FR 3142519 A1 20240531 FR 2212320 A 20221125 EMBRAYAGE HUMIDE POUR ENGIN MOTORISE L’invention concerne un embrayage humide (10), pour véhicule motorisé, comprenant : - un porte-disque d’entrée de couple (2) agencé pour être lié en rotation à un arbre menant, - un porte-disque de sortie de couple (3) agencé pour être lié en rotation à un arbre mené, - un ensemble multidisques (10) intercalé radialement entre le porte-disque d’entrée de couple 2 et le porte-disque de sortie de couple 3 comportant des disques de friction (12) et des plateaux (11) liés alternativement en rotation au porte-disque d’entrée de couple et au porte-disque de sortie de couple - un piston d’actionnement (5) mobile axialement selon l’axe de rotation (X) de l’embrayage humide qui est commandé en déplacement au moyen d’une chambre de commande venant alternativement serrer axialement dans une position embrayée l’ensemble multidisques contre des moyens de réaction et libérer axialement dans une position débrayée l’ensemble multidisques. Figure pour l’abrégé : Figure 8 EMBRAYAGE HUMIDE POUR ENGIN MOTORISE La présente invention se rapporte à un embrayage humide notamment pour engin motorisé, par exemple un véhicule automobile, un motocycle, un droïde, ou tout autre véhicule comprenant au moins une machine électrique tournante. Lorsque l’engin motorisé, dans un exemple particulier un véhicule automobile, comprend également un moteur thermique accouplé à la machine électrique, le véhicule est dit « hybride » du fait que la propulsion du véhicule puisse se faire soit de manière purement électrique, soit de manière purement thermique ou de manière hybride en utilisant les deux types d’énergie simultanément. Par rapport aux véhicules automobiles classiques, les véhicules hybrides nécessitent un niveau de vibration encore plus faible car le bruit du moteur thermique ne masque plus les autres bruits lorsque celui-ci est à l’arrêt. La problématique de vibration torsionnelle sous faible couple au sein de l’embrayage humide est l’une des plus préoccupantes. Dans le cadre de l’utilisation d’un embrayage humide au sein d’une transmission, il est nécessaire de concilier un grand nombre de paramètres tel que la valeur de couple à transmettre, la rapidité d’ouverture et de fermeture de l’embrayage ainsi que le confort à l’actionnement sous faible couple. Généralement, le respect de ces différents paramètres entraine l’acceptation d’un compromis technique, notamment sur la raideur axiale des composants constituant l’embrayage humide qui peut avoir des conséquences néfastes sur le confort acoustique. L’invention vise à remédier à ces problèmes techniques en proposant un embrayage humide capable d’atténuer ces phénomènes d’oscillations de couple tout en présentant une architecture simplifiée par rapport aux embrayages humides connus de l'état de la technique. L’invention a également pour but d’apporter une solution simple, efficace et économique à ces problèmes. A cet effet, la présente invention propose un embrayage humide pour engin motorisé, comprenant : - un porte-disque d’entrée de couple agencé pour être lié en rotation à un arbre menant, - un porte-disque de sortie de couple agencé pour être lié en rotation à un arbre mené, - un ensemble multidisques intercalé radialement entre le porte-disque d’entrée de couple et le porte-disque de sortie de couple comportant des disques de friction et des plateaux liés alternativement en rotation au porte-disque d’entrée de couple et au porte-disque de sortie de couple, - un piston d’actionnement mobile axialement selon l’axe de rotation X de l’embrayage humide qui est commandé en déplacement pour alternativement serrer axialement dans une position embrayée l’ensemble multidisques contre des moyens de réaction et libérer axialement dans une position débrayée l’ensemble multidisques. L’embrayage humide selon l’invention est remarquable en ce que le piston d’actionnement comprend un corps principal ayant une forte raideur axiale K1 supérieure à 10000N/mm et des moyens d’appui sur l’ensemble multidisques ayant une faible raideur axiale K2 comprises entre 500 et 5000 N/mm, les moyens d’appui étant aptes à venir en contact avec l’ensemble multidisques en début de déplacement du piston d’actionnement lors de la phase d’embrayage et le corps principal étant apte à venir en contact par la suite avec l’ensemble multidisques au-delà d’une valeur de seuil de déplacement du piston d’actionnement comprise entre 0,2 mm et 0,5 mm. Cet embrayage humide, selon l’invention, présente l’avantage d’être peu sensible, voir insensible, au phénomène d’oscillation de couple qui génère du bruit au sein de la transmission de l’engin motorisé. En début de phase d’embrayage, la raideur du piston d’actionnement qui vient en appui sur l’ensemble multidisques est très faible, ce qui permet de réduire artificiellement la raideur de l’ensemble multidisques et par voie de conséquence agir positivement sur le phénomène d’oscillation de couple comme le montre l’étude menée sur les paramètres influents disponible un peu plus loin dans la description. Au-delà d’une valeur de seuil de déplacement, la raideur du piston d’actionnement devient élevée pour réduire la course de fermeture de l’embrayage humide et ainsi réduire le temps nécessaire à sa fermeture. De préférence, au-delà de la valeur de seuil de déplacement, les moyens d’appui et le corps principal peuvent être simultanément en contact avec l’ensemble multidisques, la raideur équivalente du piston d’actionnement étant égale à la raideur axiale K1 du corps principal. De cette manière, les moyen d’appui ne subissent plus de déformation autre que celle issue lors de la première partie du déplacement du piston d’actionnement. Les contraintes mécaniques issues de la déformation n’augmentent plus. La tenue en fatigue des moyens d’appui est ainsi améliorée. Avantageusement, en deçà de la valeur de seuil de déplacement, seuls les moyens d’appui sont en contact avec l’ensemble multidisques, la raideur équivalente du piston d’actionnement étant égale à : De préférence, le piston d’actionnement peut appliquer une charge en Newton sur l’ensemble multidisques qui est constamment croissante au cours de la phase d’embrayage avec une discontinuité de raideur mesurable au niveau de la valeur de seuil de déplacement. Selon une variante de l’invention, le diamètre de contact des moyens d’appui sur l’ensemble multidisques peut être supérieur au diamètre de contact du corps principal. Selon une autre variante, le diamètre de contact des moyens d’appui sur l’ensemble multidisques peut être inférieur au diamètre de contact du corps principal. De préférence, les moyens d’appui peuvent être une série de pattes élastiques réparties angulairement autour du corps principal. Selon une variante de l’invention, les moyens d’appui peuvent être issus de matière avec le corps principal. Selon une autre variante, les moyens d’appui peuvent être rapportés sur le corps principal, par exemple par emmanchement ou sertissage ou rivetage de sorte à former un sous-ensemble. Selon une autre variante, les moyens d’appui peuvent être une couronne d’appui secondaire venant en contact avec l’ensemble multidisques en début de déplacement du piston d’actionnement lors de la phase d’embrayage. Avantageusement, les disques de friction et les plateaux peuvent posséder un repère angulaire et être orientés angulairement les uns par rapport aux autres. De préférence, le piston d’actionnement peut être déplacé selon l’axe X en direction de l’ensemble multidisques au sein d’une chambre de commande réalisée dans un moyeu, le moyeu étant solidaire en rotation du porte-disque d’entrée de couple. Selon une autre variante, l’embrayage humide peut être intégré à un double embrayage ou à un triple embrayage. L’invention sera mieux comprise à la lecture de la description qui va suivre, donnée uniquement à titre d’exemple et faite en se référant aux dessins annexés dans lesquels : – la figure est une vue en coupe axiale d’un embrayage humide pour engin motorisé conventionnel comprenant un ensemble multidisques ; – la figure est une vue isométrique d’un des plateaux de l’ensemble multidisques de la ; – la figure est une autre vue schématique du modèle numérique de l’ensemble multidisques de la ; – la figure est une vue de détail du modèle numérique de l’ensemble multidisques de la ; – la figure est une vue de l’essai de compression de l’ensemble multidisques de la ; – la figure est un graphique comparant les essais de compression avec le modèle numérique de l’ensemble multidisques de la ; – la figure est un graphique montrant les paramètres influents sur le phénomène d’oscillation de couple auquel est soumis l’ensemble multidisques de la ; – la figure est une vue en coupe axiale d’un embrayage humide selon un premier mode de mise en œuvre de l’invention ; – la figure est une vue en coupe axiale d’un embrayage humide selon un deuxième mode de mise en œuvre de l’invention. Dans la suite de la description et des revendications, on utilisera à titre non limitatif et afin d'en faciliter la compréhension, les termes « avant » ou « arrière » selon la direction par rapport à une orientation axiale déterminée par l’axe X principal de rotation de la transmission du véhicule motorisé et les termes « intérieur / interne » ou « extérieur / externe » par rapport à l’axe X et suivant une orientation radiale, orthogonale à ladite orientation axiale. La présente invention traite des embrayages humides refroidis à l’aide d’un fluide, par exemple de l’huile qui sont sujets à des oscillations de couple. Afin de comprendre l’invention, nous identifierons tout d’abord les sources de ces oscillations en identifiant les principaux paramètres qui les gouvernent et ensuite nous décrirons les différentes solutions pour contrôler le phénomène. L’étude du phénomène d’oscillation de couple se concentre d'abord sur un modèle numérique qui intègre un embrayage humide comprenant un ensemble multidisques réaliste, par exemple : un assemblage en couches de disques de friction 12 et de plateaux en acier 11. Les géométries des disques de friction et des plateaux sont issues de mesures et chacun de ces disques est discrétisé à l'aide d'éléments finis, rendant l'ensemble du système flexible. Enfin, la gestion des contacts nodaux permet de prendre en compte de manière précise le comportement en compression de l’ensemble multidisques. Grâce à un logiciel informatique de simulation, il est possible de paramétrer complètement le modèle numérique et d’obtenir un calcul rapide facilitant l'identification des paramètres régissant le phénomène d’oscillation de couple. L’étude du phénomène d’oscillation de couple s’intéresse ensuite à la corrélation du modèle avec des expériences sur un système complet d'embrayage humide. Le bon état de corrélation, en termes d’oscillation de couple, indique que le modèle d’ensemble multidisques capture l'essence du mécanisme de génération de l'oscillation du couple. Les paramètres qui régissent le phénomène sont alors liés à l’ensemble multidisques lui-même (géométrie, rigidité...). Nous allons dans un premier temps décrire l’embrayage humide. La illustre l'architecture classique d'un embrayage humide 1. Celui-ci remplit exactement la même fonction qu'un embrayage sec, à savoir transmettre le couple du moteur d'entraînement à la transmission, par exemple une boite de vitesses ou un réducteur, et aider à passer en douceur d'un rapport à l'autre de la transmission. L’embrayage humide 1 est lié cinématiquement en rotation selon un axe X avec un premier arbre menant, par exemple un rotor de machine électrique tournante et également lié cinématiquement en rotation avec un deuxième arbre menant d’une transmission, par exemple un arbre de sortie de couple. L’embrayage humide 1 comprend notamment : - un porte-disque d’entrée de couple 2 agencé pour être lié en rotation à la première machine électrique tournante par l’intermédiaire d’une denture, - un porte-disque de sortie de couple 3 lié en rotation à l’arbre de sortie de couple, et - un ensemble multidisques 10 intercalé radialement entre le porte-disque d’entrée de couple 2 et le porte-disque de sortie de couple 3. L’ensemble multidisques 10 de l’embrayage humide comporte des plateaux 11 liés en rotation au porte-disques d’entrée de couple et des disques de friction 12 liés en rotation au porte-disques de sortie de couple. Les disques de friction 12 sont, unitairement, axialement interposés entre deux plateaux 11 successifs. Les disques de friction 12 et les plateaux 11 sont ainsi liés alternativement en rotation au porte-disque d’entrée de couple et au porte-disque de sortie de couple. Pour actionner l’embrayage humide 1, un piston d’actionnement 5 est déplacé selon l’axe X en direction de l’ensemble multidisques au sein d’une chambre de commande 9 réalisée dans un moyeu 8. La chambre de commande 9 est rendue étanche à l’aide d’un joint d’étanchéité 6 solidaire du piston d’actionnement 5. Grace à l’injection d’un fluide sous pression au sein de la chambre de commande 9 via un canal d’alimentation 7, on déplace le piston d’actionnement 5. En l’absence de fluide sous pression, le piston d’actionnement 5 est ramené dans une position de repos, correspondant à l’ouverture de l‘embrayage humide sous l’effet d’un ressort hélicoïdal de rappel 4. L’ensemble multidisques est supposé être la source du phénomène d’oscillation de couple. Les défauts géométriques des plateaux en acier et des disques de friction ont été identifiées comme étant des sources de perturbations sur le couple transmis. Elles peuvent provoquer des perturbations "statiques", c'est-à-dire des perturbations dans lesquelles il existe une fonction de transfert directe entre l’oscillation de couple et les défauts circonférentiels et où l'amplitude du phénomène d’oscillation de couple est indépendante de la vitesse, ou des perturbations "dynamiques", par exemple des vibrations auto-excitées où l'amplitude d’oscillation de couple dépend de la vitesse. Les aspects tribologiques peuvent également jouer un rôle majeur dans la perturbation du couple. Le papier de friction est un matériau organique dont il a été démontré que le profil de glissement opérationnel dépend à la fois de la charge et des conditions d'utilisation, ce qui provoque des instabilités dynamiques. Afin de restreindre le champ d'investigation, on applique une approche systématique pour identifier et hiérarchiser les causes profondes des oscillations de couple. Afin de mettre en avant le phénomène d’oscillation de couple, on réalise une modélisation numérique de l’ensemble multidisques. Dans ce qui suit, les principales étapes pour développer un modèle complet sont brièvement décrites et abordées plus en détail dans des sections dédiées. Tout d'abord, les géométries de chaque pièce, avec l'ajout du piston d’actionnement, sont mesurées avec précision. Ensuite, les géométries sont discrétisées en utilisant un formalisme à base d’éléments finis. Ensuite, une gestion des contacts des disques de friction et des plateaux est implémentée pour gérer les interactions internes de l’ensemble multidisques sous charge. Enfin, un cas de charge est appliqué et le phénomène d’oscillation de couple est surveillé pendant la simulation. L'objectif principal est d'obtenir une corrélation entre le modèle numérique et les expériences. Cela implique que le modèle numérique doit être aussi proche que possible de l'échantillon d'essai en termes de géométrie. Pour cette raison, les deux côtés de chaque plateau 11 sont mesurés avec précision afin de dériver l'épaisseur et les variations du plan médian 13, comme illustré à la . La mesure est effectuée par des capteurs laser situés sur le rayon moyen du plateau 11. Les capteurs sont fixés par rapport au sol S et le plateau 11 est mis en rotation pour acquérir l'altitude sur une révolution complète. Notez qu'un processus de filtrage est nécessaire afin d'éliminer le bruit des signaux et d'obtenir une information utilisable comme entrée du modèle numérique. Un formalisme par éléments finis est utilisé pour construire le modèle numérique de l’ensemble multidisques. Chaque disque de friction 12 de l’ensemble multidisques est représenté par sa fibre neutre, qui est une courbe 3D dont la forme est donnée par l'altitude médiane extraite des mesures. La discrétisation de la fibre neutre est réalisée à l'aide de faisceaux de Timoshenko 3D partageant la même section transversale que les pièces physiques. La montre le modèle numérique complet de l’ensemble multidisques. Le modèle d’éléments finis de l’ensemble multidisques se compose d'un piston 5, de plateaux en acier 11 et de disques de friction 12. À ce stade, les couches du modèle sont complètement indépendantes les unes des autres, c'est-à-dire que les matrices de rigidité des couches sont découplées. Le couplage est effectué en utilisant un contact de pénalité nœud à nœud N comme le montre la partie gauche de la , assurant la transmission des forces internes. La méthode de contact de pénalité consiste à activer un ressort de nœud à nœud R si une pénétration de nœud à nœud est détectée, comme le montre la partie droite de la . Dans la , le contact est détecté avant la pénétration nodale. Les faisceaux F de Timoshenko 3D sont cartographiés le long de la fibre neutre mais la détection du contact doit prendre en compte les informations d'épaisseur mentionnées précédemment. Lorsqu'une pénétration est détectée, un ressort de nœud à nœud R est activé. Cependant, un ressort R doit avoir une caractéristique de rigidité, qui doit être fournie par l'utilisateur. Il s'agit d'un inconvénient de la méthode de pénalité, car la rigidité du contact est généralement difficile à identifier. Pour surmonter cet inconvénient, la rigidité de contact est identifiée à partir du comportement en compression de l'ensemble multidisques mesuré lors des expériences. La rigidité de contact nodale (supposée homogène pour toutes les paires nodales du modèle) est ensuite ajustée (par une procédure d'optimisation par exemple) de manière à ce que le comportement en compression du modèle numérique corresponde à la loi force-déplacement du système réel, comme le montre la . L'originalité ici est que le comportement du matériau de friction organique est modélisé par le contact lui-même. Le papier organique des disques de frictions 12 n'est pas pris en compte dans le modèle et seules les propriétés de l'acier sont appliquées aux éléments de la poutre. L'idée est de bénéficier de la pénalité de contact qui présente une faible pénétration à l'équilibre. Grâce à cela, on donne un sens physique à la pénétration en considérant qu'elle représente un écrasement du papier dans le sens de l'épaisseur. En pratique, une loi bi-linéaire lisse est utilisée pour représenter la force de contact nodale en fonction de la pénétration du contact. La partie gauche de la montre un essai de compression de l’ensemble multidisques, et la partie droite de la illustre une comparaison de la mesure issue de l’essai de compression, correspondant à la courbe C1, et du modèle numérique, correspondant à la courbe C2, avec la loi de rigidité de contact calibrée. Il est intéressant de noter que cette équation directrice est non linéaire. Cela provient du fait que Fcont est inconnu puisque les conditions de contact sont a priori inconnues. De plus, Fcont dépend de U, qui est également une inconnue du système. La première équation est alors résolue de manière classique par une expansion en série de Taylor du premier ordre au voisinage d'une supposition initiale de U. Par conséquent, le système non linéaire global est résolu comme une succession de systèmes linéaires. En pratique, la méthode de Newton-Raphson est utilisée. Finalement, le modèle complet est régi par la première équation suivante : Où Kstruct est la matrice de rigidité globale du modèle, U est le vecteur des déplacements nodaux, Fcont est le vecteur des forces de contact internes et Fext est le vecteur des forces externes. Il est intéressant de noter que cette équation directrice est non linéaire. Cela provient du fait que Fcont est inconnu puisque les conditions de contact sont a priori inconnues. De plus, Fcont dépend de U, qui est également une inconnue du système. La première équation est alors résolue de manière classique par une expansion en série de Taylor du premier ordre au voisinage d'une supposition initiale de U. Par conséquent, le système non linéaire global est résolu comme une succession de systèmes linéaires. En pratique, la méthode de Newton-Raphson est utilisée. En considérant un système réel d'embrayage humide, la charge de l’ensemble multidisques est fournie par une pression de fluide du côté du piston d’actionnement 5, comme illustré sur la . Dans cette étude du phénomène d’oscillation de couple, le fluide est supposé être incompressible et le piston d’actionnement 5 et le plateau en acier 11 sont supposés être beaucoup plus rigides que les disques de friction 12. Sur la base de ces hypothèses, pour un point de fonctionnement donné et un couple moyen constant, l'empilement de l’ensemble multidisques est supposé être contraint entre deux parois rigides (mais géométriquement réalistes) pendant la phase de glissement. Les effets du frottement et de l'huile ne sont pas pris en compte dans ce modèle numérique. La simulation complète consiste en une succession de calculs statiques non linéaires (voir première équation) pour chaque incrément de rotation des disques de friction 12. La sortie de la procédure est la force axiale globale de l’ensemble multidisques en fonction de l'angle du disque de friction sur un tour complet. Ceci permet de construire a posteriori l'évolution du couple transmis en utilisant une loi de Coulomb standard dont le coefficient est identifié expérimentalement. A la fin de la procédure, la performance du couple oscillant CO est évaluée en calculant l'amplitude à chaque ordre (harmonique) de la vitesse de rotation. En pratique, le couple oscillant CO se présente sous la forme d'une série de Fourier telle que suivante : Où COo est le couple moyen, COci et COsi étant les parties cosinus et sinus, respectivement, de l'ordre i et téta étant l'angle de rotation des disques de friction. Enfin, COci est l'amplitude du couple oscillant de l'ordre i donnée par : Une comparaison entre la prédiction du modèle numérique et les résultats expérimentaux est présentée sur la . Ensuite, certains paramètres régissant les oscillations de couple sont mis en évidence avec le modèle numérique. La montre la corrélation entre le modèle numérique et les mesures issues de l’essai de compression. Notamment, la colonne de gauche présente les résultats des tests sur trente répétitions et la colonne de droite les résultats du modèle numérique. Les ordres 1, 2 et 3 se trouvent sur les lignes 1, 2 et 3, respectivement. On constate que l'amplitude de l’oscillation de couple représente une très petite fraction du couple moyen transmis et le modèle proposé est capable de prédire des dans les plages des ordres 1 et 2. L'ordre 3 prédit est légèrement supérieur à la valeur maximale observée expérimentalement mais l'ordre de grandeur est correct. Le modèle est ensuite validé pour les oscillations de couple "statiques", c'est-à-dire liés aux défauts géométriques. Le modèle numérique d’oscillation de couple permet d'identifier deux paramètres principaux, présentés dans la . Il ressort clairement de la partie gauche de la que plus la rigidité axiale de l’ensemble multidisques est élevée, plus l’oscillation de couple est élevée. Ceci est dû au fait que les écarts géométriques internes de l’ensemble multidisques interagissent pendant la rotation des disques de friction 12 par rapport aux plateaux en acier 11 et ont un impact sur les forces axiales internes par le biais de la rigidité du pack d'embrayage. Il en résulte un couple oscillant plus ou moins élevé, en fonction de la rigidité. Le deuxième paramètre important est l'orientation des disques de friction 12, comme le montre la . Pour cet exercice, seule l'orientation des disques de friction 12 a changé tandis que l'orientation des plateaux en acier 11 reste inchangée. Toutes choses égales par ailleurs, ce paramètre a un impact significatif sur le couple oscillant. Il est intéressant de noter que ce paramètre ne nécessite aucune mise à jour de la conception et que l'orientation de l’ensemble multidisques peut être gérée sur la ligne de production pendant la phase d'assemblage. Pour conclure, le phénomène des oscillations de couple se produisant dans un embrayage automobile lubrifié est étudié et certains paramètres qui le gouvernent sont mis en évidence. Un modèle numérique utilisant des éléments finis de l’ensemble multidisques est développé et confronté à des expérimentations. L'originalité de l'approche est que le comportement du papier de friction est pris en compte au niveau de la gestion du contact en utilisant une loi de contact représentative. Ceci permet de restreindre les dimensions du modèle numérique tout en assurant un comportement représentatif de la compression. Les contributions dynamiques sur l'oscillation du couple sont négligées et le couple oscillant est calculé à travers une succession de cas de charges statiques non linéaires. La corrélation avec mesures issues de l’essai de compression montre un bon accord des amplitudes de l’oscillation de couple sur les trois premiers ordres. Ceci montre que le mécanisme de l’oscillation de couple est principalement dû aux interactions entre les défauts géométriques qui influencent les forces internes de l’ensemble multidisques et donc le couple transmis. Le modèle numérique validé est capable d'identifier les deux principaux paramètres de gouvernance. Le premier est la rigidité axiale de l'ensemble multidisques de l'embrayage humide, qui doit être réduite autant que possible pour que le phénomène d’oscillation de couple reste minimal. Le second est l'orientation des éléments de l’ensemble multidisques, en particulier l'orientation des disques de friction. Il est démontré qu'une orientation adéquate permet d'obtenir un oscillant de couple minimal. Ce paramètre est peut-être le plus intéressant du point de vue de la production, car il ne nécessite aucune modification de la conception et peut être géré directement pendant la phase d'assemblage. L’objet principal de l’invention est donc de fournir un embrayage humide perfectionné prenant en compte les paramètres influents sur l’apparition du phénomène d’oscillation de couple de sorte qu’il soit insensible à ce phénomène. Nous allons maintenant décrire plus en détail l'agencement d’un embrayage humide 1, selon un des modes préférés de mise en œuvre de l'invention, en référence à la . L’embrayage humide 1, comprend notamment : - un porte-disque d’entrée de couple 2 agencé pour être lié en rotation à un arbre menant, - un porte-disque de sortie de couple 3 agencé pour être lié en rotation à un arbre mené, - un ensemble multidisques 10 intercalé radialement entre le porte-disque d’entrée de couple 2 et le porte-disque de sortie de couple 3 comportant des disques de friction 12 et des plateaux 11 liés alternativement en rotation au porte-disque d’entrée de couple et au porte-disque de sortie de couple, - un piston d’actionnement 5 mobile axialement selon l’axe de rotation X de l’embrayage humide 1 qui est commandé en déplacement pour alternativement serrer axialement dans une position embrayée l’ensemble multidisques 10 contre des moyens de réaction 15 et libérer axialement dans une position débrayée l’ensemble multidisques. Dans cet exemple, les moyens de réactions 15 sont constitués d’un plateau d’extrémité 12a présentant une épaisseur supérieure à ceux présents dans l’ensemble multidisques et d’un anneau élastique ouvert 16 inséré dans une gorge du porte-disque d’entrée de couple 2. Le piston d’actionnement 5 se déplace selon l’axe X en direction de l’ensemble multidisques 10 au sein d’une chambre de commande 9 réalisée dans un moyeu 8, le moyeu 8 étant solidaire en rotation avec le porte-disque d’entrée de couple 2. Selon l’invention, le piston d’actionnement 5 comprend un corps principal 51 ayant une forte raideur axiale K1 supérieure à 10000N/mm et des moyens d’appui 52 sur l’ensemble multidisques 10 ayant une faible raideur axiale K2 comprises entre 500 et 5000 N/mm. Dans cet exemple, les moyens d’appui 52 viennent en contact avec l’ensemble multidisques en début de déplacement du piston d’actionnement lors de la phase d’embrayage et le corps principal 51 vient en contact par la suite avec l’ensemble multidisques au-delà d’une valeur de seuil de déplacement V du piston d’actionnement comprise entre 0,2 mm et 0,5 mm. Les moyens d’appui 52 sont une série de pattes élastiques réparties angulairement autour du corps principal 51. Les pattes élastiques sont notamment issues de matière avec le corps principal 51. Par exemple, le piston d’actionnement comprend 6 pattes élastiques réparties angulairement à 60° autour de l’axe X. La illustre l’embrayage humide 1 en début de phase d’embrayage, le piston d’actionnement 5 se situe en deçà de la valeur de seuil de déplacement V. A ce stade de la fermeture de l’embrayage, seuls les moyens d’appui 52 sont en contact avec l’ensemble multidisques 10, la raideur équivalente Kequi du piston d’actionnement est alors égale à : Au cours de la phase d’embrayage et au-delà de la valeur de seuil de déplacement V, les moyens d’appui 52 et le corps principal 51 sont simultanément en contact avec l’ensemble multidisques, la raideur équivalente Kequi du piston d’actionnement 5 est alors égale à la raideur axiale K1 du corps principal. Dans cette deuxième partie du déplacement du piston d’actionnement 5, les pattes élastiques ne subissent plus de déformation autre que celle issue lors de la première partie du déplacement du piston d’actionnement. Les contraintes mécaniques issues de la déformation n’augmentent plus. La tenue en fatigue des pattes élastiques est ainsi améliorée. Comme illustré, le diamètre de contact dm des moyens d’appui 52 sur l’ensemble multidisques est supérieur au diamètre de contact dc du corps principal 51. On a représenté sur la la courbe de charge C3 représentative de l’effort appliqué par le piston d’actionnement 5 sur l’ensemble multidisques 10. La courbe de charge C3 exprimée en Newton présente une discontinuité au niveau de la valeur de seuil de déplacement V correspondant à la mise en contact du corps principal 51 sur l’ensemble multidisques et par voie de conséquence au changement de raideur équivalente Kequi du piston d’actionnement. La valeur de seuil de déplacement V du piston d’actionnement est comprise entre 0,2 mm et 0,5 mm. On va maintenant décrire en référence à la , un embrayage humide 1 selon un deuxième mode de mise en œuvre de l’invention sensiblement similaire au précèdent. Ce deuxième mode de mise en œuvre de l’invention se distingue par le fait que les moyens d’appui 52 sont rapportés sur le corps principal. Dans cet exemple, les moyens d’appui 52 sont une série de pattes élastiques rapportés sur l’alésage intérieur du corps principal 51. Par exemple, les pattes élastiques peuvent être emmanchées ou serties ou rivetées de sorte à former un sous-ensemble avec le piston d’actionnement. Afin de réduire le phénomène d’apparition de l’oscillation de couple, les défauts géométriques des plateaux 11 en acier et des disques de friction 12 sont identifiées et repérés. On applique sur chacun des plateaux et des disques de friction un repère angulaire, par exemple un poinçon. Ensuite, les plateaux 11 et des disques de friction 12 sont orientés angulairement les uns par rapport aux autres pour compenser les défauts géométriques. L’invention n’est pas limitée aux exemples de mise en œuvre de l’invention qui viennent d’être décrit. Par exemple, les moyens d’appui peuvent être une couronne d’appui secondaire venant en contact avec l’ensemble multidisques en début de déplacement du piston d’actionnement lors de la phase d’embrayage. Selon une variante de l’invention, le diamètre de contact dm de la couronne d’appui secondaire sur l’ensemble multidisques peut être supérieur au diamètre de contact dc du corps principal. L’appui préliminaire sur le plus grand diamètre dm permet d’éviter la mise en cône des disques de friction. L’invention n’est pas limitée aux exemples qui viennent d’être décrit. L’embrayage humide 1 peut être intégré à une transmission de véhicule électrique mais peut également être intégré à une transmission de véhicule motorisé dites « hybride » comprenant une machine électrique tournante pouvant être accouplée à la transmission de puissance issu d’un moteur thermique. Embrayage humide (1) pour engin motorisé, comprenant : - un porte-disque d’entrée de couple (2) agencé pour être lié en rotation à un arbre menant, - un porte-disque de sortie de couple (3) agencé pour être lié en rotation à un arbre mené, - un ensemble multidisques (10) intercalé radialement entre le porte-disque d’entrée de couple (2) et le porte-disque de sortie de couple (3) comportant des disques de friction (12) et des plateaux (11) liés alternativement en rotation au porte-disque d’entrée de couple et au porte-disque de sortie de couple, - un piston d’actionnement (5) mobile axialement selon l’axe de rotation (X) de l’embrayage humide qui est commandé en déplacement pour alternativement serrer axialement dans une position embrayée l’ensemble multidisques (10) contre des moyens de réaction (15) et libérer axialement dans une position débrayée l’ensemble multidisques, caractérisé en ce qu e le piston d’actionnement (5) comprend un corps principal (51) ayant une forte raideur axiale (K1) supérieure à 10000N/mm et des moyens d’appui (52) sur l’ensemble multidisques ayant une faible raideur axiale (K2) comprises entre 500 et 5000 N/mm, les moyens d’appui (52) étant aptes à venir en contact avec l’ensemble multidisques en début de déplacement du piston d’actionnement lors de la phase d’embrayage et le corps principal (51) étant apte à venir en contact par la suite avec l’ensemble multidisques au-delà d’une valeur de seuil de déplacement (V) du piston d’actionnement comprise entre 0,2 mm et 0,5 mm. Embrayage humide (1) selon la revendication 1, caractérisé en ce qu’au-delà de la valeur de seuil de déplacement (V), les moyens d’appui (52) et le corps principal (51) sont simultanément en contact avec l’ensemble multidisques (10), la raideur équivalente (Kequi) du piston d’actionnement (5) étant égale à la raideur axiale (K1) du corps principal (51). Embrayage humide (1) selon la revendication 2 ou 3, caractérisé en ce qu’en deçà de la valeur de seuil de déplacement (V), seuls les moyens d’appui (52) sont en contact avec l’ensemble multidisques (10), la raideur équivalente (Kequi) du piston d’actionnement (5) étant égale à : Embrayage humide (1) selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le diamètre de contact (dm) des moyens d’appui (52) sur l’ensemble multidisques est supérieur au diamètre de contact (dc) du corps principal (51). Embrayage humide (1) selon l’une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que le diamètre de contact (dm) des moyens d’appui (52) sur l’ensemble multidisques est inférieur au diamètre de contact (dc) du corps principal (51). Embrayage humide (1) selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les moyens d’appui (52) sont une série de pattes élastiques réparties angulairement autour du corps principal (51). Embrayage humide (1) selon la revendication 6, caractérisé en ce que les moyens d’appui (52) sont issus de matière avec le corps principal (51). Embrayage humide (1) selon la revendication 6, caractérisé en ce que les moyens d’appui (52) sont rapportés sur le corps principal (51), par exemple par emmanchement ou sertissage ou rivetage de sorte à former un sous-ensemble. Embrayage humide (1) selon l’une des revendications 3 à 8, caractérisé en ce que le piston d’actionnement (5) applique une charge en Newton sur l’ensemble multidisques (10) qui est constamment croissante au cours de la phase d’embrayage avec une discontinuité de raideur mesurable au niveau de la valeur de seuil de déplacement (V). Embrayage humide (1) selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les disques de friction (12) et les plateaux (11) possèdent un repère angulaire et sont orientés angulairement les uns par rapport aux autres.