée beaucoup plus faible que pour l'alimentation des moteurs classiques. Pour faire mieux comprendre ceci, on a donné ci-après un exemple de combinaison d'alimentation d'un tel moteur à cylindrée variable à quatre évidements de volume : cyl. 1 = 0,25 litres ; cyl 2 = 0,5 litre ; cyl 3 = 0,75 litre ; cyl 4 = 1 litre. Avec quatre cylindrées, on peut obtenir 10 vitesses étagées dans chacun des deux sens de rotation du moteur. Grâce au micro processeur la variation de vitesse est rendue continue. Combinaison des cylindrées dans l'exemple pour chaque vitesse : e 1ère vitesse, couple maxi, cyL alimentées : 4+3+2+1 = 2,5 litres 2ème 4+3+2 = 2, 25 * 3ère 4+3+1 =2 # 4ème 4+3 = 1, 75 . 5ème 4+2 = 1, 5 # 6ème 4+1 = 1, 25 # 7ème 4 =1 . 8ème 3 = 0, 75 * 9ème 2 =0, 5 * lûéme couple mini, vitesse maxi 1 = 0, 25 L'alimentation HP des différentes cylindrées est obtenue préférablement au moyen d'une pompe hydraulique à débit variable dont le nombre de pistons est d'autant plus important que la vitesse de rotation du moteur est faible. Par exemple pour une vitesse de zéro à quelques tours/mn, ce nombre de pistons ne saurait être inférieur à 9 pour éviter les pulsations engendrées par la pompe elle-même. Ce moteur n'engendre pas lui-même de pulsations cycliques du fait qu'il est constitué de lobes parfaitement cylindriques et du fait de la très grande sécurité d'amorçage et de désamorçage des palettes actives sur les rayons RI et r grâce aux petites rainures 120,125 figures 14 et à la courbure constante des rampes de chaque évidement. Dans l'exemple de la fig. 18, le débit à 250 bars est de 407 l/mn et de 658 l/mn à 155 bars, soit 658 : 407 = 1,616. L'écart des vitesses est de 530 : 125,5 = 4,22. Ce moteur est dit à trois cylindrées réparties. La cylindrée moyenne ou cylindrée 2 est toujours d'un volume de 0,5 fois de la cylindrée totale, soit 4 : 2 = 2 pour un moteur à carter tournant de 4 litres de cylindrée totale ; les cylindrées intermédiaires s'établissent comme suit : cylindrée 3 = 2 litres : 1,616 = 1,24 litre/tour ; cylindrée 2 = 2 litres ; cylindrée 1 = 2 litres x 1,616 = 3,24 litres/tour = cyl 1 + cyl 2 + cyl 3. La fig. 19 montre un exemple d'accouplement de deux moteurs 140,141 à carter fixe et arbre creux tournant tels que celui de la figure 11 de très grande puissance. Ils sont fixés run sur l'autre par des tirants 142. Ils peuvent, soit être centrés par leur arbre creux sur le récepteur, soit être centrés par une couronne 143 sur leur portée de fixation 144,145. Les canalisations d'alimentation HP/BP sont reliées par des tubes 146 centrés dans celles-ci par des portées sphériques et dont l'étanchéité est assurée par deux joints toriques statiques 147. Les canalisations 148, débouchant sur les faces en appui de l'arbre creux, sont mises en regard par l'orientation des tirants 142 et leur étanchéité est assurée par des joints toriques statiques 149. L'accouplement des carters fixes entre eux peut aussi être assuré par des tubes 150 centrés sur la portée correspondante de chacun des tirants 151. La fig. 20 montre un exemple d'accouplement de deux moteurs à carter tournant 155,156 selon l'invention, run de ceux-ci le 155 étant équipé d'un frein de parking 157. Le moteur standardisé 155 est modifié par ajout d'une portée d'assemblage 158 identique à la portée normale 159, permettant le centrage et la fixation de deux brides annulaires d'accouplement 160,161, la bride 161 étant montée sur l'épaulement 159 du moteur 156 et fixée, comme la bride 160 au moyen de vis 162. Les brides étant centrées l'une sur l'autre par une portée 163 et fixées par des vis 164 pour accoupler les carters tournants. L'assemblage sur le récepteur, jante ou autre, s'effectuant sur la portée 165 au moyen de vis ou boulons s'engageant dans les trous 166. Pour permettre cet accouplement, le moteur 156 comporte les modifications suivantes : - le moyeu fixe 157 est muni d'une seconde portée à huit pans 168 identique à la portée normale 169 ; - le flasque 170 est modifié de façon à laisser le passage de la portée 168 et reçoit un second joint d'étanchéité tournant 171 identique au joint 172 et comportant une canalisation de retour de fuite 163 évitant que ce joint ne soit soumis à la HP ; l'accouplement des portées à huit pans des deux moteurs est obtenu au moyen d'un fourreau 164 comportant les mêmes huit pans intérieurs ; le trou taraudé 175 est remplacé par un trou lisse 176 traversant de façon à passer une vis plus longue assurant le serrage de la bride 177 d'immobilisation des deux moteurs sur le support du récepteur assurant le passage du couple entre stator et rotor, et serrant les deux faces en regard des deux moteurs de façon à assurer l'étanchéité entre les canalisations correspondantes HP/BP, le retour de fuites et la mise en roue libre que l'on fait déboucher des deux côtés, au moyen de joints 178,179, lesdites canalisations des deux moteurs étant regroupées sur la face avant 180 du moteur 156. - Cette disposition du moteur 156 permet de faciliter son utilisation à d'autres applications que les moteurs de roues en permettant sa fixation dans n'importe quel sens et de n'importe quel côté, comme poix les moteurs à carter fixe. Ces moteurs s'appliquent d'une façon général à tous les cas de transmission de puissance à vitesse lente ou rapide et pour toutes les industries. La fig. 21 montre schématiquement la commande d'alimentation hydraulique HP et le retour en BP d'un moteur à quatre cylindrées. Les cylindrées sont rendues actives au moyen de cinq électro-vannes EV1, EV2, EV3, EV4, EV5. Ces électro vannes permettent également le passage des vitesses en agissant sur les combinaisons de cylindrées. A titre d'exemple, on a montré les cylindrées 1 et 3 fonctionnant en moteur au moyen d'EV1 et EV3 et la cylindrée 2 fonctionnant en compresseur au moyen de EV2 et EV5. La cylindrée 4 n'est pas alimentée par EV4 qui est fermée, elle est donc inactive. On inverse le sens de rotation en inversant l'admission de la HP, par exemple en alimentant la HP sur 1-1 au lieu de 1-2, il en est de même pour les autres cylindrées. On utilise autant d'électrovannes qu'il y a de cylindrées plus au moins une dans le cas ou l'on veut une fonction compresseur. La HP peut être fournie par une pompe à débit constant. Cependant on rend ce moteur hydraulique encore plus performant au moyen d'une pompe hydraulique à débit variable. Celle-ci permettant d'obtenir une variation régulière et continue de la vitesse de rotation de zéro à la vitesse maximale avec une capacité bien moindre, comme cité plus haut, entre 4,22 et 8,44 au moins, grâce à la cylindrée variable étagée obtenue par combinaison de cylindrées en alimentant en HP un volume de moins en moins important de cylindrées et combinaisons de cylindrées jusqu'à passer la totalité du débit dans la plus petite cylindrée pour obtenir la vitesse maximale. Le moyen de commande de variation de débit de la pompe à débit variable, est asservi électroniquement au moyen d'un microprocesseur qui commande automatiquement les électrovannes suivant les besoins de l'utilisation. Les fig. 22 et 23 montrent un exemple d'auto-expérimentation du moteur hydraulique permettant de mesurer ses rendements mécaniques et hydrauliques avant sa mise en service de façon à déceler puis à pallier à d'éventuelles anomalies de fonctionnement afin d'assurer un haut niveau de qualité. Le moteur 185 est fixé sur un châssis support en équerre 186 par l'intermédiaire d'une bride 187 à huit pans intérieurs au moyen de vis 188, assemblée sur l'arbre fixe 189 de sortie des moteurs de la première gamme au moyen d'une grosse vis 199, l'orientation gro étant effectuée par un pied 191. Les canalisations HP/BP 192,193, de retour de fuite 194 et de mise en roue libre 195 sont collectées au travers de ladite bride 187 et raccordées aux composants correspondants de la centrale hydraulique modulaire figurée fig. 24. L'auto-expérimentation s'effectue sur deux cylindrées opposées 197,198 agissant en moteur et dont la sortie BP est en 196 agissant en compresseur dont l'entrée s'effectue par la canalisation 199. Les flèches, montrées sur les canalisations 192 à 195 reliant le moteur à la centrale hydraulique, indiquent le sens de circulation du fluide hydraulique. La canalisation de mise en roue libre comporte des flèches dans les deux sens car le fluide peut effectivement circuler dans ces deux sens. Les cylindrées de chaque moteur sont expérimentées par paires opposées. Un moteur à 3 ou 4 cylindrées est expérimenté en deux fois, un moteur à 6 cylindrées en trois fois etc... Les moteurs à carter fixe sont expérimentés de la même façon, le châssis support adapté sur lequel ils se fixent par leur portée 77 fig. 11. La centrale hydraulique modulaire comporte : - une moto-pompe 200 à débit variable et à pression tarable manuellement d'un débit de l'ordre de 0 à 60 1/mn, à une pression de 0 à 350 bars, d'une puissance de l'ordre de 40 KW ; - une moto-pompe 201 à débit variable et pression tarable manuellement d'un débit de l'ordre de 0 à 400 1Imn, à une pression de 0 à 350 bars, d'une puissance de l'ordre de 40 KW, comportant une entrée BP jusqu'à 350 bars ; - une moto-pompe 202 à débit variable et pression tarable manuellement d'un débit de l'ordre de 0 à 15 1/mn, à une pression de 0 à 400 bars, d'une puissance de l'ordre de 10 KW ; - 4 purgeurs automatiques d'air 203 pour une pression de 0 à 350 bars ; - 2 débimètres électroniques de précision 204 à affichage délivrant un signal de mesure à une imprimante, pour un débit de l'ordre de 0 à 400 1/mn, à une pression de 0 à 350 bars ; - 2 valves de décharge 205.1 et 205.2 à réglage manuel de 0 à 350 bars ; - 5 débimètres électroniques de précision 206 à affichage délivrant un signal de mesure à une imprimante, débit de l'ordre de 0 à 60 1/mn, à une pression de 0 à 400 bars ; - 2 manomètres 207 de 0 à 40 bars ; - 4 manomètres 208 de 0 à 400 bars ; - 1 échangeur à eau 209 à affichage de température, délivrant un signal électronique de mesure à une imprimante, débit de l'ordre de 0 à 400 1/mn à une pression de 0 à 350 bars, puissance à évacuer environ 60 KW ; - 1 anti-retour 210 d'un débit de l'ordre de 0 à 400 1/mn à une pression de 0 à 350 bars ; - 1 anti-retour 211 d'un débit de l'ordre de 0 à 15 1/mn à une pression de 0 à 400 bars - 1 moto-pompe économique de gavage 212 en sortie de BP moteur et de BP entrée compresseur, d'un débit de l'ordre de 60 1/mn à une pression de 5 bars, d'une puissance de l'ordre de 1 KW. Les mesures de rendement s'effectuent de la façon suivante : 1-On met en rotation la pompe 200 à un débit moyen de 20 1/mn et la pompe 201 à un débit moyen de 10 I/mn ; le moteur se gave et se purge d'air à basse vitesse ; la valve de décharge 205.1 doit fuir légèrement en permanence, la valve 205.2 doit être ouverte à 0 bar. 2-En conservant la légère fuite de la valve 205.1, on augmente ou on réduit le débit des pompes 200 et 201 selon les vitesses et pressions désirées au moteur/compresseur. 3-On met en rotation les pompes 200,201 et la pompe 202 que l'on a taré à 10 bars et la valve 205.2 est tarée à 15 bars. 4-Après stabilisation des vitesses et pressions désirées, on commande à l'imprimante, l'impression des informations nécessaire au tracé des différentes courbes, et le tracé de celles-ci. Nota 1 : La pression de la cylindrée moteur est toujours égale à celle de la cylindrée compresseur plus celle utile au rendement mécanique. En effet, le compresseur agit en frein hydraulique et sa pression de sortie est gavée par la pompe 200 utilisée pour régler le couple résistant désiré. La pompe 201, dite de recyclage augmente légèrement la pression entre son entrée BP et sa sortie HP, elle a pour but, en fonction de son débit, d'entraîner le moteur en rotation à la vitesse désirée. Le stator étant monobloc et les deux cylindrées opposées, moteur et compresseur étant identiques, les couples s'annulent. Comme la pression de la cylindrée moteur 197 est légèrement supérieure à celle agissant en compresseur 198, cette différence de pression constitue le rendement mécanique. La courbe correspondante de rendement est établie aux différentes pressions et vitesses d'utilisation. Connaissant la cylindrée exacte et les pressions respectives moteur et compresseur, on établit deux courbes comparatives de couples à différentes pressions et vitesses pour l'évidement moteur 197 et pour l'évidement compresseur 198. Pour contrôler les débits respectifs des moteur et compresseur, on utilise deux débimètres de précision 204 placés l'un à l'entrée du moteur 197 et l'autre à la sortie du compresseur 198. On établit deux courbes comparatives de fuite à différentes pressions et vitesses pour le moteur et le compresseur. Pour contrôler le retour de fuites 194, on utilise un débimètre de précision 206 placé sur ladite canalisation 194 et on établit une courbe à différentes pressions et vitesses. Pour contrôler la mise en roue libre, deux débimètres 206 sont placés run au gavage de la pompe 202 et l'autre sur la sortie de la valve de décharge 205.2 et on établit deux courbes comparatives de mise en roue libre à différentes pressions et vitesses, l'une pour le gavage pompe 202 l'autre à la sortie de la valve de décharge 205.2. On effectue les mêmes essais sur les bagues paliers 213, 214. On établit ensuite une courbe de rendement général suivant les différentes courbes précitées à différentes pressions vitesses et températures. Ces centrales d'essais sont équipés d'organes de mesure soit à affichage seul, soit avec des moyens de transmission de signaux de mesures à une imprimante programmée. La puissance installée est de l'ordre de 10% de la puissance maximale développée par la paire de cylindrées auto-expérimentée. Pour les mesures sur les gros moteurs, par exemple de 200 litres de cylindrée à quatre paires d'évidements, il faut utiliser simultanément trois centrales interconnectées suivant la vitesse à laquelle on veut expérimenter le moteur. Au couple maximal, la vitesse est faible. La figure 24, montre un dispositif de compensation des pressions axiales sur les flasques latéraux 37,38 des moteurs à carter tournant et 74,75 des moteurs à carter fixe. Ces pressions tendent à déformer les flasques et à engendrer des fuites réduisant le rendement du moteur. Il est constitué de deux anneaux 220,221 montés glissants chacun dans un logement 222 disposé juste en dessous des rainures 93,94 de pilotage des palettes dans leur logement, plaqués en appui à la fois sur le rotor et sur le stator au droit des évidements et à cheval sur ceux-ci. La face d'appui interne du logement 222, comporte un dégagement 223, mis en communication, par un ensemble de canalisations 224 débouchant sur une petite rainure 225, avec une pression uniforme régulée de l'extérieur à la force idéale de placage depuis une canalisation 226. L'étanchéité de la zone de poussée hydraulique est assurée par deux joints toriques 227 comprimés pour fournir un préserrage. Un doigt d'entraînement immobilise l'ensemble sur sa flasque. Pour éviter les décalages entre les faces correspondantes du rotor et du stator, elles sont rectifiées ensemble. Pour les moteurs subissant des efforts très sévères, par exemple des engins de chantier, en cas d'a-coups très brutaux, faisant gonfler élastiquement le moteur, les anneaux de compensation peuvent être soumis à des déformations entre la BP et la HP. Dans ce cas on leur substitue, comme montré sur la figure 25, une compensation axiale à pression localisée au moyen de butées axiales cylindriques 230, 231, disposées par paires au droit de la BP et de la HP de chaque cylindrée, au même niveau que les anneaux de la figure 23. Ces butées comportent chacune un logement intérieur 232 dans lequel on a glissé un joint d'étanchéité torique 233 pré-comprimé par un poussoir anti extrusion 234. Un petit trou 235 de prise de pression sur la veine hydraulique permet le passage de la HP qui excerce une poussée de placage de la butée sur les stator et rotor, depuis le volume défini entre le joint torique 233 et le poussoir 232. REVENDICATIONS : 1-Moteur hydraulique à multi-cylindrées synchronisées, dans lequel sont ménagées des rainures radiales équidistantes prévues pour recevoir chacune une palette dont la surface active se déplace sur la périphérie du stator et dans des évidements formant des cylindrées, deux flasques latéraux montés sur roulements et solidaires du rotor referment l'ensemble de façon étanche, chaque cylindrée communiquant avec les haute et basse pression (HP, BP), dans lequel le stator et le rotor forme un moteur, une pompe ou un compresseur annulaire, caractérisé en ce qu'il comporte : soit un carter tournant (35,37, 38), soit un carter fixe (74,75, 76) suivant le volume de sa cylindrée totale ; des évidements-cylindrées (1 à 6 ou 7 à 9, ou 11 à 14, ou 16 à 21, ou 23 à 30) sont usinés dans la partie fixe du moteur ou stator (43-76), refermé par deux flasques (37, 38-74, 75) ; la partie tournante, entraînée par des palettes valves, se déplace sur des baguespaliers semi-fluides (39,40) coopérant avec des butées axiales (41,42), les palettes-valves épaisses (70) se déplaçent radialement dans des logements (79) équidistants usinés dans la partie. tournante (35,80) ; des canalisations hydrauliques d'alimentation HP/BP (72,73) et de retour de fuites (51-1,51-2 et 87,88), des canalisations de commande de mise en roue libre (82,83). 2-Moteur hydraulique selon la revendication 1, caractérisé en ce que chaque évidement ou paire d'évidement ? en opposition est agencé, dans la partie tournante, pour être alimenté ou non en HP de l'extérieur, indépendamment des autres évidements. 3-Moteur hydraulique selon les revendications 1 et 2, caractérisé en ce que chaque évidemment comporte deux orifices séparés de passage du fluide hydraulique au travers de la partie tournante du moteur, faisant office chacun, soit de passage de la HP, soit de passage de la BP, selon le sens de rotation de la partie tournante, en ce que ces orifices HP/BP de chaque évidement, ainsi que les canalisations de retour de fuites (51-1,51-2) et de mise en roue libre, sont aménagés pour déboucher à l'extérieur des moteurs à carter tournant, au travers de l'épaulement (52) traversant le flasque (37). 4-Moteur hydraulique selon les revendications 1,2 et 3, caractérisé en ce qu'il comporte, sur chacun de ses flasques latéraux (37, 38-74, 75), un dispositif de compensation des pressions axiales constitué de deux anneaux (220,221) montés glissants chacun dans un logement (222) disposé juste en dessous des rainures (93,94) de pilotage du retrait des palettes dans leur rainure, en appui à la fois sur le rotor et sur le stator au droit des évidements et à cheval sur ceux-ci, la face d'appui interne du logement (222), comporte un dégagement (223), des canalisations (224) débouchant sur une petite rainure (225) alimentée par une canalisation (226), deux joints toriques (227) fournissent un pré-serrage, un doigt d'entraînement immobilise l'anneau sur son flasque. 5-Moteur hydraulique selon les revendications 1,2 et 3, caractérisé en ce qu'il comporte, sur chacun de ses flasques latéraux (37, 38-74, 75), un dispositif de compensation axiales à pression localisée au moyen de butées axiales cylindriques (230, 231), disposées par paires au droit de la BP et de la HP de chaque cylindrée, en ce que ces butées comportent chacune un logement intérieur (236) en communication par un trou (235) de prise de pression sur la veine hydraulique exerçant une poussée de placage de la butée sur les stator et rotor. 6-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le carter tournant et le moyeu tournant des différentes catégories de moteurs hydrauliques sont montés sur des bagues-paliers semi-fluides (39,40) réalisées en plusieurs segments dont le nombre est fonction du diamètre de la portée, en ce que chacun des segments est immobilisé sur la partie correspondante du stator pour les carter tournants et du rotor pour les arbres creux tournants, au moyen d'ergots (44), en ce que ces segments sont réalisés en tôle plate ou roulée revêtue. d'un matériau présentant im très faible coefficient de frottement, en ce que leur épaisseur est ajustée avec précision au moyen de cales intermédiaires en tôle rectifiée. 7-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les bagues-paliers coopèrent avec des butées semi-fluides (41,42) réalisées par segments en tôle revêtus d'un matériau présentant un très faible coefficient de frottement, immobilisés au moyen d'ergots (45) sur les flasques correspondantes (37, 38-74,75) en appui sur la face en regard du stator ou du rotor selon le type de moteur, lesdites butées axiales étant réglées avec précision en épaisseur ou par l'interposition de cales rectifiées en tôle d'acier. 8-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la profondeur (110) des évidements est définie en fonction de la pression HP maximale, de la hauteur de la palette, de son épaisseur et de la flexion maximale des tenons (107,109) situés entre les logements de palettes. 9-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les cylindrées intermédiaires, de rayon rl, r2, sont prévues pour être ajustées à la demande, elles sont toujours moins profondes que la cylindrée standardisée de rayon r. 10-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que en ce que la profondeur (110) des cylindrées peut être augmentée pour les moteurs spéciaux. 11-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la longueur de la partie cylindrique de chaque fond d'évidement est toujours la même pour tous les évidements, la longueur et la courbe des rampes (116) se raccordant entre le rayon RI et le rayon de fond de cylindrée correspondant. r, rl, r2 est calculée de telle sorte qu'elle soit supérieure à l'écartement extérieur de deux palettes, en ce que le profil de chaque rampe est défini de manière à ce que la somme du débit dans le circuit fermé à la pression pi, engendré, dans les rainures annulaires (84,93, 94), par les épaulements (135, 136) des deux palettes-valves présentes simultanément sur une même rampe à un instant donné, soit égal au débit engendré par la seconde palette lorsqu'elle se retrouve seule sur la rampe, en ce que ce débit est toujours constant sur toutes les rampes. 12-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la cylindrée totale, d'un dispositif hydraulique de cylindrée donnée, est calculée avec les profondeurs maximales d'évidements pour être standard ou adaptée sur mesure en fonction des utilisations spécifiques à l'intérieur de la cylindrée maximale ou au-delà pour les moteurs spéciaux. 13-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, dans lequel les rampes d'entrée et de sortie des cylindrées comportent chacune une rainure fraisée d'alimentation HPIBP, caractérisé en ce que le fraisage (117) de ces rainures est prolongé de part et d'autre par deux petites rainures très étroites de faible section (120, 125) disposées symétriquement par rapport à l'axe EE'du moteur et du perçage de trous (118), sur des axes HH'et II'au droit des trous (126,127) des canalisations échangeuses de pression des palettes, prolongeant le fraisage très légèrement au-delà de l'extrémité de la rampe (116) sur le rayon RI ainsi qu'au voisinage du rayon r et avant d'arriver sur celui-cî, en ce que la longueur des rainures (120,125) est définie de façon telle que les palettes sont déjà arrivées complètement en appui sur les rayons r ou RI et ont dépassé de quelques millimètres le début de la partie cylindrique lorsque l'orifice du trou correspondant (126,127) des canalisations échangeuses de pressions se trouve obturé sur ledit rayon r, Rl. 14-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les palettes sont rendues réversibles en déplaçant les rainures de placage (132,133) symétriquement à l'axe Jus de la palette en coopération avec la position des trous (128,129) des canalisations échangeuses de pression débouchant dans lesdites rainures. 15-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'alimentation HP des différentes cylindrées est obtenue au moyen d'au moins une pompe hydraulique à débit variable, prévue pour permettre la variation de la vitesse de rotation de zéro à la vitesse maximale en coopération avec la combinaison des cylindrées. 16-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la commande de variation de débit de la pompe, ainsi que la commande des électro-vannes d'alimentation de chaque cylindrée, est pilotée automatiquement par un microprocesseur adapté en fonction des besoins de l'utilisation. 17-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que pour les très faibles vitesses de rotation, de zéro à quelques tours/mn, on utilise une pompe à débit variable à au moins 9 pistons. 18-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'équilibrage des pressions entre les deux rainures annulaires (84), du circuit fermé à la pression Pi, est obtenu au moyen d'au moins un trou (91) percé dans le rotor (80) des moteurs à carter fixe, au droit desdites rainures (84). 19-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que pour les moteurs à carter tournant, la fonction d'équilibrage des pressions est obtenue au moyen d'un jeu entre le corps des tirants (39) et leur trou de passage dans le rotor (35) communiquant dans les rainures annulaires (93,94). 20-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'un retour de fuites (F) est ménagé entre les bagues-paliers (39, 40) et les joints tournants (54- 85,86, 171,172). 21-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les moyens d'accouplement de deux dispositifs à carter fixe et moyeu creux tournant identiques comportent : - des tirants (142) assemblant les arbres tournants (80) soit entre eux, soit avec le récepteur, - un anneau (143) de centrage des carters fixes sur leur portées (77) en regard ou des tubes d'accouplement (150) des carters fixes entre eux, - des tubes (146) de raccordement des canalisations HPIBP, - des joints d'étanchéité (149) de raccordement des canalisations de retour de fuites (148). 22-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les moyens d'accouplement de deux moteurs à carter tournant et moyeu fixe comportent des modifications sur run des moteurs comprenant : - une 2ème sortie de moyeu d'immobilisation (168) au travers du flasque correspondant (170), - un second joint tournant (171) avec son retour de fuites, - une seconde sortie des canalisations HP/BP et des retours de fuites avec un lamage de mise en place de joints d'étanchéité (178,179), - une seconde portée d'assemblage (159), - un fourreau (174) d'immobilisation en rotation des moyeux fixes en regard et en appui, - deux brides (160, 161) de centrage des dispositifs entre eux et d'accouplement des carters tournants et de centrage et fixation sur l'organe récepteur. 23-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les évidements, paliers et joints du moteur sont prévus pour être auto-expérimentés en coopération avec une centrale hydraulique d'essais et de mesures, en ce que cette expérimentation est effectuée simultanément sur deux cylindrées en opposition, l'une agissant en moteur et l'autre en compresseur. 24-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, comportant, notamment pour les moteurs de roue, des moyens d'immobilisation à l'arrêt, caractérisé en ce que lesdits moyens sont constitués par un piston (56) coulissant dans un alésage (57) du moyeu fixe (43), maintenu normalement craboté sous la poussée de ressorts de compression (63) au moyen de tiges (58) dont la tête est engagée dans des trous (62) du moyeu (43), et l'autre extrémité dans des trous correspondants (61) du flasque (60), en ce qu'une canalisation (64) traversant le moyeu (43) amène une pression hydraulique adaptée pour assurer en permanence le décrabotage en fonctionnement normal en repoussant le piston contre le flasque (60), en ce qu'un taraudage fermé par un bouchon (66) coopère avec un second taraudage (65) plus petit pour assurer le décrabotage au moyen d'une vis en cas de panne du circuit de commande, en ce que le jeu entre le piston (56) et l'alésage (57) du moyeu fixe est établi en fonction du type d'utilisation et de commande du crabotage. 25-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les moyens d'auto-expérimentation des cylindrées en opposition, des paliers et des divers rendements mécaniques et hydrauliques comportent un châssis support moteur (186) pour chaque modèle de la gamme, muni d'un pied d'orientation (191) des canalisations (192), coopérant avec une centrale hydraulique d'essai. 26-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la centrale hydraulique comporte au moins : - une moto-pompe (200) à débit variable de l'ordre de 0 à 60 1Imn, tarable à une pression de 0 à 350 bars, - une moto-pompe (201) à débit variable de l'ordre de 0 à 400 1/mn et pression tarable de 0 à 350 bars, - une moto-pompe (202) à débit variable de l'ordre de 0 à 15 lImn tarable à une pression de 0 à 400 bars, - 4 purgeurs automatiques d'air (203) pour une pression de 0 à 350 bars, - 2 débimètres électroniques de précision (204) à affichage, pour un débit de l'ordre de 0 à 400 l/mn à une pression de 0 à 350 bars, délivrant un signal de mesure à une imprimante, - 2 valves de décharge 205.1 et 205.2 à réglage manuel de 0 à 350 bars, - 5 débimètres électroniques (206) de précision à affichage pour débit de 0 à 60 1/mu, à une pression de 0 à 400 bars, - 2 manomètres (207) de 0 à 40 bars, - 4 manomètres (208) de 0 à 400 bars, - 1 échangeur à eau (209) à affichage de température, d'un débit de l'ordre de 0 à 400 1/mn à une pression de 0 à 350 bars, - 1 anti-retour (210) d'un débit de l'ordre de 0 à 400 I/mn à une pression de 0 à 350 bars, - 1 anti-retour 211 d'un débit de l'ordre de 0 à 15 1/mn à une pression de 0 à 400 bars, 1 motopompe de gavage (212) en sortie de BP du moteur et de BP du compresseur, d'un débit de l'ordre de 60 lImn à une pression de 5 bars, en ce que tous les organes de mesure sont soit à affichage seul, soit à affichage et équipés pour délivrer un signal de mesure à une imprimante programmée pour délivrer une fiche complète des mesures et les courbes correspondantes, en ce que les mesures sont effectuées sur les entrées et sorties HP/BP (192,193), sur les retours de fuites (194) et sur la mise en roue libre partielle ou totale (195). 27-Moteur hydraulique à multi-cylindrées synchronisées selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il est constitué d'une gamme comportant une première série de moteurs à carter tournant à moyeu fixe plein, d'une cylindrée de l'ordre de 0,2 litre à au moins 12 litres. 28-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il est constitué d'une gamme de moteurs à carter tournant comportant un moyeu fixe creux d'un diamètre de l'ordre de 130mm à 350mm et plus, d'une cylindrée de l'ordre de 20 à au moins 32 litres, en ce que ces deux premières catégories de moteurs hydrauliques comportent, d'un côté une flasque (60) le fermant complètement, muni d'une portée (50) de centrage et de fixation sur l'organe récepteur à entraîner et de l'autre côté une flasque ouvert 37, laissant passer une portée (52) munie de moyens d'immobilisation en rotation et de fixation (53) sur le support de l'organe récepteur, en ce que toutes les canalisations HP/BP, retour de fuites (51-1,51-2), commande de mise en roue libre, sont regroupées et sorties sur l'extrémité du moyeu plein (52). 29-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il est constitué d'une gamme de moteurs hydrauliques comportant un carter fixe (74,75, 76) et un arbre creux tournant (80), de cylindrée totale allant de l'ordre de 10 litres à au moins 1. 000 litres et au-dessus, en ce que dans cette gamme entièrement annulaire, le diamètre de l'alésage de l'arbre creux (15,22, 31) devient rapidement très important par rapport au diamètre extérieur du 1 moteur, en ce que cette 3ème catégorie est prévue pour se fixer sur l'organe récepteur indifféremment par son côté droit ou par son côté gauche, au moyen de tirants s'engageant dans des trous traversant (81) du moyeu tournant (80), en ce que la fixation sur le support de l'organe récepteur s'effectue sur des portées (77) du carter fixe, en ce que les alimentations HPIBP (72,73) ainsi que les retours de fuites (89,90) et la commande de mise en roue libre (82,83) sont connectables de run ou l'autre côté du moteur, en ce que dans cette 3ème catégorie, le sens de déplacement des palettes-valves dans leur logement ainsi que celui des évidements est inversé du centre vers l'extérieur du moteur. 30-Moteur hydraulique selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les palettes valves sont rendues inactives au moyen d'une pression tarée Pi du carter agissant sur les parties épaulées (135, 136) des petits côté des palettes, par l'intermédiaire de rainures annulaires (84-93,94), pour les faire sortir des cylindrées inactives non alimentées en HP, en ce que la pression Pi coopèrent avec des ressorts (93) agissant sur les palettes valves correspondantes de telle sorte qu'en position inactive, elles se trouvent encore engagée de quelques millimètres à l'intérieur du rayon RI dans l'évidement pour assurer l'étanchéité du moteur entre les rayons R et RI.