La présente invention a pour objet un circuit d'asservissement hydraulique du genre utilisé pour la commande d'actionneurs hydrauliques, tels que, par exemple, les actionneurs employés à bord des avions. Nombreuses sont les applications des actionneurs hydrauliques dans lesque] lesces actiormnneurs doivent pouvoir se déplacer d'une première - position stable ou statique à une seconde position stable, et opposer dans chacune de ces positions stables ou statiques une certaine "raideur" à l'égard des forces extérieures. La '"raideur" d'un actionneur hydraulique est sa capacité à s'opposerauxdéplacements que des causes extérieures viendraient à lui imposer à partir de sa position statique. Lorsque les forces extérieures tendant ainsi à déplacer 1'actionneur hydraulique à par- tir de sa position statique sont unidirectionnelles, il est de pratique cou- rante d'utiliser une soupape de retenue bloquant un écoulement de fluide qui causerait ou autoriserait le déplacement de l'actionneur hydraulique dans le sens de la force extérieure qui lui est appliquée. Ce type de circuit hydraulique est illustré, par exemple, dans le-brevet des U.S.A. No. 3 807 175 délivré le 30 avril 1974; il présente pour inconvénient de ne procurer à 1' actionneur hydraulique qu'une raideur unidirectionnelle. Nombreuses sont cependant les applications dans lesquelles les forces extérieures peuvent être bi-directionnelles,excluant ainsi l'usage de soupapesde retenue dans les circuits d'asservissement qu'illustre le bre- vet précité. On sait résoudre ce problème en appliquant sur les deux faces du piston de l'actionneur hydraulique un fluide sousmis à une pression inter- médiaire, ainsi que le décrit par exemple le brevet des U.S.A. No. 3 367 109 délivré le 29 juillet 1966. Du fait que la pression du fluide moteur utilisé pour déplacer le piston de l'aetionneur hydraulique doit travailler contre la pression de ce fluide dit "d'asservissement",la pression de ce dernier est normalement très inférieure à la pression du fluide moteur fourni par la pompe d'actionnement afin de ne pas gêner le bon fonctionnement du circuit. Dans la position de repos de la pompe à plateau oscillant dont ce second bre- vent prévoit l'emploi comme pompe d'actionnement, le fluide d'asservissement est appliqué sur les deux faces du piston de l'actionneur hydraulique, pro- curant ainsi à ce dernier une certaine raideur à l'égard des influences extérieures. Ce degré de raideur peut paraître suffisant pour de nombreuses applications. Il existe cependant d'autres applications dans lesquelles la raideur procurée par l'application du fluide d'asservissement sur les deux faces du piston de l'actionneur hydraulique ne suffit pas à maintenir ce dernier dans sa position statique. La présente invention se donne précisément pour but d'accroître la raideur du piston de l'actionneur hydraulique à l'égard des forces exté- rieures lorsque ce piston occupe une position statique, ceci sans gêner pour autant le bon fonctionnement du circuit d'asservissement hydraulique lorsque le piston de l'actionneur doit être déplacé vers une autre position stable. Ce but est atteint, conformément à l'enseignement de la pré- sente invention, et dans le cas d'un circuit d'asservissement hydraulique du genre comprenant une pompe d'actionnement pour la mise en circulation d'un fluide moteur haute pression entre une première et une seconde conduites de transmission raccordées à au moins un actionneur hydraulique convertissant ce débit de fluide moteur en un déplacement mécanique, une servo-valve de commande délivrant à ladite pompe d'actionnement des signaux régissant le sens et la valeur du débit de fluide moteur fourni par celle-ci auxdites conduites de transmission, une pompe de charge conçue pour fournir un fluide d'asservissement sous une pression inférieure à la pression maximale du fluide moteur mis en circulation par ladite pompe d'actionnement, et une valve pendulaire à trois positions sensible à un excès de la pression du fluide moteur par rapport à celle du fluide d'asservissement, cette valve occupant une première position dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge à la seconde conduite de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans la première conduite de transmission excède celle du fluided'asservissement, une seconde position dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge à la première conduite de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans la seconde conduite de transmission excède celle du fluide d'asservissement, et une troisième position intermédiaire entre les précédentes dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge aux deux conduites de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans l'une et l'autre de celles-ci est inférieure à celle du fluide d'asservissement, grâce au fait que ce circuit inclut en outre un dispositif réducteur de pression à action progressive raccordé à la sortie de la pompe de charge ainsi qu'à la première et à la seconde conduites de transmission pour limiter la pression du fluide d'asservissement à une valeur variable comprise entre une valeur maximale et une valeur minimale prédéterminées, ceci en fonction inverse de la pression du fluide moteur régnant dans l'une ou l'autre des conduites de transmission lorsque cette pression excède la- dite valeur maximale prédéterminée. Le circuit d'asservissement hydraulique selon l'invention permet ainsi d'appliquer sur les deux faces du piston de l'actionneur un fluide sous une pression sensiblement supérieure à celle de l'état de la technique lorsque ce piston occupe une position statique, et que la pompe d'actionnement est mise au repos. Cette pression plus élevée accro't naturellement la raideur de l'actionneur hydraulique dans-sa posi- tion statique. Le circuit d'asservissement selon l'invention comporte toutefois des moyens permettant de réduire automatiquement cette pression du fluide d'asservissement lorsque la pompe d'actionnement est remise en service pour déplacer le piston de l'actionneur hydraulique dans un sens ou dans l'autre à partir de sa position statique. Dans une forme préférentielle de réalisation de l'invention, ledit dispositif réducteur de pression à action progressive inclut une paire de soupapes de retenue montées en opposition et raccordées entre les deux conduites de transmission de manière à fournir en leur point de jonction un signal de pression égal à la plus élevée des deux pressions régnant dans lesdites conduites, et une valve réductrive de pression raccordée à la sor- tie de la pompe de charge ainsi qu'audit point de jonction et conçue pour régler la pression du fluide d'asservissement à une valeur comprise entre lesdites valeurs maximale et minimale prédéterminées en fonction inverse de la valeur dudit signal de pression lorsque celle-ci excède ladite valeur maximale prédéterminée. Plus précisément, ladite valve réductrice de pres- sion inclut un piston chargé par ressort qui se déplace lorsque la valeur dudit signal de-pression excède la valeur maximale prédéterminée du fluide d'asservissement, un siège de ressort mobile associé audit piston de manière à se déplacer d'une distance proportionnelle à son déplacement, des moyens de butée pour limiter dans un sens au moins les déplacements dudit siège de ressort mobile provoqués par ceux du piston, un orifice d'entrée raccordé à la sortie de la pompe de charge et conduisant à un siège fixe de soupape - faisant face audit siège de ressort mobile, un clapet coopérant avec ledit siège de soupape, et un organe élastique interposé entre ledit clapet et ledit siège de ressort de manière à solliciter ce clapet en direction dudit siège de soupape avec une force qui-varie en raison inverse du déplacement dudit siège de ressort. Les caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront plus clairement de la lecture de la description suivante d'une forme préfé- rentielle de réalisation, donnée à simple titre d'exemple illustratif, et avec référence aux dessins ci-annexés, en lesquels: - la figure 1 représente de façon schématique le circuit d'asservissement hydraulique selon l'invention; - la figure 2 illustre de façon graphique les variations de la pression fournie par la pompe de charge en fonction de la pression du fluide moteur fourni par la pompe d'actionnement; et - la figure 3 représente une forme concrète de réalisation de la valve réductrice de pression utilisée dans le circuit d'asservissement hydraulique de la figure 1. La figure 1 des dessins illustre de façon schématique le circuit d'asservissement hydraulique selon l'invention. Ce eircuit comprend une servo-valve de commande 10 qui, par l'intermédiaire de conduites de com- mande 12 et 14, délivre des signaux hydrauliques à une pompe d'actionnement à plateau oscillant 16. Cette servo-valve de commande 10 peut, par exemple, être constituée par une servo-valve électrohydraulique du modèle"33-214A" fabriquée par Moog Inc., Controls Division, U.S.A., ou par touteautre servo- valve de commande à actionnement manuel. La pompe à plateau oscillant 16 est, elle, du type décrit dans le brevet des U.S.A. No. 3 367 109. La pompe 16 comporte un plateau oscillant 18 dont l'angle de basculement est commandé par une paire de pistons 20 et 22. Un disposi- tif mécanique de réaction représenté par une tringlerie 17 interposée entre la servo-valve 10 et le plateau oscillant 18 permet de contrôler le gain de la pompe 16, ainsi qu'il est d'ailleurs décrit dans le brevet des U.S.A. précité. Les pistons 20 et 22 de la pompe reçoivent donc les signaux hydrauliques provenant de la servo-valve de commande 10 par l'intermédiaire des conduites 12 et 14, respectivement. Ainsi qu'il est connu dans l'état de la technique, la pompe 16 met en circulation un débit de fluide sous pression entre les conduites de transmission 24 et 26, le sens de ce débit de fluide étant déterminé par l'angle de basculement du plateau oscillant 18 et par le sens de rotation du bloc- pistons. Dans la représentation de la figure 1, lorsque le plateau oscillant 18 est pivoté dans un premier sens à partir de sa position de repos par les pistons 20 et 22, le fluide débité par la pompe est refoulé par exemple dans la conduite de transmission 24 et revient à la pompe par la conduite de transmission 26. Inversement, lorsque les pistons 20 et 22 font pivoter le plateau oscillant 18 dans le sens opposé à partir de sa position de repos, le fluide débité par la pompe est refoulé dans la conduite de transmission 26 et revient à la pompe par la conduite de transmission 24. Les conduites de transmission 24 et 26 sont reliées à un actionneur hydraulique, illustré dans le cas présent sous la forne d'un actionneur linéaire 28. Bien que le circuit d'asservissement hydraulique de l'invention soit décrit en considérant le cas particulier d'un actionneur s linéaire, il doit être entendu que 1'actionneur contr8lé par ce circuit pourrait tout aussi bien être de type rotatif. Comme le montre la figure 1, les conduites de transmission 24 et 26 débouchent sur les faces opposées du piston 30 de l'actionneur hydraulique linéaire 28. Une tige 32 solidaire du piston 30 se déplace en môme temps que lui de manière à produire l'effet désiré. Lorsque le fluide moteur est refoulé par la pompe 16 dans la con- duite 24 et revient à la pompe par la conduite 26, ce fluide moteur déplace le piston 30 et la tige qui en est solidaire vers le bas. Inversement, lorsque le plateau basculant est pivoté dans le sens opposé, le fluide mo- teur refoulé par la pompe dans la conduite 26 déplace le piston 30 et sa tige 32 vers le haut. Une valve pendulaire à trois positions 34 relie les conduites 24 et 26 à la sortie d'une pompe de charge 36 à pression intermédiaire, par le moyen d'une canalisation 38. Lorsque les pressions régnant dans les conduites de transmission 24 et 26 sont égales, c'est-à-dire lorsque le plateau oscillant 18 de la pompe d'actionnement 16 occupe sa position neutre ou de repos, la valve pendulaire occupe elle-même une position cen- trale ou intermédiaire, dans laquelle la sortie de la pompe de charge 36 est reliée simultanément aux deux conduites de transmission 24 et 26. Lorsque, par contre, la pompe d'actionnement 16 crée une différence de pres- sion de valeur déterminée entre les conduites 24 et 26, la valve pendulaire 34 s'écarte de sa position intermédiaire de manière à mettre en cormmunica- tion la sortie de la pompe de charge 36 avec la conduite de transmission dans laquelle règne la moindre pression. De préférence, les conduites de transmission sont également reliées l'une à l'autre par une paire de soupapes de détente 40 et 42, ainsi qu'illustré sur le dessin, ces soupapes ayant pour rôle de limiter la pres- sion différentielle maximale susceptible de régner dans un sens ou dans l'autre entre les deux conduites. Les conduites de transmission 24 et 26 sont en outre, conformément à l'invention, reliées à une valve réductrice de pression à action progressive 44, par l'intermédiaire d'une canalisation 46 et d'une paire de soupapes de retenue 48 et 50 montées en opposition. La pression régnant entre les deux soupapes de retenue 48 et 50 est égale à celle qui règne dans la conduite de transmission soumise à la plus forte pression. La valve réductrice de pression 44 comporte un piston 52 chargé par un ressort 54 qui se déplace en fonction de la pression pré- sente entre les deux soupapes de retenue 48 et 50. Le piston 52 est 24au5649 couplé mécaniquement à un siège de ressort mobile 56 par l'intermédiaire d'une tige de liaison 58, et la force du ressort 54 s'oppose à celle que développe la pression agissant sur ce piston. Une paire de butées 60 et 62 limitent les déplacements du siège de ressort 56. Une soupape de dé- tente 64 comporte un clapet 66 élastiquement associé au siège de ressort 56 par l'intermédiaire d'un ressort 68. Le ressort 68 sollicite ce cla- pet 66 en direction d'un siège de soupape fixe 70 formé à l'extrémité d'un orifice d'entrée 72. Cet orifice d'entrée 72 est relié à la sortie de la pompe de charge 36 par l'intermédiaire d'une canalisation 74. La soupape de détente 64 comporte également un orifice d'échappement 76 re- lié à la bâche du circuit hydraulique. Un fluide hydraulique de commande sous pression régulée est fourni à la servo-valve de commande 10 par une pompe 78, à travers un filtre et un réfrigérant 82. Une soupape de détente 84 limite la pression ma- ximale du fluide de commande, et un accumulateur de pression 86 permet d'accroître le débit de la pompe 78 pendant les périodes de pointe au cours desquelles le système consomme un débit important de fluide de commande. Le circuit d'asservissement hydraulique ci-dessus décrit fonctionne de la manière suivante: en position stable, les signaux hydrau- liques délivrés par la servo-valve de commande 10 aux conduites de commande 12 et 14 sont de valeur égale et le plateau oscillant 18 oecupe sa position neutre ou de repos. Dans cette position, la pompe d'actionnement 16 ne met en circulation aucun fluide dans les conduites de transmission 24 et 26. La valve pendulaire 34 occupe. sa position centrale représentée à la figure 1 mettant ainsi en communîictionla sortie de la pompe de charge 36 avec les deux faces du piston 30 de l'actionneur hydraulique par l'intermédiaire des conduites de transmission 24 et 26. La pression du fluide fourni par la pompe de charge 36 est ainsi appliquée au piston 52 de la valve réductrice de pression 44 par l'intermédiaire des soupapes de retenue 48 et 50 et de la canalisation 46. La force exercée par cette pression du fluide d'asser- vissement sur le piston 52 est insuffisante pour vaincre la force du ressort 54, si bien que le piston 52 ne se déplace pas et que le siège de ressort 56 reste appliqué contre la butée 62. Dans cette position, le ressort 68 exerce une force maximnale sur le clapet 66 qui tend à appliquer celui-ci sur le siège de soupape 70. La force engendrée par le ressort 68 est choi- sie de façon telle que la soupape de détente 64 limite la pression de sor- tie de la pompe de charge 36 à une valeur maximale prédéterminée. Pour cette valeur maximale de la pression, le fluide d'asservissement fourni par la pompe de charge et appliqué aux deux faces du piston 30 de l'actionneur hydraulique 28 accroit sa résistance ou "raideur" aux effets des forces extérieures venant à s'exercer sur la tige 32. En réponse à un ordre reçu par la servo-valve de commande 10 et tendant à déplacer le piston 30 vers le haut, cette servo-valve fournit des signaux hydrauliques qui, transmis par les conduites 12 et 14, actionnent les- pistons 20 et 22 de la pompe 16 is manière à faire pivoter le plateau oscillant 18 dans le sens qui correspond à un accroissement de la pression du fluide régnant dans la conduite de transmission 26. Lorsque la pression de fluide dans cette conduite de transmission 26 vient à excéder la pression de sortie de la pompe de charge 36, la valve pendulaire 34 se déplace vers le haut. Dans cette position de la valve pendulaire, le fluide débité par la pompe de charge continue à parvenir à la conduite 24, tandis qu'est bloqué le trajet entre la pompe de charge 36 et la conduite 26. La pression accrue de la conduite 26 est transmise au piston 52 de la valve réductrice de pression 44 à travers la soupape de retenue 50 et la canalisation 46. Cette pression accrue de fluide appliquée au piston 52 surmonte la force du ressort 54, et le piston 52 se déplace vers le bas d'une distance proportionnelle à la valeur de la pression qui lui est appli- quée. Ce déplacement vers le bas du piston.52 a pour effet de soulever le siège de ressort 56 en l'écartant de la butée 62. Le soulèvement du siège de ressort 56 réduit à son tour la force appliquée au clapet 66 par le res- sort 68, ce qui abaisse la pression de détente contrôlée par la valve réduc- trive de pression 44 et par conséquent la pression de sortie de la pompe de charge 36. La figure 2 des dessins illustre de façon graphique la ma- nière dont la pression de sortie de la pompe de charge 36 varie, grâce à l'intervention de la valve réductrice de pression 44, en fonction de la pression dans l'une ou l'autre des conduites de transmission 24 et 26. Comme le montre cette figure 2, la pression de sortie de la pompe de charge 36 reste constante à sa valeur maximale prédéterminée P(Max) représentée par la ligne 88 tant que les pressions dans les conduites de transmission 24 et 26 ont une valeur inférieure à P (max) Un accroissement de ces pressions dans les conduites 24 ou 26 au-delà de la valeur P(max) provoque l'intervention de la valve réductrice de pression 44, laquelle abaisse la pression de sortie de la pompe de charge 36 ainsi que représenté par le segment de droite 90. Lorsque la pression dans la conduite 24 ou 26 atteint une valeur limite prédéterminée P (lim), le siège de ressort 56 vient en 24u55649 appui sur la butée 60. C'est la position de cette butée 60 qui fixe ainsi la valeur minimale P(,in) de la pression de sortie de la pompe de charge 36. Tout autre accroissement de la pression régnant dans la con- duite 24 ou dans la conduite 26 n'aura pour effet aucune réduction supplé- mentaire de la pression de sortie de la pompe de charge 36 en-dessous de ladite valeur P(min), ainsi que l'illustre le segment de droite 92. On peut indiquer comme valeuisconcrètesdes pressions P (ma et P(min) pour une application déterminée, les chiffres de 10400 kPa et 1400 kPa, respectivement. La pression désignée par le symbole P,peut prendre toute valeur supérieure à P(max) et capable de déplacer le piston de l'actionneur hydraulique contre la force de la charge extérieure qui lui est appliquée, ceci avec la vitesse de déplacement souhaitée. En pareil cas, la valeur de P(l;m) peut être égale à la valeur maximale du différentiel de pression entre les conduites de transmission 24 et 26, telle qu'elle est limitée par les soupapes de détente 40 et 42. Il est courant de choisir la valeur de P(lim) égale au double de la valeur de P(max), mais le rapport entre ces deux valeurs peut être varié à volonté selon le type d'application concerne. La pression de sortie fournie par la pompe 16 est représentée sur la figure 2 des dessins sous la forme d'une ligne 94 en traits inter- rompus. Lorsque cette pression de sortie de la pompe 16 appliquée à l'une des conduites de transmission vient à excéder la pression P(Max) la pres- sion de sortie débitée par la pompe de charge 36 et fournie à l'autre conduite de transmission commence à décroître. Le différentiel entre les pressions des conduites 24 et 26, illustré par la double flèche 96, re- présente la pression qui agit sur le piston 30 de l'actionneur hydraulique 28. Revenant à présent à la figure 1 des dessins, lorsque la pression dans la conduite 26 s'accroît, la pression dans la conduite 24 décroît, ce qui facilite le déplacement du piston contre la force développée par le fluide d'asservissement fourni par la pompe de charge. De fait, lorsque la pression de sortie de la pompe d'actionnement 16 atteint la valeur désignée par P l'état de la technique. - Lorsque le piston 30 de l'actionneur hydraulique 28 atteint la position désirée, le plateau oscillant 18 de la pompe d'actionnement 16 est ramené à sa position neutre ou de repos, et la pression dans la con- duite 26 décroît pour revenir à la valeur P(Mx) Simultanément, la valve réductrice de pression 44 répond à cette diminution de la pression dans la conduite de transmission 26 en accroissant la pression du fluide d'asservis- sement fourni par la pompe de charge 36 et appliqué à la conduite de trans- mission 24. Lorsque les deux pressions deviennent égales, la valve pendu- laire 34 revient à sa position centrale mettant ainsi en communication la pompe de charge avec les deux faces du piston 30. Dans cette situation, la pression de la pompe de charge se trouve à nouveau appliquée au piston 52 de la valve réductrice de pression 44. Le siège de ressort 56 revient en appui sur la butée 62, et la soupape de détente 64 limite la pression de sortie de la pompe de charge 36 à la valeur PMax)' ainsi que décrit précé- demment. L'application de cette pression d'asservissement P fournie par la pompe de charge aux conduites de transmission 24 et 26 a pour effet de renforcer la raideur du piston de l'actionneur hydraulique aux effets des influences extérieures. Il va de soi que la délivrance à la servo-valve de commande TO d'un ordre tendant à abaisser le piston 30 de l'actîorneur hydraulique aurait pour effet de créer des signaux hydrauliques tendant à faire pivoter le plateau oscillant 18 dans le sens qui accroit la pression du fluide moteur dans la conduite de transmission 24. La valve pendulaire 34 se déplacerait alors vers le bas lorsque la pression dans cette conduite 24 excéderait la valeur P(max), et la sortie de la pompe de charge 36 serait maintenue en communication avec la conduite 26. La pression de sortie de- la pompe de charge serait à nouveau contrôlée par la valve réductrice de pression 44 comme-ci-dessus décrit, et la différence de pression serait appliquée au piston 30 selon le sens opposé provoquant ainsi l'abaissement de ce dernier. Les ternes "haut" et "bas" utilisés dans la description pré- cédente pour caractériser le fonctionnement de la valve pendulaire 34 et des pistons 30 et 52 se réfèrent à l'orientation donnée à ces éléments sur la figure 1 des dessins. Il va de soi que ces indications directionnelles-de déplacement ne doivent pas être prises dans un sens restrictif, et que les éléments concernés pourraient tout aussi bien se déplacer selon d'autres directions dans une quelconque application concrète. Une forme de réalisation concrète de la valve réductrice de pression 44 est illustrée par la figure 3 des dessins. Le piston 52 et sa 243U5649 tige de liaison 58 sont en fait constitués par un tiroir dont une extrémité élargie formant piston 52 est placée dans une première chambre cylindrique 80. Le siège de ressort 56 est disposé dans une seconde chambre cylindrique 82. Le ressort 54 est placé dans la première chambre 80 et sollicite le piston 52 en direction de l'épaulement 160 formé à l'extrémité opposée de la chambre 80. Cet épaulement 160 équivaut à la butée 60 représentée à la figure 1. Le signal de pression de fluide provenant du point de jonction entre les soupapes de retenue 48 et 50 est reçu,par l'intermédiaire de la canalisation 46, sur la face gauche du piston 52, et développe une force sollicitant ce piston 52 vers la droite à l'encontre de la force du res- sort 54. La force du ressort 54 est choisie telle qu'une pression de fluide supérieure à P soit nécessaire pour écarter le piston 52 de l'épaule- (max) si ment 160. Un passage de fuite 84 est prévu en dérivation sur la chambre 80 entre les faces opposées du piston 52, ceci pour que le ressort 54 puisse ramener le piston 52 vers l'épaulement 160 lorsque la pression de fluide appliquée au piston 52 retombe en dessous de la valeur P(max). Le siège de ressort 56 est déplacé par la tige de liaison 58 qui est solidaire du piston 52, et il fait varier la force appliquée au clapet 66 par le ressort 68 en fonction de la position de ce piston 52. Lorsque s'accroit la pression entre les soupapes de détente 48 et 50, le piston 52 et la tige de liaison 58 se déplacent vers la droite. Le ressort 68 se détend et ramène le siège de ressort 56 vers la droite, réduisant ainsi la force exercée par le ressort 68 sur le clapet 66. Cetteréduction de la force qui s'exerce sur lui permet au clapet 66 de s'écarter de son siège sous l'effet d'une moindre pression reçue de la pompe de charge 36 par l'intermédiaire de la canalisation 74. Le déplacement vers la droite du siège de ressort 56 est limité par l'épaulement 160 de la chambre 82, le- quel tient le rôle de la butée 62. Il va naturellement de soi que la portée de l'invention n'est pas limitée aux détails ressortant de la description qui précède ainsi que des dessins qui l'accompagnent, mais qu'elle s'étend au contraire à toute variantesfaciles à imaginer, notamment par substitution de moyens équivalents. il REVENDICATIONS 1. Circuit d'asservissement hydraulique pour la command& d'actionneurs hydrauliques, comprenant une pompe d'actionnement pour la mise en circulation d'un fluide moteur haute pression entre une première et une seconde conduites de transmission raccordées à au moins un action- neur hydraulique convertissant ce débit de fluide moteur en un déplacement mécanique, une servo-valve de commande délivrant à ladite pompe d'action- nement des signaux régissant le sens et la valeur du débit de fluide moteur fourni par celle-ci auxdites conduites de transmission, une pormpe de charge conçue pour furnir un fluide d'asservissement sous une pression inférieure à la pression maximale du fluide moteur mis en circulation par ladite pompe d'actionnement, et une valve pendulaire à trois positions sensible à un excès de la pression du fluide moteur par rapport à eelle du fluide d'asser- vissement, cette valve oeeupant une première position dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge à la seconde conduite de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans la première conduite de transmis- sion excède celle du fluide d'asservissement, une seconde position dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge à la première conduite de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans la seconde con- duite de transmission excède celle du fluide d'asservissement, et une troi- sième position intermédiaire entre les précédentes dans laquelle elle relie la sortie de la pompe de charge aux deux conduites de transmission lorsque la pression du fluide moteur dans l'une et l'autre de celles-ci est infé- rieure à celle du fluide d'asservissement, caractérisé par le fait qu'il inclut en outre un dispositif réducteur de pression à action progressive (44, 48, 50) raccordé à la sortie de la pompe de charge (36) ainsi qu'à la première (24) et à la seconde (26) conduites de transmission pour limiter la pression du fluide d'asservissement à une valeur variable comprise entre une valeur maximale et une valeur minimale prédéterminées, ceci en fonction inverse de la pression du fluide moteur régnant dans l'une ou l'autre des conduites de transmission lorsque cette pression excède ladite valeur maxi- male prédéterminée. 2. Circuit d'asservissement hydraulique selon la revendication 1, caractérisé par le fait que ledit dispositif réducteur de pression à action progressive inclut une paire de soupapes de retenue (48, 50) montées en opposition et raccordées entre les deux conduites de transmission de manière à fournir en leur point de jonction un signal de pression égal à la plus élevée des deux pressions régnant dans lesdites conduites, et une valve réductrice de pression (44) raccordée à la sortie de la pompe de charge (36) ainsi qu'audit point de jonction et conçue pour régler la pres- sion du fluide d'asservissement à une valeur comprise entre lesdites valeurs maximale et minimale prédéterminées en fonction inverse de la valeur dudit signal de pression lorsque celle-ci excède ladite valeur maximale prédéter- minée. 3. Circuit d'asservissement hydraulique selon la revendi- cation 2, caractérisé par le fait que ladite valve réductrice de pression (44) inclutun piston (52) chargé par ressort qui se déplace lorsque la valeur dudit signal de pression excède la valeur maximale prédéterminée du fluiûed'asservissement, un siège de ressort mobile (56) associé audit pis- ton de manière à se déplacer d'une distance proportionnelle à son déplace- ment, des moyens de butée (60, 62) pour limiter dans un sens au moins les déplacements dudit siège de ressort mobile (56) provoqués par ceux du pis- ton (52), un orifice d'entrée (72) raccordé à la sortie de la pompe de charge (36) et conduisant à un siège fixe de soupape (70) faisant face au- dit siège de ressort mobile (56), un clapet (66) coopérant avec ledit siège de soupape (70), et un organe élastique (68) interposé entre ledit clapet (66) et ledit siège de ressort (56) de manière à solliciter ce clapet en direction dudit siège de soupape (70) avec une force qui varie en raison inverse du déplacement dudit siège de ressort (56). 4. Circuit d'asservissement hydraulique selon l'une quel- conque des revendications 1 à 3, caractérisé par le fait qu'il inclut en outre une paire de soupapes de détente (40, 42) raccordées entre les deux conduites de transmission de manière à limiter la différence des pressions régnant en elles à une valeur maximale prédéterminée sensiblement supé- rieure à la pression du fluide d'asservissement.