EP3658833B1 - Procede de gestion d'un circuit de climatisation inversible de vehicule automobile - Google Patents

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EP3658833B1
EP3658833B1 EP18755871.3A EP18755871A EP3658833B1 EP 3658833 B1 EP3658833 B1 EP 3658833B1 EP 18755871 A EP18755871 A EP 18755871A EP 3658833 B1 EP3658833 B1 EP 3658833B1
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EP
European Patent Office
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cestim
shcomp
pcomp
refrigerant fluid
opening
Prior art date
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Jin-ming LIU
Régis BEAUVIS
Jugurtha Benouali
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Valeo Systemes Thermiques SAS
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Valeo Systemes Thermiques SAS
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Publication date
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    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves

Definitions

  • the invention relates to a method for managing a motor vehicle air conditioning circuit in heat pump mode.
  • Modern motor vehicles increasingly often include an air conditioning circuit.
  • a refrigerant fluid passes successively through a compressor, a first heat exchanger, called a condenser, placed in contact with an air flow outside the motor vehicle to release heat, an expansion device and a second heat exchanger, called an evaporator, placed in contact with an air flow inside the motor vehicle to cool it.
  • the expansion device is a thermostatic valve whose bulb is arranged downstream of the evaporator.
  • the expansion device can also be an electronic expansion valve controlled by a central control unit.
  • One of the aims of the present invention is therefore to remedy at least partially the drawbacks of the prior art and to propose a method for managing an improved reversible air conditioning circuit, particularly in heat pump mode.
  • X1 being a value of (Pcomp_out - Pevap_out ) determined experimentally below which frost forms on the evapo-condenser
  • X2 being a value of (Pcomp _ out - Pevap_out ) determined experimentally for which the first expansion device is at its minimum opening Cestim_min.
  • Tcomp_out_max is the maximum temperature of the refrigerant fluid at the compressor outlet
  • Pcomp_out is the refrigerant pressure at the compressor outlet
  • Pcomp_in is the refrigerant pressure at the compressor inlet
  • K is the cooling coefficient of the refrigerant fluid determined experimentally and variable depending on the refrigerant fluid.
  • SHcomp_in_sp_min is between 3 and 10 °K and SHcomp_in_sp_max is between 8 and 15 °K.
  • the calculation of Cestim(t) when decreasing Cestim so that Pevap_out is less than P is carried out according to the following formula:
  • certain elements or parameters may be indexed, such as first element or second element as well as first parameter and second parameter or even first criterion and second criterion etc.
  • it is a simple indexing to differentiate and name elements or parameters or criteria that are close but not identical. This indexing does not imply a priority of one element, parameter or criterion over another and such names can easily be interchanged without departing from the scope of the present description. This indexing also does not imply an order in time, for example, to assess this or that criterion.
  • placed upstream means that an element is placed before another with respect to the direction of circulation of a fluid.
  • placed downstream means that an element is placed after another with respect to the direction of circulation of the fluid.
  • the condenser 5 is in particular intended to release heat energy from the refrigerant fluid into a first heat transfer fluid 50.
  • This first heat transfer fluid 50 may for example be an internal air flow going towards the passenger compartment when the second heat exchanger is for example arranged in a heating, ventilation and air conditioning device.
  • the first heat transfer fluid 50 is a fluid circulating in another temperature management loop, for example when the first heat exchanger is a two-fluid exchanger, this is particularly the case in the context of an indirect air conditioning circuit.
  • the evapo-condenser 13 is intended to recover heat energy from a second heat transfer fluid 130 and to transfer it to the refrigerant fluid.
  • This second heat transfer fluid 130 may for example be an air flow external to the vehicle when the second heat exchanger is for example arranged on the front face of the motor vehicle.
  • the reversible air conditioning circuit 1 also comprises a central control unit 40.
  • This central control unit 40 is in particular connected to the compressor 3 in order to control its speed and thus control the pressure of the refrigerant fluid.
  • the central control unit 40 is also connected to the first expansion device 7 in order to control and command its opening and thus control the loss of pressure of the refrigerant fluid when it passes through it.
  • the central control unit 40 can also be connected to a first sensor 41 of the temperature Text of the second heat transfer fluid 130 before it passes through the evaporator-condenser 13. More precisely, Text can correspond to the outside ambient temperature of the air.
  • the central control unit 40 can be connected to a second sensor 42 of the pressure Pcomp_out of the refrigerant fluid at the outlet of the compressor 3.
  • This second sensor 42 can in particular be arranged downstream of the compressor 3, between said compressor 3 and the condenser 5.
  • the central control unit 40 can be connected to a third sensor 43 of the pressure Pcomp_in of the refrigerant fluid before it enters the compressor 3.
  • This third sensor 43 can in particular be arranged upstream of the compressor 3, between the evapo-condenser 13 and said compressor 3.
  • the central control unit 40 can be connected to a fourth sensor 44 of the temperature Tcomp_in of the refrigerant fluid before it enters the compressor 3.
  • This fourth sensor 44 can in particular be arranged upstream of the compressor 3, between the evaporator-condenser 13 and said compressor 3.
  • the third 43 and fourth 44 sensors may more particularly be only one pressure/temperature sensor arranged upstream of the compressor 3, between the evapo-condenser 13 and said compressor 3.
  • the central control unit 40 can be connected to a fifth sensor 45 of the Tevapo temperature of the internal air flow 100 after it has passed through the evaporator 9.
  • the central control unit 40 can be connected to a sixth sensor 46 of the temperature Tcond_out of the first heat transfer fluid 50 after it has passed through the condenser 5.
  • the central control unit 40 can be connected to a seventh sensor 47 of the pressure Pevap_out of the refrigerant fluid at its outlet from the evaporator 9.
  • This seventh sensor 47 can in particular be arranged downstream of the evaporator 9, between said evaporator 9 and the second expansion device 11.
  • the refrigerant In operation, in heat pump mode, as shown in the figure 1b , the refrigerant is in the gas phase at low pressure before entering the compressor 3. By passing through the compressor 3, the refrigerant undergoes an increase in its pressure and passes to high pressure as shown by arrow 300. The refrigerant then passes through the condenser 5 and transfers enthalpy to the first heat transfer fluid 50 as shown by arrow 500. The refrigerant crosses its saturation curve X a first time and passes into a two-phase state. The refrigerant can also cross its saturation curve X a second time to pass into the liquid phase. The difference between the temperature of the refrigerant at the outlet of the condenser 5 and its saturation temperature at this pressure is called subcooling SC.
  • the refrigerant then passes through the first expansion device 7 and undergoes a first pressure loss to pass to intermediate pressure, as shown by arrow 700.
  • the refrigerant again crosses its saturation curve X and passes into a two-phase state.
  • the refrigerant then passes through the evaporator 9 in which the refrigerant transfers heat energy to the internal air flow 100, as shown by arrow 900.
  • the refrigerant crosses its saturation curve X and then returns to the liquid phase.
  • the refrigerant then passes through the second expansion device 7 and undergoes a second pressure loss to pass to low pressure, as shown by arrow 110.
  • the refrigerant rejoins its saturation curve X and passes into a two-phase state.
  • the refrigerant then passes through the evaporator-condenser 13 in which the refrigerant recovers heat energy from the second heat transfer fluid 130, as shown by arrow 131.
  • the refrigerant passes through its saturation curve X and then returns to the gas phase.
  • the reversible air conditioning circuit 1 may also comprise an internal heat exchanger 20 capable of allowing the exchange of heat energy between the refrigerant fluid at the outlet of the dual-fluid heat exchanger 5 and the refrigerant fluid at the outlet of the evaporator-condenser 13.
  • This internal heat exchanger 20 comprises in particular an inlet and an outlet for refrigerant fluid coming from the dual-fluid heat exchanger 5, as well as an inlet and an outlet for refrigerant fluid coming from the evaporator-condenser 13.
  • the steps are similar to those of Figures 1a and 1b , with the difference that the internal heat exchanger 20 absorbs enthalpy from the refrigerant fluid leaving the two-fluid heat exchanger and transfers it to the refrigerant fluid leaving the evaporator-condenser 13.
  • the subcooling SC of the refrigerant fluid before it passes through the expansion device 7 and the superheating SHcomp_in of the refrigerant fluid before it enters the compressor 3 are both increased under the effect of the internal heat exchanger 20. This allows in particular an increase in the coefficient of performance of the air conditioning circuit 1.
  • the air conditioning circuit 1 may for example be an indirect reversible air conditioning circuit 1 as illustrated in the figure 3 .
  • This indirect reversible air conditioning circuit 1 can operate in different operating modes including a heat pump mode.
  • the bypass line 30 can more specifically connect a first connection point 31 and a second connection point 32.
  • the first connection point 31 is preferably arranged, in the direction of circulation of the refrigerant fluid, downstream of the evaporator 9, between said evaporator 9 and the evaporator-condenser 13. More particularly, and as illustrated in the figure 3 , the first connection point 31 is arranged between the evaporator 9 and the second expansion device 11. It is however entirely possible to imagine that the first connection point 31 is arranged between the second expansion device 11 and the evaporator-condenser 13 provided that the refrigerant fluid has the possibility of bypassing the second expansion device 11 or passing through it without suffering any loss of pressure.
  • the second connection point 32 is preferably arranged downstream of the evapo-condenser 13, between said evapo-condenser 13 and the compressor 3.
  • the first refrigerant loop A may comprise a dehydrating bottle 18 arranged downstream of the dual-fluid heat exchanger 5, more precisely between said dual-fluid heat exchanger 5 and the internal heat exchanger 20.
  • a dehydrating bottle 18 arranged on the high-pressure side of the air conditioning circuit i.e. downstream of the compressor 3 and upstream of an expansion device, has a smaller footprint and a reduced cost compared to other phase separation solutions such as an accumulator which would be arranged on the low-pressure side of the air conditioning circuit, i.e. upstream of the compressor 3, in particular upstream of the internal heat exchanger 20.
  • the first refrigerant loop A may comprise an accumulator arranged upstream of the compressor 3, more precisely between the second connection point 32 and said compressor 3 as a replacement for the dehydrating bottle 18.
  • the indirect reversible air conditioning circuit 1 also includes a device for redirecting the refrigerant fluid from the evaporator 9 to the evaporator-condenser 13 or to the bypass pipe 30.
  • Another alternative may also be to have a three-way valve at the first connection point 31.
  • shut-off valve non-return valve, three-way valve or pressure reducing device with shut-off function are meant mechanical or electromechanical elements which can be controlled by the central control unit 40.
  • the first refrigerant loop A may comprise, in addition to the internal heat exchanger 20, a second internal heat exchanger 20' allowing heat exchange between the high-pressure refrigerant at the outlet of the internal heat exchanger 20 and the low-pressure refrigerant circulating in the bypass line 30, i.e. coming from the first connection point 31.
  • high-pressure refrigerant is meant a refrigerant that has undergone a pressure increase at the compressor 3 and that has not yet undergone a pressure loss due to the first expansion device 7.
  • This second internal heat exchanger 20' comprises in particular a refrigerant inlet and outlet coming from the first connection point 31, as well as a high-pressure refrigerant inlet and outlet coming from the internal heat exchanger 20.
  • At least one of the two internal heat exchangers 20, 20' may be a coaxial heat exchanger, that is to say comprising two coaxial tubes between which the heat exchanges take place.
  • the internal heat exchanger 20 may be a coaxial internal heat exchanger with a length of between 50 and 120mm while the second internal heat exchanger 20' may be a coaxial internal heat exchanger with a length of between 200 and 700mm.
  • the indirect reversible air conditioning circuit 1 comprises, within the second heat transfer fluid loop B, a device for redirecting the heat transfer fluid from the dual-fluid heat exchanger 5 to the first circulation pipe 70 and/or to the second circulation pipe 60.
  • the device for redirecting the heat transfer fluid coming from the dual-fluid heat exchanger 5 may in particular comprise a fourth stop valve 63 arranged on the second circulation pipe 60 in order to block or not the first heat transfer fluid and prevent it from circulating in said second circulation pipe 60.
  • the indirect reversible air conditioning circuit 1 may also include a flap 310 for obstructing the interior air flow 100 passing through the third heat exchanger 54.
  • This embodiment makes it possible in particular to limit the number of valves on the second heat transfer fluid loop B and thus makes it possible to limit production costs.
  • the device for redirecting the heat transfer fluid coming from the dual-fluid heat exchanger 5 may in particular comprise a fourth stop valve 63 arranged on the second circulation pipe 60 in order to block or not the heat transfer fluid and prevent it from circulating in said second circulation pipe 60, and a fifth stop valve arranged on the first circulation pipe 70 in order to block or not the heat transfer fluid and prevent it from circulating in said first circulation pipe 70.
  • the second heat transfer fluid loop B may also comprise an electric heating element 55 for heating the heat transfer fluid.
  • Said electric heating element 55 is in particular arranged, in the direction of circulation of the heat transfer fluid, downstream of the dual-fluid heat exchanger 5, between said dual-fluid heat exchanger 5 and the first junction point 61.
  • the refrigerant does not pass through the bypass line 30 because the first shutoff valve 22 is closed.
  • the refrigerant thus passes successively through the compressor 3, the condenser 5, the first expansion device 7, the evaporator 9, the second expansion device 11 and the evaporator-condenser 13.
  • the refrigerant fluid passes successively through a compressor 3, a condenser 5, a first expansion device 7, an evaporator 9, a second expansion device 11 and an evapo-condenser 13.
  • X2 corresponds to a value of ( Pcomp_out - Pevap_out ) determined experimentally for which the first expansion device 7 is at its minimum opening Cestim_min.
  • Cestim_max and Cestim_min correspond to extreme opening values of the first expansion device 7 established experimentally for given operating parameters, such as Text and the compressor speed 3.
  • Tsat ( Pcomp_in ) corresponds to the saturation temperature of the refrigerant fluid at its pressure Pcomp_in at the inlet of compressor 3.
  • Tcomp_in_max_estim corresponds to the estimated maximum temperature of the refrigerant fluid at the inlet of compressor 3.
  • Tcomp_in corresponds to the measured temperature of the refrigerant fluid at the inlet of compressor 3 and Tcomp_in_estim to the estimated temperature of the refrigerant fluid at the inlet of compressor 3.
  • Tcomp_out_max corresponds to the maximum temperature of the refrigerant fluid at the outlet of compressor 3.
  • Tcomp_out_max can be 130 °C. Beyond this temperature Tcomp_out_max compressor 3 risks being damaged and it can go into safety mode, i.e. stop working.
  • Pcomp_out corresponds to the pressure of the refrigerant fluid at the outlet of compressor 3 and Pcomp_in to the pressure of the refrigerant fluid at the inlet of compressor 3.
  • K corresponds to a cooling coefficient of the refrigerant determined experimentally and variable according to the refrigerant. For a refrigerant such as R134a, this cooling coefficient is 1.15.
  • SHcomp_in_sp_min can be between 3 and 10 °K and SHcomp_in_sp_max between 8 and 15 °K.
  • SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max are variable depending on the nature of the refrigerant fluid and the architecture of the air conditioning circuit 1.
  • the control unit 10 In the second step of controlling the superheat Shcomp_in, if SHcomp_in is less than SHcomp_in_sp_min then the control unit 10 will decrease the opening of the expansion device 7 in order to increase the superheat SHcomp_in. If SHcomp_in is greater than SHcomp_in_sp_max then the control unit 10 will increase the opening of the expansion device 7 in order to reduce the superheat SHcomp_in.
  • the increase or decrease in the opening of the expansion device 7 is preferably carried out by a proportional integral controller.
  • SHcomp_in is between SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max, the increase or decrease in the opening of the expansion device 7 is preferably carried out by a proportional controller.
  • the dotted lines show the evolution of the temperature of the interior air flow 100 at the outlet of the internal radiator 54 (curve 101b) and the opening of the expansion device 7 (curve 102b) after start-up for an air conditioning circuit using a management method according to the invention.
  • the chosen refrigerant is R1234yf and the Text temperature is -18 °C. These results are nevertheless also valid for a refrigerant such as R134a.
  • the management method according to the invention allows during the ramp-up of the compressor 3 a faster closing of the expansion device 7 which reaches an opening of 130 pulses after 8 min whereas according to the prior art, the expansion device only reaches this opening after 25 min.
  • the overheating Shcomp_in at 20 min according to the prior art is 0 °K whereas thanks to the management method according to the invention, Shcomp_in is of the order of 4 °K (plus or minus 2 °K).
  • the temperature of the internal air flow 100 at the outlet of the internal radiator 54 is of the order of 22 °C whereas with the management method according to the invention it is of the order of 27 °C or approximately an increase of 12% of the heating power.
  • the management method may also include a step of protecting the evaporator 9 against overpressure of the refrigerant fluid in order to avoid damaging said evaporator 9.
  • P corresponds to a limit operating pressure value of the evaporator 9.
  • the central control unit 40 compares Cestim(t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim(t-1), which is the Cestim opening at time t-1. If Cestim(t) is greater than Cestim(t-1), in a first step, the central control unit 40 stops the superheat control SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device 7 at the value Cestim(t-1). In a second step, the central control unit 40 decreases Cestim so that Pevap_out is less than P.
  • K1 being an integral type gain calculated according to ⁇ C / ⁇ Pevapo_out with ⁇ C being the variation of the opening of the expansion device 7 and ⁇ Pevapo_out the variation of Pevapo_out measured during experiments where the opening of the expansion device 7 is varied.
  • the management method may include a step of protecting the compressor 3 against overpressure of the refrigerant fluid in order to avoid damaging said evaporator 9.
  • Pcomp_in a pressure value between 0.01 and 0.2 bar.
  • the central control unit 40 compares Cestim(t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim(t-1), which is the Cestim opening at time t-1. If Cestim(t) is greater than Cestim(t-1), in a first step, the central control unit 40 stops the control of the superheat SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device 7 at the value Cestim(t-1). In a second step, the central control unit 40 decreases Cestim so that Pcomp_in is less than P3.
  • K2 being an integral type gain calculated according to ⁇ C / ⁇ Pcomp _ in with ⁇ C being the variation of the opening of the expansion device 7 and ⁇ Pcomp_in the variation of Pcomp_in measured during experiments where the opening of the expansion device 7 is varied.
  • the management method according to the invention allows good management and good control of the opening of the expansion device 7 allowing increased heating power in heat pump mode.

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Description

  • L'invention se rapporte à un procédé de gestion en mode pompe à chaleur d'un circuit de climatisation de véhicule automobile.
  • Les véhicules automobiles actuels comportent de plus en plus souvent un circuit de climatisation. Généralement, dans un circuit de climatisation « classique », un fluide réfrigérant passe successivement dans un compresseur, un premier échangeur de chaleur, appelé condenseur, placé en contact avec un flux d'air extérieur au véhicule automobile pour libérer de la chaleur, un dispositif de détente et un deuxième échangeur de chaleur, appelé évaporateur, placé en contact avec un flux d'air intérieur du véhicule automobile pour le refroidir.
  • Il existe également des architectures de circuit de climatisation plus complexes qui permettent d'obtenir un circuit de climatisation inversible, c'est-à-dire qu'il peut utiliser un mode de fonctionnement pompe à chaleur dans lequel il est apte à absorber de l'énergie calorifique dans l'air extérieur au niveau du premier échangeur de chaleur, appelé alors évapo-condenseur, et la restituer dans l'habitacle notamment au moyen d'un troisième échangeur de chaleur dédié.
  • Généralement, le dispositif de détente est une vanne thermostatique dont le bulbe est disposé en aval de l'évaporateur. Le dispositif de détente peut également être une vanne électronique d'expansion contrôlée par une unité centrale de contrôle. Dans ce genre de cas, il est nécessaire d'avoir une stratégie de contrôle du circuit de climatisation afin de déterminer et contrôler l'ouverture de la vanne électronique d'expansion notamment afin d'obtenir une surchauffe du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur. Cette surchauffe est notamment utile pour améliorer la puissance de chauffage du circuit de climatisation inversible.
  • Un des buts de la présente invention est donc de remédier au moins partiellement aux inconvénients de l'art antérieur et de proposer un procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible amélioré notamment en mode pompe à chaleur.
  • La présente invention concerne donc un procédé de gestion selon la revendication 1 d'un circuit de climatisation inversible indirect dans lequel circule un fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation inversible étant apte à fonctionner selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
    • ∘ un compresseur,
    • ∘ un condenseur destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur,
    • ∘ un premier dispositif de détente dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression,
    • ∘ un évaporateur destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne au véhicule automobile,
    • ∘ un deuxième dispositif de détente dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, et
    • ∘ un évapo-condenseur destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur et la transférer au fluide réfrigérant,
    • ledit circuit de climatisation comportant une unité centrale de contrôle apte à contrôler l'ouverture du premier dispositif de détente,
    • ledit procédé de gestion comportant :
      • une étape de détermination de :
        • ∘ l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur, selon la température Text du deuxième fluide caloporteur avant sa traversée de l'évapo-condenseur et le régime du compresseur,
        • ∘ d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur avant sa traversée de l'évapo-condenseur, SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max,
      • une étape d'ouverture du dispositif de détente selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp _in_sp _max.
  • Selon l'invention: SHcomp_in est calculé selon la formule suivante : SHcomp _ in = Tcomp _ in − Tsat Pcomp _ in
    Figure imgb0001
     dans laquelle Tcomp_in est la température du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3).
  • Selon l'invention:
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est inférieur à une valeur X1, Cestim est de l'ordre de son ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente,
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X1 et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale estimée Cestim_min à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
  • X1 étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo-condenseur,
    X2 étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente est à son ouverture minimale Cestim_min.
  • Selon l'invention la détermination de la surchauffe consigne SHcomp_in_sp est telle que : Shcomp _ in _ max = Tcomp _ in _ max _ estim − Tsat Pcomp _ in
    Figure imgb0002
     dans laquelle Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur,
  • Tcomp_in_max_estim est la température maximum estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur : Tcomp _ in _ max _ estim = K3 * 273,15 + Tcomp _ out _ max / Pcomp _ out / Pcomp _ in K − 1 / K ∧
    Figure imgb0003
  • K3 est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel K3 = Tcomp _ in / Tcomp _ in _ estim ,
    Figure imgb0004
  • Tcomp_in étant la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur et Tcomp_in_estim la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur,
  • Tcomp_out_max est la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur,
  • Pcomp_out est la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur, Pcomp_in est la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur, et
  • K est le coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant.
  • Selon un autre aspect du procédé de gestion, SHcomp_in_sp_min est comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max est comprise entre 8 et 15 °K.
  • Selon l'invention: lors de l'étape de contrôle de la surchauffe SHcomp_in :
    • ∘ si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min ou supérieure à SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente est réalisée par un contrôleur proportionnel intégral,
    • ∘ si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente est réalisée par un contrôleur proportionnel.
  • Selon un autre aspect du procédé de gestion, celui-ci comporte une étape de protection de l'évaporateur contre la surpression du fluide réfrigérant :
    • ∘ si Pevap_out est compris entre P1 et P, l'unité centrale de contrôle continue le contrôle de Cestim, avec P étant une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur et P1 = P - µ1, µ1 étant une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar,
    • ∘ si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente à la valeur Cestim(t-1), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P.
  • Selon un autre aspect du procédé de gestion, le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P, est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K1 * Pevap _ out − P
    Figure imgb0005
     avec K1 étant un gain de type intégral calculé selon K1 = ΔC/ΔPevapo_out avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente et de ΔPevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente.
  • Selon un autre aspect du procédé de gestion, celui-ci comporte une étape de protection du compresseur contre la surpression du fluide réfrigérant :
    • ∘ si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle continue le contrôle de Cestim, avec P3 étant une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur et P2 = P3 - µ2, µ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar,
    • ∘ si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente à la valeur Cestim(t-1), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3.
  • Selon un autre aspect du procédé de gestion, le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K2 * Pcomp _ in − P3
    Figure imgb0006
     avec K2 étant un gain de type intégral calculé selon ΔC/ΔPcomp_in avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente et de ΔPcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente.
  • D'autres caractéristiques et avantages de l'invention apparaîtront plus clairement à la lecture de la description suivante, donnée à titre d'exemple illustratif et non limitatif, et des dessins annexés parmi lesquels :
    • la figure 1a montre une représentation schématique d'un circuit de climatisation inversible en mode pompe à chaleur,
    • la figure 1b montre un diagramme pression/enthalpie du circuit de climatisation de la figure 1a,
    • la figure 2 montre une représentation schématique d'une variante du circuit de climatisation inversible en mode pompe à chaleur de la figure 1a,
    • la figure 3 montre une représentation schématique d'un circuit de climatisation selon une architecture particulière,
    • la figure 4 montre un diagramme de l'évolution de l'ouverture du premier dispositif de détente en fonction d'une différence de pression,
    • la figure 5 montre un diagramme de l'évolution de différents paramètres en fonction du temps lors du fonctionnement du circuit de climatisation.
  • Sur les différentes figures, les éléments identiques portent les mêmes numéros de référence.
  • Les réalisations suivantes sont des exemples. Bien que la description se réfère à un ou plusieurs modes de réalisation, ceci ne signifie pas nécessairement que chaque référence concerne le même mode de réalisation, ou que les caractéristiques s'appliquent seulement à un seul mode de réalisation. De simples caractéristiques de différents modes de réalisation peuvent également être combinées et/ou interchangées pour fournir d'autres réalisations.
  • Dans la présente description, on peut indexer certains éléments ou paramètres, comme par exemple premier élément ou deuxième élément ainsi que premier paramètre et second paramètre ou encore premier critère et deuxième critère etc. Dans ce cas, il s'agit d'un simple indexage pour différencier et dénommer des éléments ou paramètres ou critères proches mais non identiques. Cette indexation n'implique pas une priorité d'un élément, paramètre ou critère par rapport à un autre et on peut aisément interchanger de telles dénominations sans sortir du cadre de la présente description. Cette indexation n'implique pas non plus un ordre dans le temps par exemple pour apprécier tel ou tel critère.
  • Dans la présente description, on entend par « placé en amont » qu'un élément est placé avant un autre par rapport au sens de circulation d'un fluide. A contrario, on entend par « placé en aval » qu'un élément est placé après un autre par rapport au sens de circulation du fluide.
  • La figure 1a montre un circuit de climatisation 1 inversible, notamment pour véhicule automobile, dans lequel circule un fluide réfrigérant fonctionnant selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
    • ∘ un compresseur 3,
    • ∘ un condenseur 5 destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur 50,
    • ∘ un premier dispositif de détente 7 dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression, par exemple une vanne électronique d'expansion,
    • ∘ un évaporateur 9 destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne 100 au véhicule automobile,
    • ∘ un deuxième dispositif de détente 11 dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, par exemple un orifice tube, et
    • ∘ un évapo-condenseur 13 destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur 130 et de la transférer au fluide réfrigérant.
  • Le condenseur 5 est notamment destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur 50. Ce premier fluide caloporteur 50 peut par exemple être un flux d'air interne allant vers l'habitacle lorsque le deuxième échangeur de chaleur est par exemple disposé dans un dispositif de chauffage, ventilation et climatisation. Une autre possibilité peut également être que le premier fluide caloporteur 50 est un fluide circulant dans une autre boucle de gestion de température, par exemple lorsque le premier échangeur de chaleur est un échangeur bifluide, cela est notamment le cas dans le cadre d'un circuit de climatisation indirect.
  • L'évapo-condenseur 13 est quant à lui destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur 130 et de la transférer au fluide réfrigérant. Ce deuxième fluide caloporteur 130 peut par exemple être un flux d'air externe au véhicule lorsque le deuxième échangeur de chaleur est par exemple disposé en face avant du véhicule automobile.
  • Le circuit de climatisation inversible 1 comporte également une unité centrale de contrôle 40. Cette unité centrale de contrôle 40 est notamment reliée au compresseur 3 afin de contrôler son régime et ainsi contrôler la pression du fluide réfrigérant. L'unité centrale de contrôle 40 est également reliée au premier dispositif de détente 7 afin de contrôler et commander son ouverture et ainsi contrôler la perte de pression du fluide réfrigérant lorsqu'il la traverse.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut également être reliée à un premier capteur 41 de la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo-condenseur 13. Plus précisément, Text peut correspondre à la température ambiante extérieure de l'air.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un deuxième capteur 42 de la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3. Ce deuxième capteur 42 peut notamment être disposé en aval du compresseur 3, entre ledit compresseur 3 et le condenseur 5.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un troisième capteur 43 de la pression Pcomp_in du fluide réfrigérant avant son entrée dans le compresseur 3. Ce troisième capteur 43 peut notamment être disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un quatrième capteur 44 de la température Tcomp_in du fluide réfrigérant avant son entrée dans le compresseur 3. Ce quatrième capteur 44 peut notamment être disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
  • Les troisième 43 et quatrième 44 capteurs peuvent plus particulièrement n'être qu'un seul capteur pression/température disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un cinquième capteur 45 de la température Tevapo du flux d'air interne 100 après qu'il ait traversé l'évaporateur 9.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un sixième capteur 46 de la température Tcond_out du premier fluide caloporteur 50 après qu'il ait traversé le condenseur 5.
  • L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un septième capteur 47 de la pression Pevap_out du fluide réfrigérant à sa sortie de l'évaporateur 9. Ce septième capteur 47 peut notamment être disposé en aval de l'évaporateur 9, entre ledit évaporateur 9 et le deuxième dispositif de détente 11.
  • En fonctionnement, en mode pompe à chaleur, comme le montre la figure 1b, le fluide réfrigérant est en phase gazeuse à basse pression avant d'entrer dans le compresseur 3. En traversant le compresseur 3 le fluide réfrigérant subit une augmentation de sa pression et passe à haute pression comme le montre la flèche 300. Le fluide réfrigérant traverse ensuite le condenseur 5 et transfert de l'enthalpie au premier fluide caloporteur 50 comme le montre la flèche 500. le fluide réfrigérant franchit une première fois sa courbe de saturation X et passe dans un état biphasique. Le fluide réfrigérant peut également franchir une deuxième fois sa courbe de saturation X pour passer en phase liquide. La différence entre la température du fluide réfrigérant en sortie du condenseur 5 et sa température de saturation à cette pression est appelée sous-refroidissement SC.
  • Le fluide réfrigérant passe ensuite au travers du premier dispositif de détente 7 et subit une première perte de pression pour passer à pression intermédiaire, comme le montre la flèche 700. Le fluide réfrigérant franchit de nouveau sa courbe de saturation X et passe dans un état diphasique. Le fluide réfrigérant traverse ensuite l'évaporateur 9 dans lequel le fluide réfrigérant transfert de l'énergie calorifique au flux d'air interne 100, comme le montre la flèche 900. Le fluide réfrigérant traverse sa courbe de saturation X et repasse alors en phase liquide.
  • Le fluide réfrigérant passe ensuite au travers du deuxième dispositif de détente 7 et subit une deuxième perte de pression pour passer à basse pression, comme le montre la flèche 110. Le fluide réfrigérant rejoint sa courbe de saturation X et passe dans un état diphasique. Le fluide réfrigérant traverse ensuite l'évapo-condenseur 13 dans lequel le fluide réfrigérant récupère de l'énergie calorifique du deuxième fluide caloporteur 130, comme le montre la flèche 131. Le fluide réfrigérant traverse sa courbe de saturation X et repasse alors en phase gazeuse. La différence entre la température Tcomp_in du fluide réfrigérant avant qu'il ne traverse le compresseur 3 (mesurée par le quatrième capteur 44) et sa température de saturation à cette pression Tsat(Pcomp_in), correspond à une surchauffe SHcomp_in du fluide réfrigérant. Ainsi , Shcomp _ in = Tcomp _ in − Tsat Pcomp _ in .
    Figure imgb0007
  • Selon une variante illustrée à la figure 2, le circuit de climatisation inversible 1 peut également comporter un échangeur de chaleur interne 20 apte à permettre les échanges d'énergie calorifique entre le fluide réfrigérant en sortie de l'échangeur de chaleur bifluide 5 et le fluide réfrigérant en sortie de l'évapo-condenseur 13. Cet échangeur de chaleur interne 20 comporte notamment une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5, ainsi qu'une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance de l'évapo-condenseur 13.
  • En fonctionnement, les étapes sont similaires à celles des figures 1a et 1b, à la différence que l'échangeur de chaleur interne 20 absorbe de l'enthalpie au fluide réfrigérant en sortie de l'échangeur de chaleur bifluide et la transfère au fluide réfrigérant en sortie de l'évapo-condenseur 13. Le sous-refroidissement SC du fluide réfrigérant avant qu'il ne traverse le dispositif de détente 7 et la surchauffe SHcomp_in du fluide réfrigérant avant qu'il ne rentre dans le compresseur 3 sont tous deux augmentés sous l'effet de l'échangeur de chaleur interne 20. Cela permet notamment une augmentation du coefficient de performance du circuit de climatisation 1.
  • Le circuit de climatisation 1 peut par exemple être un circuit de climatisation inversible indirect 1 comme illustré sur la figure 3. Ce circuit de climatisation inversible indirect 1 peut fonctionner dans différents modes de fonctionnement dont un mode pompe à chaleur.
  • Ce circuit de climatisation inversible indirect 1 comporte notamment :
    • une première boucle de fluide réfrigérant A dans laquelle circule le fluide réfrigérant,
    • une deuxième boucle de fluide caloporteur B dans laquelle circule le premier fluide caloporteur 50, et
    • un échangeur de chaleur bifluide correspondant au condenseur 5 agencé conjointement sur la première boucle de fluide réfrigérant A et sur la deuxième boucle de fluide caloporteur B, de façon à permettre les échanges de chaleur entre ladite première boucle de fluide réfrigérant A et ladite deuxième boucle de fluide caloporteur B.
  • La première boucle de fluide réfrigérant A, représentée en trait plein sur la figure 3, comporte plus particulièrement dans le sens de circulation du fluide réfrigérant :
    • ∘ un compresseur 3,
    • ∘ l'échangeur de chaleur bifluide 5, disposé en aval dudit compresseur 3,
    • ∘ un premier dispositif de détente 7, plus précisément une vanne électronique d'expansion,
    • ∘ un évaporateur 9 étant destiné à être traversé par le flux d'air intérieur 100 au véhicule automobile allant vers l'habitacle,
    • ∘ un deuxième dispositif de détente 11, par exemple un orifice tube,
    • ∘ un évapo-condenseur 13 étant destiné à être traversé par un deuxième fluide caloporteur, ici un flux d'air extérieur au véhicule automobile, et
    • ∘ une conduite de contournement 30 de l'évapo-condenseur 13.
  • La conduite de contournement 30 peut relier plus spécifiquement un premier point de raccordement 31 et un deuxième point de raccordement 32.
  • Le premier point de raccordement 31 est de préférence disposé, dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, en aval de l'évaporateur 9, entre ledit évaporateur 9 et l'évapo-condenseur 13. Plus particulièrement, et comme illustré sur la figure 3, le premier point de raccordement 31 est disposé entre l'évaporateur 9 et le deuxième dispositif de détente 11. Il est cependant tout à fait possible d'imaginer que le premier point de raccordement 31 soit disposé entre le deuxième dispositif de détente 11 et l'évapo-condenseur 13 du moment que le fluide réfrigérant a la possibilité de contourner le deuxième dispositif de détente 11 ou de le traverser sans subir de perte de pression.
  • Le deuxième point de raccordement 32 est quant à lui de préférence disposé en aval de l'évapo-condenseur 13, entre ledit évapo-condenseur 13 et le compresseur 3.
  • La première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter une bouteille déshydratante 18 disposée en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5, plus précisément entre ledit échangeur de chaleur bifluide 5 et l'échangeur de chaleur interne 20. Une telle bouteille déshydratante 18 disposée sur le côté haute pression du circuit de climatisation, c'est-à-dire en aval du compresseur 3 et en amont d'un dispositif de détente, a un encombrement moindre ainsi qu'un coût réduit par rapport à d'autres solutions de séparation de phase comme un accumulateur qui serait disposé du côté basse pression du circuit de climatisation, c'est à dire en amont du compresseur 3, notamment en amont de l'échangeur de chaleur interne 20.
  • La première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter un accumulateur disposé en amont du compresseur 3, plus précisément entre le deuxième point de raccordement 32 et ledit compresseur 3 en remplacement de la bouteille déshydratante 18.
  • Le circuit de climatisation inversible indirecte 1 comporte également un dispositif de redirection du fluide réfrigérant en provenance de l'évaporateur 9 vers l'évapo-condenseur 13 ou vers la conduite de contournement 30.
  • Ce dispositif de redirection du fluide réfrigérant en provenance de l'évaporateur 9 peut notamment comporter :
    • une première vanne d'arrêt 22 disposée en aval du premier point de raccordement 31, entre ledit premier point de raccordement 31 et le deuxième dispositif de détente 11,
    • une deuxième vanne d'arrêt 33 disposée sur la conduite de contournement 30, et
    • un clapet antiretour 23 disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur 13, entre ledit évapo-condenseur 13 et le deuxième point de raccordement 32.
  • Une autre alternative (non représentée) peut également être de disposer une vanne trois-voies au niveau du premier point de raccordement 31.
  • Par vanne d'arrêt, clapet antiretour, vanne trois-voies ou dispositif de détente avec fonction d'arrêt, on entend ici des éléments mécaniques ou électromécaniques pouvant être pilotés par l'unité centrale de contrôle 40.
  • Comme illustré sur la figure 3, la première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter, en supplément de l'échangeur de chaleur interne 20, un deuxième échangeur de chaleur interne 20' permettant un échange de chaleur entre le fluide réfrigérant à haute pression en sortie de l'échangeur de chaleur interne 20 et le fluide réfrigérant à basse pression circulant dans la conduite de contournement 30, c'est-à-dire en provenance du premier point de raccordement 31. Par fluide réfrigérant à haute pression on entend par là un fluide réfrigérant ayant subi une augmentation de pression au niveau du compresseur 3 et qu'il n'a pas encore subi de perte de pression du fait du premier dispositif de détente 7. Ce deuxième échangeur de chaleur interne 20' comporte notamment une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance du premier point de raccordement 31, ainsi qu'une entrée et une sortie de fluide réfrigérant à haute pression en provenance de l'échangeur de chaleur interne 20.
  • Au moins un des deux échangeurs de chaleur interne 20, 20'peut être un échangeur de chaleur coaxial, c'est à dire comportant deux tubes coaxiaux et entre lesquels s'effectuent les échanges de chaleur.
  • De préférence, l'échangeur de chaleur interne 20 peut être un échangeur de chaleur interne coaxial d'une longueur comprise entre 50 et 120mm alors que le deuxième échangeur de chaleur interne 20' peut être un échangeur de chaleur interne coaxial d'une longueur comprise entre 200 et 700mm.
  • La deuxième boucle de fluide caloporteur B, représentée en trait comprenant trois tirets et deux points sur la figure 3, peut comporter quant à elle :
    • ∘ l'échangeur de chaleur bifluide 5,
    • ∘ une première conduite de circulation 70 du premier fluide caloporteur 50 comportant un radiateur interne 54 destiné à être traversé par le flux d'air intérieur 90 au véhicule automobile, et reliant un premier point de jonction 61 disposé en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5 et un deuxième point de jonction 62 disposé en amont dudit échangeur de chaleur bifluide 5,
    • ∘ une deuxième conduite de circulation 60 de fluide caloporteur comportant un radiateur externe 64 destiné à être traversé par le flux d'air extérieur 200 au véhicule automobile, et reliant le premier point de jonction 61 disposé en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5 et le deuxième point de jonction 62 disposé en amont dudit échangeur de chaleur bifluide 5, et
    • ∘ une pompe 17 disposée en aval ou en amont de l'échangeur de chaleur bifluide 5, entre le premier point de jonction 61 et le deuxième point de jonction 62.
  • Le circuit de climatisation inversible indirecte 1 comporte au sein de la deuxième boucle de fluide caloporteur B un dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 vers la première conduite de circulation 70 et/ou vers la deuxième conduite de circulation 60.
  • Comme illustré sur la figure 3, le dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 peut notamment comporter une quatrième vanne d'arrêt 63 disposée sur la deuxième conduite de circulation 60 afin de bloquer ou non le premier fluide caloporteur et de l'empêcher de circuler dans ladite deuxième conduite de circulation 60.
  • Le circuit de climatisation inversible indirect 1 peut également comporter un volet d'obstruction 310 du flux d'air intérieur 100 traversant le troisième échangeur de chaleur 54.
  • Ce mode de réalisation permet notamment de limiter le nombre de vannes sur la deuxième boucle de fluide caloporteur B et ainsi permet de limiter les coûts de production.
  • Selon un mode de réalisation alternatif non représenté le dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 peut notamment comporter une quatrième vanne d'arrêt 63 disposée sur la deuxième conduite de circulation 60 afin de bloquer ou non le fluide caloporteur et l'empêcher de circuler dans ladite deuxième conduite de circulation 60, et une cinquième vanne d'arrêt disposée sur la première conduite de circulation 70 afin de bloquer ou non le fluide caloporteur et de l'empêcher de circuler dans ladite première conduite de circulation 70.
  • La deuxième boucle de fluide caloporteur B peut également comporter un élément électrique chauffant 55 du fluide caloporteur. Ledit élément électrique chauffant 55 est notamment disposé, dans le sens de circulation du fluide caloporteur, en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5, entre ledit échangeur de chaleur bifluide 5 et le premier point de jonction 61.
  • En mode pompe à chaleur, le fluide réfrigérant ne passe pas au travers de la conduite de contournement 30 du fait que la première vanne d'arrêt 22 est fermée. Le fluide réfrigérant passe ainsi successivement dans le compresseur 3, le condenseur 5, le premier dispositif de détente 7, l'évaporateur 9, le deuxième dispositif de détente 11 et l'évapo-condenseur 13.
  • Il est tout à fait possible également d'imaginer une autre architecture du circuit de climatisation 1 sans pour autant sortir du cadre de l'invention du moment qu'en mode pompe à chaleur, le fluide réfrigérant passe successivement par un compresseur 3, un condenseur 5, un premier dispositif de détente 7, un évaporateur 9, un deuxième dispositif de détente 11 et un évapo-condenseur 13.
  • La présente invention concerne notamment un procédé de gestion du circuit de climatisation inversible 1 en mode pompe à chaleur et plus précisément de la gestion du contrôle de l'ouverture du dispositif de détente 7 et donc de la perte de pression du fluide réfrigérant lorsqu'il traverse ledit dispositif de détente 7. Le procédé de gestion comporte :
    • une étape de détermination de :
      • ∘ l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente 7 en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3 et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur 9, selon la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo-condenseur 13 et le régime du compresseur 3,
      • ∘ d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo-condenseur 13, SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in sp max,
    • une étape d'ouverture du dispositif de détente 7 selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente 7 de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in sp max.
  • L'unité centrale de contrôle 40 détermine l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente 7 selon le protocole illustré sur le diagramme de la figure 4 :
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est inférieur à une valeur X1, Cestim est de l'ordre de l'ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente 7. On entend ici que Cestim est ici supérieure ou égale à 90 % de son ouverture maximale estimée Cestim_max afin de limiter la perte de pression du fluide réfrigérant et ainsi diminuer les risques de formation de givre sur l'évapocondenseur 13,
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X1 et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale C_min à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
    • si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente.
  • X1 correspond à une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo-condenseur 13,
  • X2 correspond à une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente 7 est à son ouverture minimale Cestim_min.
  • Cestim_max et Cestim_min correspondent à des valeurs extrêmes d'ouverture du premier dispositif de détente 7 établies expérimentalement pour des paramètres d'utilisation donnés, tels que Text et le régime du compresseur 3.
  • L'unité centrale de contrôle 40 détermine la surchauffe consigne SHcomp_in_sp de sorte que : Shcomp _ in _ max = Tcomp _ in _ max _ estim − Tsat Pcomp _ in
    Figure imgb0008
  • Tsat (Pcomp_in) correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur 3.
  • Tcomp_in_max_estim correspond à la température maximum estimé du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3. Tcomp_in_max_estim est calculé selon la formule suivante : Tcomp _ in _ max _ estim = K3 * 273,15 + Tcomp _ out _ max / Pcomp _ out / Pcomp _ in K − 1 / K ∧
    Figure imgb0009
  • K3 est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel K3 = Tcomp _ in / Tcomp _ in _ estim .
    Figure imgb0010
  • Tcomp_in correspond à la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3 et Tcomp_in_estim à la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3.
  • Tcomp_out_max correspond à la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3. Par exemple, Tcomp_out_max peut être de 130 °C. Au-delà de cette température Tcomp_out_max le compresseur 3 risque de subir des dommages et il peut se mettre en sécurité, c'est-à-dire arrêter de fonctionner.
  • Pcomp_out correspond à la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3 et Pcomp_in à la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3.
  • K correspond à un coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant. Pour un fluide réfrigérant tel que le R134a, ce coefficient de refroidissement est de 1,15.
  • Par exemple, pour un fluide réfrigérant tel que le R134a, SHcomp_in_sp_min peut être comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max comprise ente 8 et 15 °K. SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max sont variables en fonction de al nature du fluide réfrigérant et de l'architecture du circuit de climatisation 1.
  • Lors de la deuxième étape de contrôle de la surchauffe Shcomp_in, si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min alors l'unité de contrôle 10 va diminuer l'ouverture du dispositif de détente 7 afin d'augmenter la surchauffe SHcomp_in. Si SHcomp_in est supérieure à SHcomp_in_sp_max alors l'unité de contrôle 10 va augmenter l'ouverture du dispositif de détente 7 afin de réduire la surchauffe SHcomp_in. L'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente 7 est préférentiellement réalisée par un contrôleur proportionnel intégral.
  • Si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente 7 est préférentiellement réalisée par un contrôleur proportionnel.
  • Le fait d'avoir un contrôle mixte par un contrôleur proportionnel intégral et un contrôleur proportionnel permet d'arriver rapidement à la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et de maintenir et de stabiliser efficacement SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et Shcomp_in_sp_max.
  • La figure 5 montre un diagramme montrant en traits pleins l'évolution en fonction du temps, exprimé en minutes, de :
    • la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54, illustrée par la courbe 101a,
    • l'ouverture 102a, dispositif de détente 7, exprimé en impulsions/100.
  • Ces courbes en traits pleins sont réalisées après démarrage pour un circuit de climatisation selon l'art antérieur.
  • En traits pointillés sont représentés l'évolution de la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54 (courbe 101b) et de l'ouverture du dispositif de détente 7 (courbe 102b) après démarrage pour un circuit de climatisation utilisant un procédé de gestion selon l'invention.
  • Pour ce diagramme de la figure 5, le fluide réfrigérant choisi est le R1234yf et la température Text est de -18 °C. Ces résultat sont néanmoins également valable pour un fluide réfrigérant tel que le R134a.
  • On remarque alors que le procédé de gestion selon l'invention permet pendant la montée en régime du compresseur 3 une fermeture plus rapide du dispositif de détente 7 qui arrive à une ouverture de 130 impulsions au bout de 8 min alors que suivant l'art antérieur, le dispositif de détente n'arrive à cette ouverture qu'au bout de 25 min. De ce fait, selon l'art antérieur la surchauffe Shcomp_in à 20 min selon l'art antérieur est de 0 °K alors que grâce au procédé de gestion selon l'invention, Shcomp_in est de l'ordre de 4 °K (plus ou moins 2°K). Ainsi, à 20 min, la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54 selon l'art antérieur et de l'ordre de 22°C alors qu'avec le procédé de gestion selon l'invention elle est de l'ordre de 27°C soit environ une progression de 12 % de la puissance de chauffage.
  • Le procédé de gestion peut également comporter une étape de protection de l'évaporateur 9 contre la surpression du fluide réfrigérant afin d'éviter d'endommager ledit évaporateur 9.
  • Lors de cette étape de protection, si Pevap_out est compris entre P1 et P, l'unité centrale de contrôle 40 continue le contrôle de Cestim. P correspond à une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur 9. P1 est quant à lui calculé selon la formule P1 = P - µ1 avec µ1 correspondant à une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar.
  • Si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle 40 compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1. Si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle 40 arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente 7 à la valeur Cestim(t-1). Dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle 40 diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P.
  • Le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K1 * Pevap _ out − P
    Figure imgb0011
  • K1 étant un gain de type intégral calculé selon ΔC/ΔPevapo_out avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente 7 et de ΔPevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente 7.
  • De même, le procédé de gestion peut comporter une étape de protection du compresseur 3 contre la surpression du fluide réfrigérant afin d'éviter d'endommager ledit évaporateur 9.
  • Lors de cette étape de protection, si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle 40 continue le contrôle de Cestim. P3 correspond ici à une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur 3. P2 est quant à lui calculé selon la formule P2 = P3 - µ2 avec µ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar.
  • Si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle 40 compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1. Si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle 40 arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente 7 à la valeur Cestim(t-1). Dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle 40 diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3.
  • Le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K2 * Pcomp _ in − P3
    Figure imgb0012
  • K2 étant un gain de type intégral calculé selon ΔC/ΔPcomp_in avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente 7 et de ΔPcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente 7.
  • Ainsi, on voit bien que le procédé de gestion selon l'invention permet une bonne gestion et un bon contrôle de l'ouverture du dispositif de détente 7 permettant une puissance de chauffage accrue en mode pompe à chaleur.

Claims (6)

  1. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible indirect (1) dans lequel circule un fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation inversible (1) étant apte à fonctionner selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
    ∘ un compresseur (3),
    ∘ un condenseur (5) destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur (50),
    ∘ un premier dispositif de détente (7) dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression,
    ∘ un évaporateur (9) destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne (100) au véhicule automobile,
    ∘ un deuxième dispositif de détente (11) dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, et
    ∘ un évapo-condenseur (13) destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur (130) et la transférer au fluide réfrigérant,
    ledit circuit de climatisation (1) comportant une unité centrale de contrôle (40) apte à contrôler l'ouverture du premier dispositif de détente (7),
    ledit procédé de gestion comportant :
    • une étape de détermination de :
    ∘ l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente (7) en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3) et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur (9), selon la température Text du deuxième fluide caloporteur (130) avant sa traversée de l'évapo-condenseur (13) et le régime du compresseur (3),
    ∘ d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur (130) avant sa traversée de l'évapo-condenseur (13), SHcomp_in sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max, et
    • une étape d'ouverture du dispositif de détente (7) selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente (7) de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max,
    procédé dans lequel SHcomp_in est calculé selon la formule suivante : SHcomp _ in = Tcomp _ in − Tsat Pcomp _ in
    Figure imgb0013
    dans laquelle Tcomp_in est la température du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3),
    procédé dans lequel :
    • si Pcomp_out - Pevap_out est inférieur à une valeur X1, Cestim est de l'ordre de son ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente (7),
    • si Pcomp_out - Pevap_out est supérieur à X1 et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale estimée Cestim_min à mesure que Pcomp_out - Pevap_out augmente,
    • si Pcomp_out - Pevap_out est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que Pcomp_out - Pevap_out augmente,
    X1 étant une valeur de Pcomp_out - Pevap_out déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo-condenseur (13),
    X2 étant une valeur de Pcomp_out - Pevap_out déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente (7) est à son ouverture minimale Cestim_min, procédé dans lequel la détermination de la surchauffe consigne SHcomp_in_sp est telle que : Shcomp _ in _ max = Tcomp _ in _ max _ estim − Tsat Pcomp _ in
    Figure imgb0014
    dans laquelle Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3), Tcomp_in_max_estim est la température maximum estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) :
    Tcomp_in_max_estim = K3 * (273,15 + Tcomp_out_max) / [(Pcomp_out / Pcomp _ in ) ∧ K − 1 / K ]
    Figure imgb0015
    K3 est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel K3 = Tcomp _ in / Tcomp _ in _ estim ,
    Figure imgb0016
    Tcomp_in étant la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tcomp_in_estim la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3),
    Tcomp_out_max est la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3),
    Pcomp_out est la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3),
    Pcomp_in est la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3), et
    K est le coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant,
    procédé dans lequel, lors de l'étape de contrôle de la surchauffe SHcomp_in :
    ∘ si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min ou supérieure à SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente (7) est réalisée par un contrôleur proportionnel intégral,
    ∘ si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente (7) est réalisée par un contrôleur proportionnel.
  2. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que SHcomp_in_sp_min est comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max est comprise entre 8 et 15 °K.
  3. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte une étape de protection de l'évaporateur (9) contre la surpression du fluide réfrigérant :
    ∘ si Pevap_out est compris entre P1 et P, l'unité centrale de contrôle (40) continue le contrôle de Cestim, avec P étant une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur (9) et P1 = P - µ1, µ1 étant une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar,
    ∘ si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle (40) compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle (40) arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente (7) à la valeur Cestim(t-1), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle (40) diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P.
  4. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P, est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K1 * Pevap _ out − P
    Figure imgb0017
     avec K1 étant un gain de type intégral calculé selon K1 = ΔC/ΔPevapo_out avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente (7) et de ΔPevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente (7).
  5. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte une étape de protection du compresseur (3) contre la surpression du fluide réfrigérant :
    ∘ si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle (40) continue le contrôle de Cestim, avec P3 étant une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur (3) et P2 = P3 - µ2, µ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar,
    ∘ si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle (40) compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-1), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-1), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle (40) arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente (7) à la valeur Cestim(t-1), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle (40) diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3.
  6. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante : Cestim t = Cestim − ∑ K2 * Pcomp _ in − P3
    Figure imgb0018
     avec K2 étant un gain de type intégral calculé selon ΔC/ΔPcomp_in avec ΔC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente (7) et de ΔPcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente (7).
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