EP4330064A1 - Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique - Google Patents

Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique

Info

Publication number
EP4330064A1
EP4330064A1 EP22727041.0A EP22727041A EP4330064A1 EP 4330064 A1 EP4330064 A1 EP 4330064A1 EP 22727041 A EP22727041 A EP 22727041A EP 4330064 A1 EP4330064 A1 EP 4330064A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
cooler
refrigerant
pressure
temperature
electronic expansion
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP22727041.0A
Other languages
German (de)
English (en)
Inventor
Mohamed Yahia
Stefan Karl
Jinming Liu
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Valeo Systemes Thermiques SAS
Original Assignee
Valeo Systemes Thermiques SAS
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Valeo Systemes Thermiques SAS filed Critical Valeo Systemes Thermiques SAS
Publication of EP4330064A1 publication Critical patent/EP4330064A1/fr
Pending legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H1/3204—Cooling devices using compression
    • B60H1/323—Cooling devices using compression characterised by comprising auxiliary or multiple systems, e.g. plurality of evaporators, or by involving auxiliary cooling devices
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/00271—HVAC devices specially adapted for particular vehicle parts or components and being connected to the vehicle HVAC unit
    • B60H1/00278—HVAC devices specially adapted for particular vehicle parts or components and being connected to the vehicle HVAC unit for the battery
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H1/3204—Cooling devices using compression
    • B60H1/3228—Cooling devices using compression characterised by refrigerant circuit configurations
    • B60H1/32281—Cooling devices using compression characterised by refrigerant circuit configurations comprising a single secondary circuit, e.g. at evaporator or condenser side
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F25B5/02—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in parallel
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/00642—Control systems or circuits; Control members or indication devices for heating, cooling or ventilating devices
    • B60H1/0073—Control systems or circuits characterised by particular algorithms or computational models, e.g. fuzzy logic or dynamic models
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/00271—HVAC devices specially adapted for particular vehicle parts or components and being connected to the vehicle HVAC unit
    • B60H2001/00307—Component temperature regulation using a liquid flow
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H2001/3236—Cooling devices information from a variable is obtained
    • B60H2001/3255—Cooling devices information from a variable is obtained related to temperature
    • B60H2001/3257—Cooling devices information from a variable is obtained related to temperature of the refrigerant at a compressing unit
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H2001/3236—Cooling devices information from a variable is obtained
    • B60H2001/3255—Cooling devices information from a variable is obtained related to temperature
    • B60H2001/3263—Cooling devices information from a variable is obtained related to temperature of the refrigerant at an evaporating unit
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H2001/3269—Cooling devices output of a control signal
    • B60H2001/3285—Cooling devices output of a control signal related to an expansion unit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/19—Calculation of parameters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21151—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the suction side of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21152—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the discharge side of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2116—Temperatures of a condenser
    • F25B2700/21163—Temperatures of a condenser of the refrigerant at the outlet of the condenser

Definitions

  • the invention relates to the field of electric and hybrid motor vehicles and more particularly to a method for managing a thermal management device for such a motor vehicle.
  • a thermal management device comprising a circulation circuit for a refrigerant fluid.
  • This refrigerant circuit generally comprises a compressor, a condenser placed in an external air flow, an expansion device and an evaporator placed in an internal air flow intended for the passenger compartment.
  • This refrigerant circuit can thus cool the internal air flow in a cooling mode in order to ensure optimum comfort for the occupants of the passenger compartment.
  • the refrigerant circuit can also be more complex and allow operation in a heat pump mode in order to heat the internal air flow.
  • the thermal management device and its refrigerant circuit to regulate the thermal of these elements.
  • the refrigerant circuit then generally comprises a heat exchanger as well as a dedicated expansion device for each of these elements as well as various circulation and bypass branches making it possible to ensure good thermal management of these elements at different temperatures.
  • Such architectures require many sensors as well as complex control processes involving the data collected by these sensors in order to ensure proper operation. This thus generates significant costs for the thermal management device.
  • 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 controlling an improved thermal management device allowing a reduction in the number of sensors and thus a decrease in costs.
  • the present invention relates to a method for controlling a thermal management device for an electric or hybrid motor vehicle, said thermal management device comprising a circulation circuit for a refrigerant fluid comprising:
  • main branch comprising a compressor, an external heat exchanger, a first electronic expansion valve, an evaporator,
  • first bypass branch connected in parallel with the first electronic expansion valve and the evaporator, said first bypass branch comprising a second electronic expansion valve arranged upstream of a first cooler in the direction of flow refrigerant fluid, the first cooler being configured to allow heat exchange between the refrigerant fluid and a heat transfer fluid circulating in at least one circulation loop of said heat transfer fluid configured for the thermal management of an element of the motor vehicle, said method comprising, for controlling the opening of the second electronic expansion valve, a step of estimating the discharge temperature of the refrigerating fluid Tro7 at the outlet of the first cooler, said estimation of the discharge temperature Tro7 refrigerant fluid being produced according to the following formula (a):
  • Tro7 Tsat7 + eff7 x (Twi7 — Tsat7 ) with Tsat7 the saturation temperature of the refrigerant at the pressure of said refrigerant Pro7 at the outlet of the first cooler,
  • Gw7 the conductance of the heat transfer fluid determined according to the flow rate of heat transfer fluid Mw7 passing through the first cooler
  • the pressure of said refrigerant fluid Pro7 at the outlet of the first cooler is estimated as a function of the pressure P3 and the temperature T3 in upstream of the compressor, the speed of rotation Ne of said compressor and the opening of the second electronic expansion valve.
  • the circulation circuit of a refrigerant fluid com carries a second bypass branch connected in parallel with the first bypass branch as well as the first electronic expansion valve and the evaporator, said second bypass branch comprising a third electronic expansion valve arranged upstream of a second cooler, the second cooler being configured to allow heat exchanges between the refrigerant fluid and a heat transfer fluid circulating in at least a circulation loop of said heat transfer fluid configured for the thermal management of an element of the motor vehicle distinct from that of the first cooler, said method comprising, for controlling the opening of the third electronic expansion valve, a step of estimation of the discharge temperature of the refrigerating fluid Tro at the outlet of the second cooler, said estimation of the temperature Tro9 refrigerant fluid delivery point being carried out according to the following formula (a’):
  • Tro9 Tsat9 + eff9 x ( Twi9 — Tsat9 ) with Tsat9 the saturation temperature of the refrigerant at the pressure of said refrigerant Pro9 at the outlet of the second cooler,
  • Gw9 the conductance of the heat transfer fluid determined according to the flow rate of heat transfer fluid Mw9 passing through the second cooler
  • CCp9 Gw9 X (Twi9 — Tsat9 ).
  • the flow of refrigerant Mr9 passing through the second cooler is obtained according to the following formula (f):
  • the pressure of said refrigerant fluid Pro9 at the outlet of the second cooler is estimated as a function of the pressure P3 and the temperature T3 upstream of the compressor, the speed of rotation Ne of said compressor and the opening of the third electronic expansion valve.
  • the thermal management device is reversible, the refrigerant circulation circuit comprising:
  • the temperature Tl is measured by a sensor arranged on the main branch downstream of the external heat exchanger, the pressure PI being calculated according to the pressure of the refrigerant P2 measured by a sensor placed on the main branch downstream of the compressor and according to the pressure drops of the crossing of the external heat exchanger.
  • the temperature Tl is measured by a sensor arranged on the main branch downstream of the external heat exchanger, the pressure PI being calculated according to the pressure of the refrigerant P2 measured by a sensor arranged on the main branch downstream of the internal condenser and depending on the opening of the fourth electronic expansion valve as well as the pressure drops of the crossing of the external heat exchanger.
  • the temperature Tl is measured by a sensor arranged on the main branch downstream of the external heat exchanger, the pressure PI being calculated according to the pressure of the refrigerant Pd measured by a sensor placed on the main branch at the outlet of the compressor and according to the pressure drops of the crossing of the internal condenser, the opening of the fourth electronic expansion valve as well as the pressure drops of the crossing of the external heat exchanger.
  • the temperature Tl and the pressure PI are measured by sensors arranged on the main branch downstream of the external heat exchanger.
  • the pressure P3 and the temperature T3 are measured by pressure and temperature sensors arranged on the main branch upstream of the compressor so as to measure the temperature of the fluid entering said compressor .
  • the thermal management device 1 is in an operating mode of simultaneous cooling of the internal air flow and of the element whose thermal management is ensured by the first cooler in which :
  • the thermal management device is in a heat pump operating mode with recovery of heat energy at the level of the element whose thermal management is ensured by the second cooler, in which :
  • the control of the opening of the third electronic expansion valve (8) being carried out as described previously, and if the temperature of the fluid T3 upstream of the compressor is higher than its saturation temperature Tsat at the pressure P3 upstream of the compressor, then the fourth electronic expansion valve is open until the temperature of the fluid T3 upstream of the compressor is less than or equal to its saturation temperature Tsat at pressure P3 upstream of the compressor.
  • the thermal management device is in an operating mode of simultaneous cooling of the internal air flow and of the element whose thermal management is ensured by the first cooler in which:
  • a second part of the refrigerant passes through the second electronic expansion valve and the first cooler, the two parts of refrigerant joining before joining the compressor, the control of the opening of the second electronic expansion valve (8) being made as previously described, and if the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor is greater than a maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor, then the first electronic expansion valve is open until the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor is lower or equal to its maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor.
  • the thermal management device is in a heat pump operating mode with recovery of heat energy at the level of the element whose thermal management is ensured by the second cooler, in which :
  • Figure 1 is a schematic representation of a thermal management device according to a first embodiment
  • Figure 2 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 1 according to a first cooling mode
  • FIG. 3 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 1 according to a second cooling mode
  • Figure 4 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 1 according to a third mode of cooling
  • FIG. 5 is a schematic representation of a thermal management device according to a second embodiment
  • Figure 6 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a first cooling mode
  • Figure 7 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a second cooling mode
  • Figure 8 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a third mode of cooling
  • Figure 9 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a heat pump mode
  • Figure 10 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 1 according to an alternative
  • Figure 11 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a first alternative
  • Figure 12 is a schematic representation of the thermal management device of Figure 5 according to a second alternative.
  • 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 it is easy to interchange such denominations without departing from the scope of the present description.
  • this indexing imply an order in time, for example, to assess such and such a criterion.
  • placed upstream means that one element is placed before another with respect to the direction of circulation of a fluid.
  • placed downstream means that one element is placed after another in relation to the direction of fluid circulation.
  • FIG 1 shows a schematic representation of a thermal management device 1 for an electric or hybrid motor vehicle according to a first simple embodiment.
  • This thermal management device 1 comprises a circulation circuit for a refrigerant fluid comprising a main branch A as well as a first bypass branch B.
  • This refrigerant fluid can be a refrigerant commonly used in the field of cooling circuits. or air conditioning such as R-1234-yf, R-134a or R744.
  • the main branch A shown in thick lines, comprises in the direction of circulation of the refrigerant fluid, a compressor 2, an external heat exchanger 3, a first electronic expansion valve 4 and an evaporator 5.
  • the exchanger external heat exchanger 3 is more particularly intended to be traversed by an external air flow 300.
  • the external heat exchanger 3 can for example be arranged on the front face of the motor vehicle.
  • the evaporator 5 is for its part intended to be traversed by an internal air flow 200 intended for the passenger compartment.
  • F evaporator 5 can be arranged in particular in a heating, ventilation and air conditioning device, for example located at the rear of the dashboard of the motor vehicle.
  • the main branch A can also include a phase separation device such as an accumulator 12 arranged upstream of the compressor 2.
  • the first bypass branch B is for its part connected in parallel with the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • the first branch B connects more particularly a first connection point 31 to a second connection point 32.
  • the first connection point 31 is arranged on the main branch A upstream of the first electronic expansion valve 4, between the external heat exchanger 3 and said first electronic expansion valve 4.
  • the second connection point 32 is arranged on the main branch A in downstream of evaporator 5, between said evaporator 5 and compressor 2, more particularly upstream of accumulator 12.
  • the first bypass branch B comprises a second electronic expansion valve 6 arranged upstream of a first cooler 7.
  • This first cooler 7 is in particular configured to allow heat exchange between the refrigerant fluid and a fluid heat transfer fluid circulating in at least one circulation loop (not shown) of said heat transfer fluid configured for the thermal management of an element of the motor vehicle.
  • This element can for example be the batteries of the motor vehicle.
  • the heat transfer fluid may in particular be, for example, water or glycol water.
  • the refrigerant circulation circuit may also include a second bypass branch C connected in parallel with the first bypass branch B as well as the first electronic expansion valve 4 and G evaporator 5.
  • This second branch branch C for this connects a third connection point 33 to a fourth connection point 34.
  • the third connection point 33 is in particular arranged downstream of the external heat exchanger 3 and upstream of the first 4 and/or second 6 electronic expansion valves.
  • the third connection point 33 is arranged on the main branch A downstream of the first connection point 31, between said first connection point 31 and the first electronic expansion valve 4.
  • the fourth connection point 34 is arranged upstream of the compressor 2, more precisely upstream of the accumulator 12, and downstream of the evaporator 5 and/or of the first cooler 7.
  • the fourth connection point 34 is arranged on the main branch A downstream of the evaporator 5, between said evaporator 5 and the second connection point 32.
  • the second bypass branch C comprises a third electronic expansion valve 8 arranged upstream of a second cooler 9.
  • This second cooler 9 is configured to allow heat exchange between the refrigerant fluid and a ca locarrier fluid circulating in at least one circulation loop (not shown) of said heat transfer fluid configured for the thermal management of an element of the motor vehicle distinct from that of the first cooler 7.
  • This element can for example be the power electronics of the motor vehicle .
  • the thermal management device 1 shown in Figure 1 is a simple device which in particular allows operation according to different cooling operating modes illustrated in Figures 2, 3 and 4.
  • the direction of circulation of the refrigerant is indicated by an arrow.
  • the zones and parts of the refrigerant circulation circuit in which the refrigerant circulates are shown in solid lines.
  • the areas and parts of the refrigerant circulation circuit in which no does not circulate the refrigerant are shown in dotted lines. Only the modes of operation in which the management method of the invention is applicable are represented here. Other modes of operation not shown can also be envisaged.
  • Figure 2 shows a first mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and the element whose thermal management is ensured by the first cooler 7.
  • a first part of the refrigerant passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • a second part of the refrigerant passes through the second electronic expansion valve 6 and the first cooler 7.
  • the refrigerant is compressed at the compressor 2 and goes to high pressure.
  • the high-pressure refrigerant fluid then passes through the external heat exchanger 3 which here acts as an external condenser. By crossing the external heat exchanger 3, the high-pressure refrigerant fluid releases calorific energy to the external air flow 300.
  • a first part of the high-pressure refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and suffers a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the evaporator 5 where it absorbs heat energy from the internal air flow 200 cooling it.
  • a second part of the high-pressure refrigerant fluid passes into the first bypass branch B and crosses the second electronic expansion valve 6 and undergoes a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the first cooler 7 at which it absorbs heat energy from the element for which it provides thermal management, here for example the batteries.
  • the two parts of the low-pressure refrigerant fluid meet at the level of the second connection point 32 before joining the compressor 2 for a new cycle.
  • Figure 3 shows a second mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9.
  • a first part of the refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • a second part of the refrigerant passes through the third electronic expansion valve 8 and the second cooler 9.
  • the refrigerant is compressed at the compressor 2 and goes to high pressure.
  • the high-pressure refrigerant fluid then passes through the external heat exchanger 3 which here acts as an external condenser. Passing through the external heat exchanger 3, the high-pressure refrigerant fluid releases calorific energy to the external air flow 300.
  • a first part of the high-pressure refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and suffers a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the evaporator 5 at the level of which it absorbs calorific energy from the internal air flow 200 cooling it.
  • a second part of the high-pressure refrigerant fluid passes into the second bypass branch C and passes through the third electronic expansion valve 8 and undergoes a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the second cooler 9 at which it absorbs heat energy from the element for which it provides thermal management, here for example the power electronics.
  • the two parts of the low-pressure refrigerant fluid join at the level of the fourth connection point 34 before joining the compressor 2 for a new cycle.
  • Figure 4 shows a third mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and the element whose thermal management is ensured by the first cooler 7 as well as the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9.
  • a first part of the refrigerant passes through the second electronic expansion valve 6 and the first cooler 7.
  • a second part of the refrigerant passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • a third part of the refrigerant passes through the third electronic expansion valve 8 and the second cooler 9.
  • the refrigerant is compressed at the compressor 2 and goes to high pressure.
  • the high-pressure refrigerant fluid then passes through the external heat exchanger 3 which here acts as an external condenser. Passing through the external heat exchanger 3, the high pressure refrigerant fluid releases calorific energy to the external air flow 300.
  • a first part of the high pressure refrigerant fluid passes in the first bypass branch B and passes through the second electronic expansion valve 6 and undergoes a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the first cooler 7 at which it absorbs calorific energy from the element for which it provides thermal management, here for example the batteries.
  • a first part of the high-pressure refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and undergoes a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant then passes through the evaporator 5 at the level of which it absorbs calorific energy from the internal air flow 200 cooling it.
  • a third part of the high-pressure refrigerant fluid passes into the second bypass branch C and passes through the third electronic expansion valve 8 and undergoes a loss of pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the second cooler 9 at the level of which it absorbs calorific energy from the element for which it provides thermal management, here for example the power electronics.
  • the second and third parts of the low-pressure refrigerant fluid join at the level of the fourth connection point 34 before joining the first portion of refrigerant fluid having passed through the first bypass branch B at the level of the second connection point 32.
  • the fluid low-pressure refrigerant then joins compressor 2 for a new cycle.
  • the first 4, second 6 and third 8 electronic expansion valves can in particular have a stop function.
  • a shut-off function allows, when the electronic expansion valve is completely closed, blocking the flow of refrigerant.
  • the third electronic expansion valve 8 is closed while the first 4 and second 6 electronic expansion valves are open.
  • the second electronic expansion valve 6 is closed while the first 4 and third 8 electronic expansion valves are open.
  • the third cooling mode of Figure 4 the first 4, second 6 and third 8 electronic expansion valves are open.
  • Figure 5 shows for its part a thermal management device 1 according to a second embodiment.
  • This second embodiment is more complex than the first in the sense that the thermal management device 1 is here invertible, that is to say it is configured to operate according to other operating modes, in particular modes heat pump in which the internal air flow 200 is not cooled but reheated.
  • the refrigerant circulation circuit of Figure 5 differs from that of Figure 1 in that it additionally comprises:
  • the internal condenser 10 is more particularly arranged on the main branch A between the compressor 2 and the fourth electronic expansion valve 11.
  • the internal condenser 10 is in particular intended to be crossed by the internal air flow 200.
  • This internal condenser 10 can in particular be arranged in the heating, ventilation and air conditioning device comprising the evaporator 5. Within this heating, ventilation and air conditioning device, the internal condenser 10 can in particular be arranged downstream of the evaporator 5 in the direction of the internal air flow 200.
  • a blocking member such as a flap (not shown) may in particular be arranged within said heating, ventilation and air conditioning device in order to prevent the internal air flow 200 to cross the internal condenser 200.
  • the third bypass branch D it is meant by the fact that it directly connects the outlet of the external heat exchanger 3 to the inlet of the compressor 2, that it allows a direct connection without passing by other heat exchangers or expansion devices.
  • the third branch D connects in particular a fifth connection point 35 to a sixth connection point 36.
  • the fifth connection point 35 is more particularly arranged on the main branch A downstream of the external heat exchanger 3, between said heat exchanger 3 and the first connection point 31.
  • the sixth connection point 36 is arranged on the branch main A, upstream of the compressor 2, in particular upstream of the accumulator 12, between the second connection point 32 and said compressor 2.
  • the third bypass branch D also includes a first shut-off valve 21.
  • the fourth bypass branch E connects a seventh connection point 37 to an eighth connection point 38.
  • the seventh connection point 37 is disposed on the main branch A upstream of the fourth expansion valve electronic 11, between the internal condenser 10 and said fourth electronic expansion valve IL
  • the eighth connection point 38 is arranged downstream of the fifth connection point 35 and upstream of any one of the first 4, second 6 or third 8 electronic expansion valves. In the example illustrated in FIG. 5, this eighth connection point 38 is arranged on the second bypass branch C, upstream of the third electronic expansion valve 8.
  • the eighth connection point 38 could nevertheless quite be disposed on the first bypass branch B upstream of the second electronic expansion valve 6 or else on the main branch A upstream of the first electronic expansion valve 4.
  • the fourth bypass branch E also comprises a second valve d stop 22.
  • the fourth electronic expansion valve 11 may also include a stop function.
  • the main branch A also includes a non-return valve 23 arranged downstream of the fifth connection point 35.
  • this non-return valve is arranged upstream of the first 31 and third 33 connection points in order to allow the refrigerant fluid coming from the fourth bypass branch E, that is to say from the eighth connection point 38, to circulate to either of the first 4, second 6 or third 8 electronic expansion valves.
  • the thermal management device 1 of Figure 5 can operate according to different operating modes. It can in particular operate according to a first mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and of the element whose thermal management is ensured by the first cooler 7 as illustrated in FIG. 6. In this first mode of operation, a first part of the refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5. A second part of the refrigerant fluid passes through the second electronic expansion valve 6 and the first cooler 7.
  • the refrigerant fluid follows a path identical to that of the first cooling mode of FIG. 2.
  • the first 21 and the second 22 shut-off valves are closed to prevent the refrigerant fluid from circulating in the third D and fourth E derivation branches.
  • the fourth electronic expansion valve 11 is opened to its maximum to allow the refrigerant fluid to pass with little or no loss of pressure.
  • the internal condenser 10 is for its part crossed by the refrigerant fluid with little or no heat exchange with the internal air flow 200, for example thanks to a shutter preventing the internal air flow from crossing said internal condenser 10.
  • the thermal management device 1 of Figure 5 can operate according to a second mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9 as illustrated in FIG. 7.
  • a first part of the refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • a second part of the refrigerant fluid passes through the third electronic expansion valve 8 and the second cooler 9.
  • the refrigerant fluid follows a path identical to that of the second cooling mode of Figure 3.
  • the first 21 and the second 22 shut-off valves are closed to prevent the refrigerant fluid from circulating in the third D and fourth E branch branches.
  • the fourth electronic expansion valve 11 is opened to its maximum to let the refrigerating fluid pass with little or no loss of pressure.
  • the internal condenser 10 is for its part traversed by the refrigerant with little or no heat exchange with the internal air flow 200, for example thanks to a shutter preventing the internal air flow from passing through said internal condenser 10.
  • the thermal management device 1 can also operate according to a third mode of simultaneous cooling of the internal air flow 200 and of the element whose thermal management is ensured by the first cooler 7 as well as of the element whose the thermal management is ensured by the second cooler 9 as illustrated in FIG. 8.
  • a first part of the refrigerant fluid passes through the second electronic expansion valve 6 and the first cooler 7.
  • a second part refrigerant fluid passes through the first electronic expansion valve 4 and the evaporator 5.
  • a third part of the refrigerant fluid passes through the third electronic expansion valve 8 and the second cooler 9.
  • the refrigerant fluid follows a path identical to that of the second cooling mode of Figure 4.
  • the first 21 and the second 22 shut-off valves are closed to e prevent the refrigerant fluid from circulating in the third D and fourth E branch branches.
  • the fourth electronic expansion valve 11 is opened to its maximum to allow the refrigerant fluid to pass with little or no loss of pressure.
  • the internal condenser 10 is for its part crossed by the refrigerant fluid with little or no heat exchange with the internal air flow 200, for example thanks to a shutter preventing the internal air flow from crossing said condenser. internal 10.
  • the thermal management device 1 of Figure 5 can also operate according to a heat pump operating mode with recovery of heat energy at the level of the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9, for example the power electronics of the electric or hybrid vehicle.
  • a first part of the refrigerant fluid passes through the fourth electronic expansion valve 11 and the external heat exchanger 3.
  • a second part of the refrigerant fluid passes through the third electronic expansion valve 8 and the second chiller 9.
  • the refrigerant is compressed by the compressor 2 is high pressure passes.
  • the refrigerant fluid then passes through the internal condenser 10 at the level of which it yields energy to the internal air flow 200 passing through said internal condenser 10.
  • a first part of high pressure refrigerant fluid passes through the fourth electronic expansion valve 11 and undergoes a loss of pressure to go to low pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the external heat exchanger 3 which here acts as an evaporator by absorbing calorific energy from the external air flow 300.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes into the third branch diversion D because the second shut-off valve 21 is open.
  • a second part of the high-pressure refrigerant fluid passes into the fourth bypass branch E and then passes through the third electronic expansion valve 8 and undergoes a loss of pressure for no also be used at low pressure.
  • the low-pressure refrigerant fluid then passes through the second cooler 9 at the level of which it recovers calorific energy at the level of the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9.
  • the first and second part of refrigerant fluid then low pressure meet at the sixth connection point 36 before joining the compressor 2 for a new cycle.
  • the first 4 and second 6 electronic expansion valves are closed.
  • the thermal management device 1 of Figure 5 can also operate according to other operating modes not shown or described such as other heat pump modes as well as dehumidification modes for example.
  • the device 1 For the control of the different operating modes, in particular for the control of the different electronic expansion valves 4, 6, 8, 11, the device 1 requires different sensors, in particular temperature and pressure sensors of the refrigerant circuit. slow in the circulation circuit. Other sensors such as sensors for the temperature of the heat transfer fluid circulating in the heat transfer fluid circulation circuits for the elements whose thermal management is ensured by the first 7 and second 9 coolers or even such as sensors of the temperature of the internal 200 or external 300 air flow are also necessary for the control of the various modes of operation.
  • the present invention thus relates to a control method for the thermal management device 1.
  • This method comprises in particular, for controlling the opening of the second electronic expansion valve 6, a step of estimating the discharge temperature of the refrigerant Tro7 at the outlet of the first cooler 7.
  • the estimation of this discharge temperature of the refrigerant Tro7 makes it possible to dispense with a temperature sensor arranged on the first bypass branch B downstream of the first cooler 7.
  • Tsat7 corresponds to the saturation temperature of the refrigerant at the pressure of said refrigerant Pro7 at the outlet of the first cooler 7. This saturation temperature is available on the pressure/temperature diagram corresponding to the refrigerant.
  • the pressure of the Pro7 refrigerant at the outlet of the first cooler 7 may in particular be estimated according to various parameters such as the pressure P3 and the temperature T3 upstream of the compressor 2, the speed of rotation Ne of the compressor 2 as well as the opening of the second electronic expansion valve 6.
  • the pressure P3 and the temperature T3 can be measured by pressure sensors
  • Twi7 corresponds to the temperature of the heat transfer fluid at the inlet of the first cooler 7.
  • This temperature of the heat transfer fluid Twi7 can be measured for example by a temperature sensor arranged on the heat transfer fluid circulation circuit (not shown) on which is connected the element to be cooled, the thermal management of which is ensured by the first cooler 7, for example the batteries.
  • the parameter eff7 corresponds to the efficiency of the first cooler 7. This efficiency eff7 is more particularly obtained according to the following formula (b):
  • NUT7 corresponds to the number of heat transfer units between the refrigerant fluid and the heat transfer fluid within the first cooler 7. This number of heat transfer units NUT7 is obtained according to the following formula (c):
  • Cpv corresponds to the gas phase heat capacity of the refrigerant. This is a known parameter and depends on the nature of the refrigerant.
  • Gw7 corresponds to the conductance of the heat transfer fluid determined according to the flow rate of heat transfer fluid Mw7 passing through the first cooler 7. This conductance depends on the nature of the heat transfer fluid.
  • the flow rate Mw7 can itself be known by means of a sensor within the heat transfer fluid circuit or else deduced by the operation of a pump for moving the heat transfer fluid within said heat transfer fluid circulation circuit.
  • CCt7 corresponds to the target power of the first cooler 7.
  • This target power CCt7 can in particular be obtained according to the following formula (d):
  • Hrot7 corresponds to the enthalpy of the target refrigerant at the outlet of the first cooler 7. This parameter Hrot7 is determined in particular by the cooling needs of the element whose thermal management is ensured by the first cooler 7, for example the batteries.
  • Hri7 is the enthalpy of the refrigerant fluid at the inlet of the first cooler 7. This enthalpy Hri7 is determined in particular as a function of the temperature T1 of the refrigerant fluid at the outlet of the external heat exchanger 3 when, before passing in the first re cooler 7, the coolant has passed through the external heat exchanger 3. This is notably the case in the first and third cooling modes described above.
  • Gw7 corresponds to the conductance of the heat transfer fluid
  • Twi7 corresponds to the temperature of the heat transfer fluid at the inlet of the first cooler 7
  • Tsat7 corresponds to the saturation temperature of the refrigerant at the pressure of the refrigerant Pro7 at the outlet. of the first chiller 7.
  • the parameter Mr7 present in formulas (c) and (d) corresponds to the flow rate of refrigerated fluid passing through the first cooler 7.
  • This flow rate of refrigerating fluid Mr7 passing through the first cooler 7 can in particular be obtained according to formula (f ) next :
  • Mrl kx S6 x (Ro(Pl - P3))° 5
  • P3 is the pressure of the refrigerant fluid upstream of the compressor 2. As said above, this pressure P3 can be measured by a pressure sensor Cp3 placed on the main branch A upstream of the compressor 2.
  • S6 corresponds to the surface opening of the second electronic expansion valve 6 and k is a coefficient with a value of 0.98.
  • Ro corresponds here to the density of the refrigerant at a temperature Tl and a pressure PI at the outlet of the external heat exchanger 3.
  • the latter can be measured by sensors Ctl, Cpl arranged on the main branch A downstream of the external heat exchanger 3.
  • these sensors Ctl and Cpl are preferably arranged on the main branch A between the external heat exchanger 3 and the first connection point 31 of the first branch branch B.
  • these sensors Ctl and Cpl are preferably arranged on the main branch A between the external heat exchanger 3 and the fifth connection point 35 of the third branch branch D.
  • the temperature T1 is measured by a sensor Ct1 disposed on the main branch A downstream of the external heat exchanger 3.
  • This sensor Ct1 is preferably arranged on the main branch A between the external heat exchanger 3 and the first connection point 31 of the first bypass branch B.
  • the pressure PI is here determined according to the pressure of the refrigerant P2 measured by a Cp2 sensor arranged on the main branch A downstream of compressor 2. More precisely, this Cp2 sensor is arranged between the compressor 2 and the external heat exchanger 3.
  • This pressure sensor Cp2 is generally coupled with a sensor Ct2 of the temperature of the refrigerant.
  • the pressure PI is thus calculated according to the pressure value P2 measured by this sensor Cp2 and the pressure drops of the crossing of the external heat exchanger 3.
  • the temperature Tl is measured by a sensor Ctl arranged on the main branch A downstream of the external heat exchanger 3.
  • This sensor Ctl is preferably arranged on the main branch A between the external heat exchanger 3 and the fifth connection point 35 of the third bypass branch D.
  • the pressure PI is here determined according to the pressure of the refrigerant P2 measured by a Cp2 sensor arranged on the main branch A downstream of the internal condenser 10. More specifically, this sensor Cp2 is arranged between the internal condenser 10 and the fourth electronic expansion valve 11.
  • This pressure sensor Cp2 is generally coupled with a sensor Ct2 of the temperature of the refrigerant fluid. The pressure PI is thus calculated as a function of the pressure value P2 measured by this sensor Cp2 and as a function of the opening of the fourth electronic expansion valve 11 as well as the pressure losses of the crossing of the heat exchanger. external heat 3.
  • the temperature Tl is measured by a sensor Ctl arranged on the main branch A downstream of the external heat exchanger 3.
  • This sensor Ctl is preferably arranged on the main branch A between the external heat exchanger 3 and the fifth connection point 35 of the third bypass branch D.
  • the pressure PI is here determined according to the pressure of the refrigerant Pd measured by a Cpd sensor arranged on the main branch A downstream of the compressor 2. More precisely, this Cpd sensor is arranged between the compressor 2 and the internal condenser 10.
  • This Cpd pressure sensor is generally coupled with a Ctd temperature sensor refrigerant fluid.
  • the pressure PI is thus calculated as a function of the pressure value Pd measured by this sensor Cpd and as a function of the pressure losses of the crossing of the internal condenser 10, of the opening of the fourth electronic expansion valve 11 as well as of the pressure drops of the bushing of the external heat exchanger 3.
  • the pressure P2 can be calculated according to the pressure value Pd measured by the Cpd sensor and according to the pressure drops of the bushing of the internal condenser 10.
  • the control method according to the invention can also be applied for controlling the opening of the third electronic expansion valve 8.
  • the method then comprises a step of estimating the discharge temperature of the refrigerant fluid Tro at the outlet of the second cooler 9. This estimation of the discharge temperature of the refrigerant fluid Tro9 is carried out according to the following formula (a'):
  • Tsat9 corresponds to the saturation temperature of the refrigerant at the pressure of said refrigerant Pro9 at the outlet of the second cooler 9. This saturation temperature is available on the pressure/temperature diagram corresponding to the refrigerant.
  • the pressure of the refrigerant Pro9 at the outlet of the second cooler 9 can in particular be estimated according to various parameters such as the pressure P3 and the temperature T3 upstream of the compressor 2, the speed of rotation Ne of the compressor 2 as well as the opening of the third electronic expansion valve 8.
  • the pressure P3 and the temperature T3 can be measured by pressure Cp3 and temperature Ct3 sensors arranged on the main branch A upstream of the compressor 2 so as to measure the temperature of the refrigerant fluid at the inlet said compressor 2. More specifically, these sensors Cp3 and Ct3 can be arranged upstream of the accumulator 12.
  • Twi9 corresponds to the temperature of the heat transfer fluid at the inlet of the second cooler 9.
  • This temperature of the heat transfer fluid Twi9 can be measured for example by a temperature sensor arranged on the heat transfer fluid circulation circuit (not shown) to which the element to be cooled is connected, the thermal management of which is ensured by the second cooler 9, for example the power electronics of the electric or hybrid vehicle.
  • the parameter eff9 corresponds to the efficiency of the second cooler 9. This efficiency eff9 is more particularly obtained according to the following formula (b'):
  • NUT9 corresponds to the number of heat transfer units between the refrigerant fluid and the heat transfer fluid within the second cooler 9. This number of heat transfer units NUT9 is obtained according to the following formula (c'):
  • Cpv corresponds to the gas phase heat capacity of the refrigerant. This is a known parameter and depends on the nature of the refrigerant.
  • Gw9 corresponds to the conductance of the heat transfer fluid determined according to the flow rate of heat transfer fluid Mw9 passing through the second cooler 9. This conductance depends on the nature of the heat transfer fluid.
  • the flow rate Mw9 can itself be known by means of a sensor within the heat transfer fluid circuit or else deduced by the operation of a pump for moving the heat transfer fluid within said heat transfer fluid circulation circuit.
  • CCt9 corresponds to the target power of the second cooler 9.
  • This target power CCt9 can in particular be obtained according to the following formula (d'):
  • Hrot9 corresponds to the enthalpy of the target coolant at the outlet of the second cooler 9. This parameter Hrot9 is determined in particular by the cooling needs of the element whose thermal management is ensured by the second cooler 9, for example the power electronics of the electric or hybrid vehicle.
  • Hri9 is the enthalpy of the refrigerant fluid at the inlet of the second cooler 9. This enthalpy Hri9 is determined in particular as a function of the temperature T1 of the refrigerant fluid at the outlet of the external heat exchanger 3 when, before pass through the second cooler 9, the coolant has passed through the external heat exchanger 3. This is particularly the case in the first and third cooling modes described above.
  • CCp9 is the potential power of the second cooler 9. This potential power CCp9 of the second cooler 9 can be obtained according to the following formula (e'):
  • CCp9 Gw9 X (Twi9 — Tsat9 ).
  • Gw9 corresponds to the conductance of the heat transfer fluid
  • Twi9 corresponds to the temperature of the heat transfer fluid at the inlet of the second cooler 9
  • Tsat9 corresponds to the saturation temperature of the coolant at the pressure of the coolant Pro9 at the outlet of the coolant.
  • the parameter Mr9 present in the formulas (c′) and (d′) corresponds to the flow rate of refrigerating fluid passing through the second cooler 9.
  • This flow rate of refrigerating fluid Mr9 passing through the second cooler 9 can in particular be obtained according to the formula (f ) following:
  • P3 is the pressure of the refrigerant fluid upstream of the compressor 2. As said above, this pressure P3 can be measured by a pressure sensor Cp3 placed on the main branch A upstream of the compressor 2. S8 corresponds to the surface opening of the third electronic expansion valve 8 and k is a coefficient with a value of 0.98. Ro corresponds here to the density of the refrigerant at a temperature Tl and a pressure PI at the outlet of the external heat exchanger 3.
  • the present invention also relates to a control method, in particular in the various modes of operation described previously.
  • the control of the opening of the second electronic expansion valve 6 is carried out as described above with an estimate of the discharge temperature of the refrigerant Tro7 calculated according to formula (a).
  • the sub-cooling of the refrigerant fluid at the outlet of the heat exchanger 3 is determined as a function of the temperature T1 as well as the saturation temperature Tsat3 of the fluid. refrigerant at the pressure Pl.
  • the parameters Tl and PI can be obtained according to different variants.
  • the saturation temperature Tsat3 is itself dependent on the nature of the refrigerant fluid.
  • This sub-cooling is modulated to approach a target sub-cooling necessary to reach a target temperature of the internal air flow 200 at the outlet of the evaporator 5 and a target temperature of the heat transfer fluid at the outlet of the first cooler 7
  • This modulation of the sub-cooling is obtained in particular by varying the opening of the first electronic expansion valve 4.
  • the control of the first electronic expansion valve 4 can in particular be determined as a function of the temperature T4 at the outlet of the evaporator 5.
  • This temperature T4 can for example be measured by a sensor Ct4 arranged on the main branch A downstream of the evaporator 5.
  • this sensor Ct4 is in particular arranged downstream of the fourth connection point 34 of the second bypass branch C, between said fourth connection point 34 and the second connection point 32 of the first bypass branch B.
  • This particular arrangement of the sensor Ct4 is particularly advantageous because it allows both to have the temperature of the refrigerant fluid at the outlet of the evaporator 5 for example in a mode cooling- ment, but also the temperature of the refrigerant fluid at the outlet of the second cooler 9, for example in a heat pump mode with heat energy recovery at the level of said second cooler 9.
  • the protection of the compressor 2 against overheating can be carried out according to an alternative, if the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor 2 is higher than a maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor 2, then the first valve of electronic expansion 4 is open until the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor 2 is less than or equal to its maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor 2.
  • This temperature Td corresponds more particularly to the measurement of the temperature refrigerant by the sensor Ct2 in the embodiments of Figures 1, 5, 10 and 11 or by the sensor Ctd in the embodiment of Figure 12.
  • the control of the opening of the third electronic expansion valve 8 is carried out as described above with an estimate of the discharge temperature of the refrigerating fluid Tro9 calculated according to formula (a′) or else by measurement by means of a sensor Ct4 disposed downstream of the fourth connection point 34 of the second branch C, between said fourth connection point 34 and the second connection point 32 of the first branch B.
  • the control of the opening of the second electronic expansion valve 6 is carried out as described above with an estimate of the discharge temperature of the refrigerant Tro7 calculated according to formula (a).
  • the control of the opening of the third electronic expansion valve 8 is carried out as described above with an estimate of the discharge temperature of the refrigerant fluid Tro9 calculated according to formula (a′) or else by measurement by means of a sensor Ct4 disposed downstream of the fourth connection point 34 of the second branch C, between said fourth connection point 34 and the second connection point 32 of the first branch B.
  • the control of the opening of the third electronic expansion valve 8 is carried out as described above with an estimate of the discharge temperature of the refrigerating fluid Tro9 calculated according to formula (a′) or else by measurement by means of a sensor Ct4 disposed downstream of the fourth connection point 34 of the second branch C, between said fourth connection point 34 and the second connection point 32 of the first branch B.
  • the sub-cooling of the refrigerant fluid at the outlet of the internal condenser 10 is determined according to the temperature T2 as well as the saturation temperature Tsat2 of the refrigerant fluid. at pressure P2.
  • the parameters T2 and P2 can be obtained according to different variants.
  • the saturation temperature Tsat3 is itself dependent on the nature of the refrigerant fluid.
  • This subcooling is modulated to closer to a target sub-cooling necessary to reach a target temperature of the internal air flow 200 at the outlet of the internal condenser 10 and a target temperature of the heat transfer fluid at the outlet of the second cooler 9. This modulation of the sub-cooling is in particular obtained by varying the opening of the fourth electronic expansion valve 11.
  • the protection of the compressor 2 against overheating can be carried out according to an alternative, if the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor 2 is higher than a maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor 2, then the fourth valve of electronic expansion 11 is open until the temperature of the refrigerant Td at the outlet of the compressor 2 is less than or equal to its maximum tolerance temperature Tdmax of said compressor 2.
  • This temperature Td corresponds more particularly to the measurement of the temperature refrigerant fluid by the Ctd sensor in the embodiment of Figure 12.
  • control method makes it possible to save one or more sensors in the architecture of the thermal management device and also makes it possible to protect the compressor 2 from possible damage due to a refrigerant too overheated.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Control Of Temperature (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)

Abstract

Procédé de contrôle comportant, pour le contrôle de l'ouverture de la deuxième vanne d'expansion électronique (6), une étape d'estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 en sortie du premier refroidisseur (7), ladite estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 étant réalisée selon la formule (a) suivante : (a) Tro7 = Tsat7 + eff7 x (Twi7 — Tsat7) avec Tsat7 la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur (7), Twi7 la température du fluide caloporteur en entrée du premier refroidisseur (7), eff7 l'efficacité dudit premier refroidisseur (7), ladite efficacité eff7 étant obtenue selon la formule (b) suivante : (b) eff 7 = 1 - e - NUT7 avec NUT7 le nombre d'unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du premier refroidisseur (7), ledit nombre d'unité de transfert thermique NUT7 étant obtenu selon la formule (c) suivante : (c) NUT7 = (1 - (I)) x (II) avec Mr7 le débit de fluide réfrigérant traversant le premier refroidisseur (7), Cpv la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant, Gw7 la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide caloporteur Mw7 traversant le premier refroidisseur (7), CCt7 la puissance cible du premier refroidisseur (7), CCp7 la puissance potentielle du premier refroidisseur (7).

Description

PROCÉDÉ DE CONTRÔLE D’UN DISPOSITIF DE GESTION THERMIQUE
[0001] L’invention se rapporte au domaine des véhicules automobiles électriques et hybrides et plus particulièrement à un procédé de gestion d’un dispositif de gestion thermique pour un tel véhicule automobile.
[0002] Dans le domaine des véhicules électriques et hybrides la gestion thermique de l’habitacle est généralement assurée par un dispositif de gestion thermique comportant un circuit de circulation d’un fluide réfrigérant. Ce circuit de fluide réfrigérant comporte généralement un compresseur, un condenseur disposé dans un flux d’air externe, un dispositif de détente et un évaporateur disposé dans un flux d’air interne à destination de l’habitacle. Ce circuit de fluide réfrigérant peut ainsi refroidir dans un mode de refroidissement le flux d’air in terne afin d’assurer un confort optimal aux occupants de l’habitacle. Le circuit de fluide réfrigérant peut également être plus complexe et permettre un fonctionnement dans un mode de pompe à chaleur afin de réchauffer le flux d’air interne.
[0003] Cependant, d’autres éléments d’un véhicule électrique ou hybrides tels que les batteries, l’électronique de puissance ainsi que le ou les moteurs électriques doivent également être gérés thermiquement afin de fonctionner de façon optimale. Il est ainsi connu d’utiliser le dispositif de gestion thermique et son circuit de fluide réfrigérant pour réguler la thermique de ces éléments. Le circuit de fluide réfrigérant comporte alors généralement un échangeur de chaleur ainsi qu’un dispositif de détente dédiés pour chacun de ces éléments ainsi que diverses branches de circulation et contournement permettant d’assurer une bonne gestion thermique de ces éléments à des températures différentes. De telles architectures nécessi tent de nombreux capteurs ainsi que des procédés de contrôle complexes faisant intervenir les données récoltées par ces capteurs afin d’assurer un bon fonctionnement. Cela engendre ainsi des coûts importants pour le dispositif de gestion thermique.
[0004] Un des buts de la présente invention est donc de remédier au moins partiellement aux in convénients de l'art antérieur et de proposer un procédé de contrôle d’un dispositif de ges tion thermique amélioré permettant une réduction du nombre de capteurs et ainsi une dimi nution des coûts.
[0005] La présente invention concerne un procédé de contrôle d’un dispositif de gestion thermique pour véhicule automobile électrique ou hybride, ledit dispositif de gestion thermique com portant un circuit de circulation d’un fluide réfrigérant comportant :
- une branche principale comportant un compresseur, un échangeur de chaleur externe, une première vanne d’expansion électronique, un évaporateur,
- une première branche de dérivation connectée en parallèle de la première vanne d’expan sion électronique et de G évaporateur, ladite première branche de dérivation comportant une deuxième vanne d’expansion électronique disposée en amont d’un premier refroidisseur dans le sens d’écoulement du fluide réfrigérant, le premier refroidisseur étant configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide caloporteur circulant dans au moins une boucle de circulation dudit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule automobile, ledit procédé comportant, pour le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expan sion électronique, une étape d’estimation de la température de refoulement du fluide réfri gérant Tro7 en sortie du premier refroidis seur, ladite estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 étant réalisée selon la formule (a) suivante :
(a) Tro7 = Tsat7 + eff7 x (Twi7 — Tsat7 ) avec Tsat7 la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfri gérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur,
Twi7 la température du fluide caloporteur en entrée du premier refroidisseur, eff7 l’efficacité dudit premier refroidisseur, ladite efficacité eff7 étant obtenue selon la for mule (b) suivante :
(b) effl = 1 - e ~NUT7 avec NUT7 le nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du premier refroidisseur, ledit nombre d’unité de transfert thermique NUT7 étant obtenu selon la formule (c) suivante : avec Mr7 le débit de fluide réfrigérant traversant le premier refroidisseur,
Cpv la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant,
Gw7 la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide calo porteur Mw7 traversant le premier refroidisseur,
CCt7 la puissance cible du premier refroidisseur,
CCp7 la puissance potentielle du premier refroidisseur.
[0006] Selon un aspect de l’invention :
- la puissance cible CCt7 du premier refroidisseur est obtenue selon la formule (d) sui vante :
(d) CCt7 = Mr7 x (Hrot7 - Hri7 ) avec Mr7 le débit de fluide réfrigérant traversant le premier refroidisseur,
Hrot7 l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du premier refroidisseur,
Hri7 l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du premier refroidisseur,
- la puissance potentielle CCp7 du premier refroidisseur est obtenue selon la formule (e) suivante :
(e) CCp7 = Gw7 X ( Twi7 — Tsat7 ).
[0007] Selon un autre aspect de l’invention, le débit de fluide réfrigérant Mr7 traversant le premier refroidisseur est obtenue selon la formule (f) suivante : avec Ro la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe, P3 la pression du fluide réfrigérant en amont du com presseur, S6 la surface d’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique et k un coefficient, k = 0.98.
[0008] Selon un autre aspect de l’invention, la pression dudit fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur est estimée en fonction de la pression P3 et de la température T3 en amont du compresseur, de la vitesse de rotation Ne dudit compresseur et de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique.
[0009] Selon un autre aspect de l’invention, le circuit de circulation d’un fluide réfrigérant com porte une deuxième branche de dérivation connectée en parallèle de la première branche de dérivation ainsi que de la première vanne d’expansion électronique et de l’évaporateur, la dite deuxième branche de dérivation comportant une troisième vanne d’expansion électro nique disposée en amont d’un deuxième refroidisseur, le deuxième refroidisseur étant configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide caloporteur circulant dans au moins une boucle de circulation dudit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule automobile distinct de celui du premier refroidisseur, ledit procédé comportant, pour le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expan sion électronique, une étape d’estimation de la température de refoulement du fluide réfri gérant Tro en sortie du deuxième refroidisseur, ladite estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro9 étant réalisée selon la formule (a’) suivante :
(a’) Tro9 = Tsat9 + eff9 x ( Twi9 — Tsat9 ) avec Tsat9 la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfri gérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur,
Twi9 la température du fluide caloporteur en entrée du deuxième refroidisseur, eff9 l’efficacité dudit deuxième refroidisseur, ladite efficacité eff9 étant obtenue selon la formule (b’) suivante :
(b’) eff9 = 1 - e~NUT 9 avec NUT9 le nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du deuxième refroidisseur, ledit nombre d’unité de transfert thermique NUT9 étant obtenu selon la formule (c’) suivante :
(c’) NUT = (1 - ( \—CCp9)J)J X (Mr G 9w C 9 pv )J avec Mr9 le débit de fluide réfrigérant traversant le deuxième refroidisseur,
Cpv la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant,
Gw9 la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide calo porteur Mw9 traversant le deuxième refroidisseur,
CCt9 la puissance cible du deuxième refroidisseur,
CCp9 la puissance potentielle du deuxième refroidisseur.
[0010] Selon un autre aspect de l’invention, :
- la puissance cible CCt9 du deuxième refroidisseur est obtenue selon la formule (d’) sui vante :
(d’) CCt9 = Mr9 x ( Hrot9 — Hri9 ) avec Mr9 le débit de fluide réfrigérant traversant le deuxième refroidisseur,
Hrot9 l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du deuxième refroidisseur (9),
Hri9 l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du deuxième refroidisseur (9),
- la puissance potentielle CCp9 du deuxième refroidisseur est obtenue selon la formule (e’) suivante :
(e’) CCp9 = Gw9 X (Twi9 — Tsat9 ).
[0011] Selon un autre aspect de l’invention, le débit de fluide réfrigérant Mr9 traversant le deu xième refroidisseur est obtenue selon la formule (f ) suivante :
(f ) Mr9 = k x S8 x ( Ro(Pl - P3))0·5 avec Ro la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe, P3 la pression du fluide réfrigérant en amont du com presseur, S 8 la surface d’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique et k un coefficient, k = 0.98.
[0012] Selon un autre aspect de l’invention, la pression dudit fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur est estimée en fonction de la pression P3 et de la température T3 en amont du compresseur, de la vitesse de rotation Ne dudit compresseur et de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique.
[0013] Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est inversible, le cir cuit de circulation du fluide réfrigérant comportant :
- un condenseur interne disposé sur la branche principale (A) en aval du compresseur,
- une quatrième vanne d’expansion électronique disposée sur la branche principale en amont de l’échangeur de chaleur externe, entre le condenseur interne et ledit échangeur de chaleur externe,
- une troisième branche de dérivation connectée de sorte à relier directement la sortie de l’échangeur de chaleur externe à l’entrée du compresseur,
- une quatrième branche de dérivation connectée de sorte que le fluide réfrigérant en sortie du condenseur interne contourne la quatrième vanne d’expansion électronique et l’échan geur de chaleur externe.
[0014] Selon un autre aspect de l’invention, la température Tl est mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en aval de l’échangeur de chaleur externe, la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en aval du compresseur et en fonction des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe.
[0015] Selon un autre aspect de l’invention, la température Tl est mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en aval de l’échangeur de chaleur externe, la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en aval du condenseur interne et en fonction de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion électronique ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe.
[0016] Selon un autre aspect de l’invention, la température Tl est mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en aval de l’échangeur de chaleur externe, la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant Pd mesurée par un capteur disposé sur la branche principale en sortie du compresseur et en fonction des pertes de charges de la traversée du condenseur interne, de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion élec tronique ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe. [0017] Selon un autre aspect de l’invention, la température Tl et la pression PI sont mesurées par des capteurs disposés sur la branche principale en aval de l’échangeur de chaleur externe. [0018] Selon un autre aspect de l’invention, la pression P3 et la température T3 sont mesurées par des capteurs de pression et de température disposés sur la branche principale en amont du compresseur de sorte à mesurer la température du fluide en entrée dudit compresseur. [0019] Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique 1 est dans un mode de fonctionnement de refroidissement simultané du flux d’air interne et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur dans lequel :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion élec tronique et l’évaporateur,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion élec tronique et le premier refroidisseur, le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique (6) étant réalisé tel que décrit précédemment, et si la température du fluide T3 en amont du compresseur 2 est supérieure à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur, alors la première vanne d’ex pansion électronique est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide T3 en amont du compresseur soit inférieure ou égale à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur.
[0020] Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est dans un mode de fonctionnement pompe à chaleur avec récupération d’énergie calorifique au niveau de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur, dans lequel :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la quatrième vanne d’expansion élec tronique et l’échangeur de chaleur externe,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique et le deuxième refroidisseur, le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique (8) étant réalisé tel que décrit précédemment, et si la température du fluide T3 en amont du compresseur est supérieure à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur, alors la quatrième vanne d’ex pansion électronique est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide T3 en amont du compresseur soit inférieure ou égale à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur.
[0021] Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est dans un mode de fonctionnement de refroidissement simultané du flux d’air interne et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur dans lequel :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion élec tronique et l’évaporateur,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion élec tronique et le premier refroidisseur, les deux parties de fluide réfrigérant se rejoignant avant de rejoindre le compresseur, le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique (8) étant réalisé tel que décrit précédemment, et si la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur est supérieure à une température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur, alors la première vanne d’expansion électronique est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur soit inférieure ou égale à sa température maximale Tdmax de to lérance dudit compresseur.
[0022] Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est dans un mode de fonctionnement pompe à chaleur avec récupération d’énergie calorifique au niveau de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur, dans lequel :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la quatrième vanne d’expansion élec tronique et l’échangeur de chaleur externe,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique et le deuxième refroidisseur, le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique étant réalisé tel que décrit précédemment, et si la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur est supérieure à une température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur, alors la quatrième vanne d’expansion électronique est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur soit inférieure ou égale à sa température maximale Tdmax de to lérance dudit compresseur.
[0023] D’autres caractéristiques et avantages de la présente invention apparaîtront plus clairement à la lecture de la description suivante, fournie à titre illustratif et non limitatif, et des des sins annexés dans lesquels :
[0024] [Fig 1] La figure 1 est une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un premier mode de réalisation,
[0025] [Fig 2] La figure 2 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 1 selon un premier mode de refroidissement,
[0026] [Fig 3] La figure 3 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 1 selon un deuxième mode de refroidissement,
[0027] [Fig 4] La figure 4 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 1 selon un troisième mode de refroidissement,
[0028] [Fig 5] La figure 5 est une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un deuxième mode de réalisation,
[0029] [Fig 6] La figure 6 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon un premier mode de refroidissement,
[0030] [Fig 7] La figure 7 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon un deuxième mode de refroidissement,
[0031] [Fig 8] La figure 8 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon un troisième mode de refroidissement,
[0032] [Fig 9] La figure 9 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon un mode de pompe à chaleur,
[0033] [Fig 10] La figure 10 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 1 selon une alternative, [0034] [Fig 11] La figure 11 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon une première alternative,
[0035] [Fig 12] La figure 12 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique de la figure 5 selon une deuxième alternative.
[0036] Sur les différentes figures, les éléments identiques portent les mêmes numéros de réfé rence.
[0037] Les réalisations suivantes sont des exemples. Bien que la description se réfère à un ou plu sieurs modes de réalisation, ceci ne signifie pas nécessairement que chaque référence con cerne 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.
[0038] 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 pa ramètre 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 déno minations 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.
[0039] 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.
[0040] La figure 1 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique 1 pour un véhicule automobile électrique ou hybride selon un premier mode de réalisation simple. Ce dispositif de gestion thermique 1 comporte un circuit de circulation d’un fluide réfrigérant comportant une branche principale A ainsi qu’une première branche de dériva tion B. Ce fluide réfrigérant peut être un fluide frigorigène couramment utilisé dans le do maine des circuits de refroidissement ou de climatisation tels que le R-1234-yf, le R-134a ou encore le R744.
[0041] La branche principale A, représentée en trait épais, comporte dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, un compresseur 2, un échangeur de chaleur externe 3, une première vanne d’expansion électronique 4 et un évaporateur 5. L’échangeur de chaleur externe 3 est plus particulièrement destiné à être traversé par un flux d’air externe 300. Pour cela l’échangeur de chaleur externe 3 peut être par exemple disposé en face avant du véhicule automobile. L’ évaporateur 5 est quant à lui destiné à être traversé par un flux d’air interne 200 à destination de l’habitacle. Pour cela, F évaporateur 5 peut être disposé notamment dans un dispositif de chauffage, ventilation et climatisation par exemple situé à l’arrière du tableau de bord du véhicule automobile. La branche principale A peut également comporter un dispositif de séparation de phase comme un accumulateur 12 disposé en amont du com presseur 2.
[0042] La première branche de dérivation B est quant à elle connectée en parallèle de la première vanne d’expansion électronique 4 et de l’évaporateur 5. Pour cela, la première branche de dérivation B relie plus particulièrement un premier point de raccordement 31 à un deu xième point de raccordement 32. Le premier point de raccordement 31 est disposé sur la branche principale A en amont de la première vanne d’expansion électronique 4, entre l’échangeur de chaleur externe 3 et ladite première vanne d’expansion électronique 4. Le deuxième point de raccordement 32 est quant à lui disposé sur la branche principale A en aval de l’évaporateur 5, entre ledit évaporateur 5 et le compresseur 2, plus particulièrement en amont de l’accumulateur 12.
[0043] La première branche de dérivation B comporte une deuxième vanne d’expansion électro nique 6 disposée en amont d’un premier refroidisseur 7. Ce premier refroidisseur 7 est no tamment configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide caloporteur circulant dans au moins une boucle de circulation (non représentée) du dit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule auto mobile. Cet élément peut par exemple être les batteries du véhicule automobile. Le fluide caloporteur peut notamment être par exemple de l’eau ou de l’eau glycolée.
[0044] Le circuit de circulation du fluide réfrigérant peut également comporter une deuxième branche de dérivation C connectée en parallèle de la première branche de dérivation B ainsi que de la première vanne d’expansion électronique 4 et de G évaporateur 5. Cette deu xième branche de dérivation C relie pour cela un troisième point de raccordement 33 à un quatrième point de raccordement 34. Le troisième point de raccordement 33 est notamment disposé en aval de l’échangeur de chaleur externe 3 et en amont des première 4 et/ou deu xième 6 vannes d’expansion électronique. Dans l’exemple illustré à la figure 1, le troi sième point de raccordement 33 est disposé sur la branche principale A en aval du premier point de raccordement 31 , entre ledit premier point de raccordement 31 et la première vanne d’expansion électronique 4. Le quatrième point de raccordement 34 est quant à lui disposé en amont du compresseur 2, plus précisément en amont de l’accumulateur 12, et en aval de G évaporateur 5 et/ou du premier refroidisseur 7. Dans l’exemple illustré à la figure 1, le quatrième point de raccordement 34 est disposé sur la branche principale A en aval de l’évaporateur 5, entre ledit évaporateur 5 et le deuxième point de raccordement 32.
[0045] La deuxième branche de dérivation C comporte une troisième vanne d’expansion électro nique 8 disposée en amont d’un deuxième refroidisseur 9. Ce deuxième refroidisseur 9 est configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide ca loporteur circulant dans au moins une boucle de circulation (non représentée) dudit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule automobile dis tinct de celui du premier refroidisseur 7. Cet élément peut par exemple être l’électronique de puissance du véhicule automobile.
[0046] Le dispositif de gestion thermique 1 illustré à la figure 1 est un dispositif simple qui permet notamment un fonctionnement selon différents modes de fonctionnement de refroidisse ment illustrés aux figures 2, 3 et 4. Sur ces différentes figures, le sens de circulation du fluide réfrigérant est indiqué par une flèche. Les zones et parties du circuit de circulation de fluide réfrigérant dans lesquelles circule le fluide réfrigérant sont représentées en trait plein. Les zones et parties du circuit de circulation de fluide réfrigérant dans lesquelles ne circule pas le fluide réfrigérant sont représentées en pointillés. Seuls sont représentés ici les modes de fonctionnement dans lesquels le procédé de gestion de l’invention est applicable. D’autres modes de fonctionnement non représentés peuvent également être envisagés.
[0047] La figure 2 montre un premier mode de refroidissement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur 7. Dans ce premier mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électronique 4 et l’évaporateur 5. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion électronique 6 et le premier refroidisseur 7.
[0048] Plus précisément, dans l’exemple illustré à la figure 2, le fluide réfrigérant est comprimé au niveau du compresseur 2 et passe à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression traverse ensuite l’échangeur de chaleur externe 3 qui joue ici un rôle de condenseur ex terne. En traversant l’échangeur de chaleur externe 3, le fluide réfrigérant à haute pression cède de l’énergie calorifique au flux d’air externe 300. Au niveau du premier point de rac cordement 31, une première partie du fluide réfrigérant à haute pression traverse la pre mière vanne d’expansion électronique 4 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite l’évaporateur 5 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 200 le refroidissant. Toujours au niveau du premier point de raccordement 31, une deuxième partie du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la première branche de dérivation B et traverse la deuxième vanne d’expansion électro nique 6 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse en suite le premier refroidisseur 7 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique de l’élément dont il assure la gestion thermique, ici par exemple les batteries. Les deux parties du fluide réfrigérant à basse pression se rejoignent au niveau du deuxième point de raccor dement 32 avant de rejoindre le compresseur 2 pour un nouveau cycle.
[0049] La figure 3 montre un deuxième mode de refroidissement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9. Dans ce deuxième mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électronique 4 et l’évaporateur 5. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion électronique 8 et le deu xième refroidisseur 9.
[0050] Plus précisément, dans l’exemple illustré à la figure 3, le fluide réfrigérant est comprimé au niveau du compresseur 2 et passe à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression traverse ensuite l’échangeur de chaleur externe 3 qui joue ici un rôle de condenseur ex terne. En traversant l’échangeur de chaleur externe 3, le fluide réfrigérant à haute pression cède de l’énergie calorifique au flux d’air externe 300. Au niveau du troisième point de raccordement 33, une première partie du fluide réfrigérant à haute pression traverse la pre mière vanne d’expansion électronique 4 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite l’évaporateur 5 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 200 le refroidissant. Toujours au niveau du troisième point de raccordement 33, une deuxième partie du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la deuxième branche de dérivation C et traverse la troisième vanne d’expansion électro nique 8 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse en suite le deuxième refroidisseur 9 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique de l’élément dont il assure la gestion thermique, ici par exemple l’électronique de puissance. Les deux parties du fluide réfrigérant à basse pression se rejoignent au niveau du quatrième point de raccordement 34 avant de rejoindre le compresseur 2 pour un nouveau cycle.
[0051] La figure 4 montre un troisième mode de refroidissement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur 7 ainsi que de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9. Dans ce troisième mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion électronique 6 et le premier refroidisseur 7. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électro nique 4 et l’évaporateur 5. Une troisième partie du fluide réfrigérant passe dans la troi sième vanne d’expansion électronique 8 et le deuxième refroidisseur 9.
[0052] Plus précisément, dans l’exemple illustré à la figure 4, le fluide réfrigérant est comprimé au niveau du compresseur 2 et passe à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression traverse ensuite l’échangeur de chaleur externe 3 qui joue ici un rôle de condenseur ex terne. En traversant l’échangeur de chaleur externe 3, le fluide réfrigérant à haute pression cède de l’énergie calorifique au flux d’air externe 300. Au niveau du premier point de rac cordement 31, une première partie du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la pre mière branche de dérivation B et traverse la deuxième vanne d’expansion électronique 6 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le pre mier refroidisseur 7 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique de l’élément dont il assure la gestion thermique, ici par exemple les batteries. Au niveau du troisième point de raccordement 33, une première partie du fluide réfrigérant à haute pression traverse la première vanne d’expansion électronique 4 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigé rant à basse pression traverse ensuite l’évaporateur 5 au niveau duquel il absorbe de l’éner gie calorifique du flux d’air interne 200 le refroidissant. Toujours au niveau du troisième point de raccordement 33, une troisième partie du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la deuxième branche de dérivation C et traverse la troisième vanne d’expansion élec tronique 8 et subit une perte de pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse en suite le deuxième refroidisseur 9 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique de l’élément dont il assure la gestion thermique, ici par exemple l’électronique de puissance. Les deuxième et troisième parties du fluide réfrigérant à basse pression se rejoignent au ni veau du quatrième point de raccordement 34 avant de rejoindre la première partie de fluide réfrigérant ayant traversé la première branche de dérivation B au niveau du deuxième point de raccordement 32. Le fluide réfrigérant à basse pression rejoint ensuite le compresseur 2 pour un nouveau cycle.
[0053] Afin de passer d’un mode de fonctionnement à un autre, et plus particulièrement d’un mode de refroidissement à un autre comme décrit ci-dessus, les première 4, deuxième 6 et troisième 8 vannes d’expansion électronique peuvent notamment comporter une fonction d’arrêt. Une telle fonction d’arrêt permet, lorsque la vanne d’expansion électronique est complètement fermée, de bloquer le flux de fluide réfrigérant. Ainsi, dans le premier mode de refroidissement de la figure 2, la troisième vanne d’expansion électronique 8 est fermée alors que les première 4 et deuxième 6 vannes d’expansion électroniques sont ouvertes. Dans le deuxième mode de refroidissement de la figure 3, la deuxième vanne d’expansion électronique 6 est fermée alors que les première 4 et troisième 8 vannes d’expansion élec troniques sont ouvertes. Enfin, dans le troisième mode de refroidissement de la figure 4, les première 4, deuxième 6 et troisième 8 vannes d’expansion électroniques sont ouvertes.
[0054] La figure 5 montre quant à elle un dispositif de gestion thermique 1 selon un deuxième mode de réalisation. Ce deuxième mode de réalisation est plus complexe que le premier dans le sens où le dispositif de gestion thermique 1 est ici inversible, c’est-à-dire qu’il est configuré pour fonctionner selon d’autres modes de fonctionnement, notamment des modes pompe à chaleur dans lesquels le flux d’air interne 200 est non pas refroidi mais ré chauffé.
[0055] Le circuit de circulation de fluide réfrigérant de la figure 5 diffère de celui de la figure 1 en ce qu’il comporte en plus :
- un condenseur interne 10 disposé sur la branche principale A en aval du compresseur 2,
- une quatrième vanne d’expansion électronique 11 disposée sur la branche principale A en amont de l’échangeur de chaleur externe 3, entre le condenseur interne 10 et ledit échan geur de chaleur externe 3,
- une troisième branche de dérivation D connectée de sorte à relier directement la sortie de l’échangeur de chaleur externe 3 à l’entrée du compresseur 2, et
- une quatrième branche de dérivation E connectée de sorte que le fluide réfrigérant en sor tie du condenseur interne 10 contourne la quatrième vanne d’expansion électronique 11 et l’échangeur de chaleur externe 3.
[0056] Le condenseur interne 10 est plus particulièrement disposé sur la branche principale A entre le compresseur 2 et la quatrième vanne d’expansion électronique 11. Le condenseur interne 10 est notamment destiné à être traversé par le flux d’air interne 200. Ce conden seur interne 10 peut notamment être disposé dans le dispositif de chauffage, ventilation et climatisation comportant l’évaporateur 5. Au sein de ce dispositif de chauffage, ventilation et climatisation, le condenseur interne 10 peut notamment être disposé en aval de l’évapo rateur 5 dans le sens du flux d’air interne 200. Un organe de blocage tel qu’un volet (non représenté) peut notamment être disposé au sein dudit dispositif de chauffage, ventilation et climatisation afin d’empêcher le flux d’air interne 200 de traverser le condenseur interne 200.
[0057] Concernant la troisième branche de dérivation D, on entend par le fait qu’elle relie directe ment la sortie de l’échangeur de chaleur externe 3 à l’entrée du compresseur 2, qu’elle per met une connexion directe sans passer par d’autres échangeurs de chaleur ou de dispositifs de détentes. La troisième branche de dérivation D relie notamment un cinquième point de raccordement 35 à un sixième point de raccordement 36. Le cinquième point de raccorde ment 35 est plus particulièrement disposé sur la branche principale A en aval de l’échan geur de chaleur externe 3, entre ledit échangeur de chaleur 3 et le premier point de raccor dement 31. Le sixième point de raccordement 36 est quant à lui disposé sur la branche principale A, en amont du compresseur 2, notamment en amont de l’accumulateur 12, entre le deuxième point de raccordement 32 et ledit compresseur 2. La troisième branche de dé rivation D comporte également une première vanne d’arrêt 21.
[0058] La quatrième branche de dérivation E relie quant à elle un septième point de raccordement 37 à un huitième point de raccordement 38. Le septième point de raccordement 37 est dis posé sur la branche principale A en amont de la quatrième vanne d’expansion électronique 11, entre le condenseur interne 10 et ladite quatrième vanne d’expansion électronique IL Le huitième point de raccordement 38 est quant à lui disposé en aval du cinquième point de raccordement 35 et en amont de l’une quelconque des première 4, deuxième 6 ou troisième 8 vannes d’expansion électronique. Dans l’exemple illustré à la figure 5, ce huitième point de raccordement 38 est disposé sur la deuxième branche de dérivation C, en amont de la troisième vanne d’expansion électronique 8. Le huitième point de raccordement 38 pourrait néanmoins tout à fait être disposé sur la première branche de dérivation B en amont de la deuxième vanne d’expansion électronique 6 ou bien sur la branche principale A en amont de la première vanne d’expansion électronique 4. La quatrième branche de dérivation E comporte également une deuxième vanne d’arrêt 22. La quatrième vanne d’expansion élec tronique 11 peut également comporter une fonction d’arrêt. Afin d’empêcher les reflux de fluide réfrigérant ayant traversé la quatrième branche de dérivation E vers la troisième branche de dérivation D, la branche principale A comporte également une vanne anti-retour 23 disposée en aval du cinquième point de raccordement 35. De préférence, cette vanne anti-retour est disposée en amont des premier 31 et troisième 33 points de raccordement afin de permettre au fluide réfrigérant en provenance de la quatrième branche de dérivation E, c’est-à-dire du huitième point de raccordement 38, de circuler vers l’une ou l’autre des première 4, deuxième 6 ou troisième 8 vannes d’expansion électronique.
[0059] Le dispositif de gestion thermique 1 de la figure 5 peut fonctionner selon différents modes de fonctionnement. Il peut notamment fonctionner selon un premier mode de refroidisse ment simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est assu rée par le premier refroidisseur 7 comme illustré à la figure 6. Dans ce premier mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électronique 4 et l’évaporateur 5. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion électronique 6 et le premier refroidisseur 7.
Dans ce premier mode de refroidissement, le fluide réfrigérant suit un trajet identique à ce lui du premier mode de refroidissement de la figure 2. La première 21 et la deuxième 22 vannes d’arrêt sont fermées pour éviter que le fluide réfrigérant ne circule dans la troisième D et la quatrième E branches de dérivation. La quatrième vanne d’expansion électronique 11 est ouverte à son maximum pour laisser passer le fluide réfrigérant avec peu ou pas de perte de pression. Le condenseur interne 10 est quant à lui traversé par le fluide réfrigérant avec peu ou pas d’échange de chaleur avec le flux d’air interne 200, par exemple grâce à un volet obturateur empêchant au flux d’air interne de traverser ledit condenseur interne 10.
[0060] De même, le dispositif de gestion thermique 1 de la figure 5 peut fonctionner selon un deu xième mode de refroidissement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidis seur 9 comme illustré à la figure 7. Dans ce deuxième mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électronique 4 et l’évaporateur 5. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion électronique 8 et le deu xième refroidisseur 9. Dans ce deuxième mode de refroidissement, le fluide réfrigérant suit un trajet identique à celui du deuxième mode de refroidissement de la figure 3. La première 21 et la deuxième 22 vannes d’arrêt sont fermées pour éviter que le fluide réfrigérant ne circule dans la troisième D et la quatrième E branches de dérivation. La quatrième vanne d’expansion électronique 11 est ouverte à son maximum pour laisser passer le fluide réfri gérant avec peu ou pas de perte de pression. Le condenseur interne 10 est quant à lui tra versé par le fluide réfrigérant avec peu ou pas d’échange de chaleur avec le flux d’air in terne 200, par exemple grâce à un volet obturateur empêchant au flux d’air interne de tra verser ledit condenseur interne 10.
[0061] Le dispositif de gestion thermique 1 peut également fonctionner selon un troisième mode de refroidissement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion ther mique est assurée par le premier refroidisseur 7 ainsi que de l’élément dont la gestion ther mique est assurée par le deuxième refroidisseur 9 comme illustré à la figure 8. Dans ce troisième mode de fonctionnement, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion électronique 6 et le premier refroidisseur 7. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion électronique 4 et l’évaporateur 5. Une troisième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion électronique 8 et le deuxième refroidisseur 9. Dans ce troisième mode de re froidissement, le fluide réfrigérant suit un trajet identique à celui du deuxième mode de re froidissement de la figure 4. La première 21 et la deuxième 22 vannes d’arrêt sont fermées pour éviter que le fluide réfrigérant ne circule dans la troisième D et la quatrième E branches de dérivation. La quatrième vanne d’expansion électronique 11 est ouverte à son maximum pour laisser passer le fluide réfrigérant avec peu ou pas de perte de pression. Le condenseur interne 10 est quant à lui traversé par le fluide réfrigérant avec peu ou pas d’échange de chaleur avec le flux d’air interne 200, par exemple grâce à un volet obtura teur empêchant au flux d’air interne de traverser ledit condenseur interne 10.
[0062] Comme le montre la figure 9, le dispositif de gestion thermique 1 de la figure 5 peut égale ment fonctionner selon un mode de fonctionnement pompe à chaleur avec récupération d’énergie calorifique au niveau de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9, par exemple l’électronique de puissance du véhicule électrique ou hybride. Dans ce mode pompe à chaleur, une première partie du fluide réfrigérant passe dans la quatrième vanne d’expansion électronique 11 et l’échangeur de chaleur externe 3. Une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique 8 et le deuxième refroidisseur 9.
[0063] Plus précisément, dans ce mode pompe à chaleur illustré à la figure 9, le fluide réfrigérant est comprimé par le compresseur 2 est passe à haute pression. Le fluide réfrigérant traverse ensuite le condenseur interne 10 au niveau duquel il cède de l’énergie au flux d’air interne 200 traversant ledit condenseur interne 10. Au niveau du septième point de raccordement 37, une première partie de fluide réfrigérant à haute pression passe dans la quatrième vanne d’expansion électronique 11 et subit une perte de pression pour passer à basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite l’échangeur de chaleur externe 3 qui joue ici un rôle d’évaporateur en absorbant de l’énergie calorifique du flux d’air externe 300. Le fluide réfrigérant à basse pression passe ensuite dans la troisième branche de déri vation D du fait que la deuxième vanne d’arrêt 21 est ouverte.
[0064] Toujours au niveau du septième point de raccordement 37, une deuxième partie du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la quatrième branche de dérivation E et traverse en suite la troisième vanne d’expansion électronique 8 et subit une perte de pression pour pas ser également à basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le deuxième refroidisseur 9 au niveau duquel il récupère de l’énergie calorifique au niveau de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9. Les pre mière et deuxième partie de fluide réfrigérant alors à basse pression se rejoignent au niveau du sixième point de raccordement 36 avant de rejoindre le compresseur 2 pour un nouveau cycle. Pour ce mode pompe à chaleur, les première 4 et deuxième 6 vannes d’expansion électronique sont fermées.
[0065] Le dispositif de gestion thermique 1 de la figure 5 peut également tout à fait fonctionner selon d’autres modes de fonctionnement non représentés ou décrits tels que d’autre modes pompe à chaleur ainsi que des modes de déshumidification par exemple.
[0066] Pour le contrôle des différents modes de fonctionnement, notamment pour le contrôle des différentes vannes d’expansion électroniques 4, 6, 8, 11, le dispositif 1 nécessite différents capteurs, notamment des capteurs de température et de pression du fluide réfrigérant circu lant dans le circuit de circulation. D’autres capteurs tels que des capteurs de la température du fluide caloporteur circulant dans les circuits de circulation de fluide caloporteur pour les éléments dont la gestion thermique est assurée par les premier 7 et deuxième 9 refroidis- seurs ou encore tels que des capteurs de la température du flux d’air interne 200 ou externe 300 sont également nécessaires pour le contrôle des différents modes de fonctionnement.
[0067] La présente invention concerne ainsi un procédé de contrôle pour le dispositif de gestion thermique 1. Ce procédé comporte notamment, pour le contrôle de l’ouverture de la deu xième vanne d’expansion électronique 6, une étape d’estimation de la température de re foulement du fluide réfrigérant Tro7 en sortie du premier refroidisseur 7. L’estimation de cette température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 permet de se dispenser d’un capteur de température disposé sur la première branche de dérivation B en aval du premier refroidisseur 7.
[0068] Cette estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 est réalisée selon la formule (a) suivante :
(a) Tro7 = Tsat7 + eff7 x (Twi7 — Tsat7 )
Tsat7 correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur 7. Cette température de saturation est disponible sur le diagramme de pression/température correspondant au fluide réfrigé rant.
[0069] La pression du fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur 7 peut notamment être estimée en fonction différents paramètres tels que la pression P3 et la température T3 en amont du compresseur 2, la vitesse de rotation Ne du compresseur 2 ainsi que l’ouver ture de la deuxième vanne d’expansion électronique 6.
[0070] La pression P3 et la température T3 peuvent être mesurées par des capteurs de pression
Cp3 et de température Ct3 disposés sur la branche principale A en amont du compresseur 2 de sorte à mesurer la température du fluide réfrigérant en entrée dudit compresseur 2. Plus précisément, ces capteurs Cp3 et Ct3 peuvent être disposés en amont de l’accumulateur 12.
[0071] Twi7 correspond quant à lui à la température du fluide caloporteur en entrée du premier re- froidisseur 7. Cette température du fluide caloporteur Twi7 peut être mesurée par exemple par un capteur de température disposé sur le circuit de circulation de fluide caloporteur (non représenté) sur lequel est connecté l’élément à refroidir dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur 7, par exemple les batteries.
[0072] Le paramètre eff7 correspond à l’efficacité du premier refroidisseur 7. Cette efficacité eff7 est plus particulièrement obtenue selon la formule (b) suivante :
(b) effl = 1 - e ~NUT7
[0073] NUT7 correspond au nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du premier refroidisseur 7. Ce nombre d’unité de transfert ther mique NUT7 est obtenu selon la formule (c) suivante :
[0074] Cpv correspond à la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant. Il s’agit d’un paramètre connu et dépendant de la nature du fluide réfrigérant.
[0075] Gw7 correspond à la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide caloporteur Mw7 traversant le premier refroidisseur 7. Cette conductance dépend de la nature du fluide caloporteur. Le débit Mw7 peut quant à lui être connu au moyen d’un capteur au sein du circuit de fluide caloporteur ou bien déduit par le fonctionnement d’une pompe de mise en mouvement du fluide caloporteur au sein dudit circuit de circulation du fluide caloporteur.
[0076] CCt7 correspond à la puissance cible du premier refroidisseur 7. Cette puissance cible CCt7 peut notamment être obtenue selon la formule (d) suivante :
(d) CCtl = Mrl x (Hrotl - Hri7 )
[0077] Hrot7 correspond à l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du premier refroidisseur 7. Ce paramètre Hrot7 est notamment déterminé par les besoins de refroidissement de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le premier refroidisseur 7, par exemple les batteries.
[0078] Hri7 est l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du premier refroidisseur 7. Cette enthal- pie Hri7 est notamment déterminée en fonction de la température Tl du fluide réfrigérant en sortie de l’échangeur de chaleur externe 3 lorsque, avant de passer dans le premier re froidisseur 7, le fluide réfrigérant a traversé l’échangeur de chaleur externe 3. Cela est no tamment le cas dans les premier et troisième modes de refroidissement décrits ci-dessus.
[0079] CCp7 est la puissance potentielle du premier refroidisseur 7. Cette puissance potentielle CCp7 du premier refroidisseur 7 peut être obtenue selon la formule (e) suivante : (e) CCp 7 = Gw 7 X ( Twi7 — Tsat7 ).
Comme décrit plus haut, Gw7 correspond à la conductance du fluide caloporteur, Twi7 cor respond à la température du fluide caloporteur en entrée du premier refroidisseur 7 et Tsat7 correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression du fluide réfri gérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur 7.
[0080] Le paramètre Mr7 présent dans les formules (c) et (d) correspond au débit de fluide réfrigé rant traversant le premier refroidisseur 7. Ce débit de fluide réfrigérant Mr7 traversant le premier refroidisseur 7 peut notamment être obtenu selon la formule (f) suivante :
(f) Mrl = k x S6 x (Ro(Pl - P3))° 5
[0081] P3 est la pression du fluide réfrigérant en amont du compresseur 2. Comme dit plus haut, cette pression P3 peut être mesurée par un capteur de pression Cp3 disposé sur la branche principale A en amont du compresseur 2. S6 correspond à la surface d’ouverture de la deu xième vanne d’expansion électronique 6 et k est un coefficient d’une valeur de 0.98. Ro correspond ici à la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe 3.
[0082] Selon une première variante, illustrée aux figures 1 et 5 pour la détermination de la tempé rature Tl et de la pression PI, ces dernières peuvent être mesurées par des capteurs Ctl, Cpl disposés sur la branche principale A en aval de l’échangeur de chaleur externe 3. Dans le premier mode de réalisation de la figure 1, ces capteurs Ctl et Cpl sont de préférence disposés sur la branche principale A entre l’échangeur de chaleur externe 3 et le premier point de raccordement 31 de la première branche de dérivation B. Dans le second mode de réalisation illustré à la figure 5, ces capteurs Ctl et Cpl sont de préférence disposés sur la branche principale A entre l’échangeur de chaleur externe 3 et le cinquième point de rac cordement 35 de la troisième branche de dérivation D.
[0083] Selon une deuxième variante applicable au premier mode de réalisation, illustrée à la figure 10, la température Tl est mesurée par un capteur Ctl disposé sur la branche principale A en aval de l’échangeur de chaleur externe 3. Ce capteur Ctl est de préférence disposé sur la branche principale A entre l’échangeur de chaleur externe 3 et le premier point de raccor dement 31 de la première branche de dérivation B. La pression PI est ici déterminée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur Cp2 disposé sur la branche principale A en aval du compresseur 2. Plus précisément, ce capteur Cp2 est dis posé entre le compresseur 2 et l’échangeur de chaleur externe 3. Ce capteur Cp2 de pres sion est généralement couplé avec un capteur Ct2 de la température du fluide réfrigérant.
La pression PI est ainsi calculée en fonction de la valeur de pression P2 mesurée par ce capteur Cp2 et des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe 3.
[0084] Selon une troisième variante applicable au deuxième mode de réalisation, illustrée à la fi gure 11, la température Tl est mesurée par un capteur Ctl disposé sur la branche principale A en aval de l’échangeur de chaleur externe 3. Ce capteur Ctl est de préférence disposé sur la branche principale A entre l’échangeur de chaleur externe 3 et le cinquième point de rac cordement 35 de la troisième branche de dérivation D. La pression PI est ici déterminée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur Cp2 disposé sur la branche principale A en aval du condenseur interne 10. Plus précisément, ce capteur Cp2 est disposé entre le condenseur interne 10 et la quatrième vanne d’expansion électronique 11. Ce capteur Cp2 de pression est généralement couplé avec un capteur Ct2 de la tempéra ture du fluide réfrigérant. La pression PI est ainsi calculée en fonction de la valeur de pres sion P2 mesurée par ce capteur Cp2 et en fonction de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion électronique 11 ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe 3.
[0085] Selon une quatrième variante applicable au deuxième mode de réalisation, illustrée à la fi gure 12, la température Tl est mesurée par un capteur Ctl disposé sur la branche principale A en aval de l’échangeur de chaleur externe 3. Ce capteur Ctl est de préférence disposé sur la branche principale A entre l’échangeur de chaleur externe 3 et le cinquième point de rac cordement 35 de la troisième branche de dérivation D. La pression PI est ici déterminée en fonction de la pression du fluide réfrigérant Pd mesurée par un capteur Cpd disposé sur la branche principale A en aval du compresseur 2. Plus précisément, ce capteur Cpd est dis posé entre le compresseur 2 et le condenseur interne 10. Ce capteur Cpd de pression est gé néralement couplé avec un capteur Ctd de la température du fluide réfrigérant. La pression PI est ainsi calculée en fonction de la valeur de pression Pd mesurée par ce capteur Cpd et en fonction des pertes de charges de la traversée du condenseur interne 10, de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion électronique 11 ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe 3. De même, la pression P2 peut être calculée en fonction de la valeur de pression Pd mesurée par le capteur Cpd et en fonction des pertes de charges de la traversée du condenseur interne 10.
[0086] Le procédé de contrôle selon l’invention peut également être applicable pour le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique 8. Le procédé comporte alors une étape d’estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro en sortie du deuxième refroidis seur 9. Cette estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro9 est réalisée selon la formule (a’) suivante :
(a’) Tro9 = Tsat9 + eff9 x (Twi9 — Tsat9 )
Tsat9 correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur 9. Cette température de satura tion est disponible sur le diagramme de pression/température correspondant au fluide réfri gérant.
[0087] La pression du fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur 9 peut notam ment être estimée en fonction différents paramètres tels que la pression P3 et la tempéra ture T3 en amont du compresseur 2, la vitesse de rotation Ne du compresseur 2 ainsi que l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique 8.
[0088] Comme décrit précédemment, la pression P3 et la température T3 peuvent être mesurées par des capteurs de pression Cp3 et de température Ct3 disposés sur la branche principale A en amont du compresseur 2 de sorte à mesurer la température du fluide réfrigérant en en trée dudit compresseur 2. Plus précisément, ces capteurs Cp3 et Ct3 peuvent être disposés en amont de l’accumulateur 12.
[0089] Twi9 correspond quant à lui à la température du fluide caloporteur en entrée du deuxième refroidisseur 9. Cette température du fluide caloporteur Twi9 peut être mesurée par exemple par un capteur de température disposé sur le circuit de circulation de fluide calo porteur (non représenté) sur lequel est connecté l’élément à refroidir dont la gestion ther mique est assurée par le deuxième refroidisseur 9, par exemple l’électronique de puissance du véhicule électrique ou hybride.
[0090] Le paramètre eff9 correspond à l’efficacité du deuxième refroidisseur 9. Cette efficacité eff9 est plus particulièrement obtenue selon la formule (b’) suivante :
(b’) e//9 = 1 - e~NUT 9
[0091] NUT9 correspond au nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du deuxième refroidisseur 9. Ce nombre d’unité de transfert ther mique NUT9 est obtenu selon la formule (c’) suivante :
[0092] Cpv correspond à la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant. Il s’agit d’un paramètre connu et dépendant de la nature du fluide réfrigérant.
[0093] Gw9 correspond à la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide caloporteur Mw9 traversant le deuxième refroidisseur 9. Cette conductance dépend de la nature du fluide caloporteur. Le débit Mw9 peut quant à lui être connu au moyen d’un capteur au sein du circuit de fluide caloporteur ou bien déduit par le fonctionnement d’une pompe de mise en mouvement du fluide caloporteur au sein dudit circuit de circulation du fluide caloporteur.
[0094] CCt9 correspond à la puissance cible du deuxième refroidisseur 9. Cette puissance cible CCt9 peut notamment être obtenue selon la formule (d’) suivante :
(d’) CCt9 = Mr9 x ( Hrot9 — Hri9 )
[0095] Hrot9 correspond à l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du deuxième refroidis seur 9. Ce paramètre Hrot9 est notamment déterminé par les besoins de refroidissement de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9, par exemple l’électronique de puissance du véhicule électrique ou hybride.
[0096] Hri9 est l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du deuxième refroidisseur 9. Cette en- thalpie Hri9 est notamment déterminée en fonction de la température Tl du fluide réfrigé rant en sortie de l’échangeur de chaleur externe 3 lorsque, avant de passer dans le deu xième refroidisseur 9, le fluide réfrigérant a traversé l’échangeur de chaleur externe 3. Cela est notamment le cas dans les premier et troisième modes de refroidissement décrits ci-des- sus.
[0097] CCp9 est la puissance potentielle du deuxième refroidisseur 9. Cette puissance potentielle CCp9 du deuxième refroidisseur 9 peut être obtenue selon la formule (e’) suivante :
(e’) CCp9 = Gw9 X (Twi9 — Tsat9 ).
Comme décrit plus haut, Gw9 correspond à la conductance du fluide caloporteur, Twi9 cor respond à la température du fluide caloporteur en entrée du deuxième refroidisseur 9 et Tsat9 correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression du fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur 9. [0098] Le paramètre Mr9 présent dans les formules (c’) et (d’) correspond au débit de fluide réfri gérant traversant le deuxième refroidisseur 9. Ce débit de fluide réfrigérant Mr9 traversant le deuxième refroidisseur 9 peut notamment être obtenu selon la formule (f ) suivante :
(f ) Mrl = k x S8 x (Ro(Pl - P3))° 5
[0099] P3 est la pression du fluide réfrigérant en amont du compresseur 2. Comme dit plus haut, cette pression P3 peut être mesurée par un capteur de pression Cp3 disposé sur la branche principale A en amont du compresseur 2. S8 correspond à la surface d’ouverture de la troi sième vanne d’expansion électronique 8 et k est un coefficient d’une valeur de 0.98. Ro correspond ici à la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe 3.
[0100] La présente invention concerne également un procédé de contrôle notamment dans diffé rents modes de fonctionnement décrits précédemment. Dans le premier mode de refroidis sement simultané du flux d’air interne 200 et de l’élément dont la gestion thermique est as surée par le premier refroidisseur 7, illustré aux figures 2 et 6 :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion élec tronique 4 et l’évaporateur 5,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion élec tronique 6 et le premier refroidisseur 7.
Le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique 6 est réalisé comme décrit ci-dessus avec une estimation de la température de refoulement du fluide ré frigérant Tro7 calculée selon la formule (a).
[0101] Dans ce premier mode de refroidissement, et en fonctionnement normal, le sous-refroidis- sement du fluide réfrigérant en sortie de l’échangeur de chaleur 3 est déterminé en fonction de la température Tl ainsi que la température de saturation Tsat3 du fluide réfrigérant à la pression Pl. Comme décrit plus haut, les paramètres Tl et PI peuvent être obtenus selon différentes variantes. La température de saturation Tsat3 est quant à elle dépendante de la nature du fluide réfrigérant. Ce sous-refroidissement est modulé pour se rapprocher d’un sous refroidissement cible nécessaire pour atteindre une température cible du flux d’air in terne 200 en sortie de l’évaporateur 5 et une température cible du fluide caloporteur en sor tie du premier refroidisseur 7. Cette modulation du sous-refroidissement est notamment ob tenue par variation de l’ouverture de la première vanne d’expansion électronique 4.
[0102] Le contrôle de la première vanne d’expansion électronique 4 peut notamment être déter miné en fonction de la température T4 en sortie de l’évaporateur 5. Cette température T4 peut être par exemple mesurée par un capteur Ct4 disposé sur la branche principale A en aval de l’évaporateur 5. Dans l’exemple illustré aux figures 11 et 12, ce capteur Ct4 est no tamment disposé en aval du quatrième point de raccordement 34 de la deuxième branche de dérivation C, entre ledit quatrième point de raccordement 34 et le deuxième point de raccordement 32 de la première branche de dérivation B. Cette disposition particulière du capteur Ct4 est particulièrement avantageuse car il permet à la fois d’avoir la température du fluide réfrigérant en sortie de l’évaporateur 5 par exemple dans un mode de refroidisse- ment, mais également la température du fluide réfrigérant en sortie du deuxième refroidis- seur 9 par exemple dans un mode pompe à chaleur avec récupération d’énergie calorifique au niveau dudit deuxième refroidisseur 9.
[0103] Cependant, si la température du fluide T3 en amont du compresseur 2 est supérieure à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur 2, c’est-à-dire si la surchauffe du fluide réfrigérant entrée du compresseur 2 est supérieure à 0, alors la pre mière vanne d’expansion électronique 4 est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide T3 en amont du compresseur 2 soit inférieure ou égale à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur 2. Cela permet de limiter la surchauffe du fluide réfrigérant entrant dans le compresseur 2 afin de protéger ce dernier de toute détérioration tout en conservant une gestion optimale de la température de l’élément dont la gestion ther mique est associée au premier refroidisseur 7 par exemple les batteries notamment pour garder une autonomie la plus élevée possible.
[0104] La protection du compresseur 2 contre la surchauffe peut être réalisée selon une alterna tive, si la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur 2 est supérieure à une température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur 2, alors la première vanne d’expansion électronique 4 est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide réfri gérant Td en sortie du compresseur 2 soit inférieure ou égale à sa température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur 2. Cette température Td correspond plus particuliè rement à la mesure de la température du fluide réfrigérant par le capteur Ct2 dans les modes de réalisation des figures 1, 5, 10 et 11 ou bien par le capteur Ctd dans le mode de réalisation de la figure 12.
[0105] Un procédé de contrôle en vue de la protection du compresseur 2 contre la surchauffe simi laire aux deux alternatives décrites ci-dessus peut également être envisagé dans le cadre du deuxième mode de refroidissement des figures 3 et 7 dans lesquels :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion élec tronique 4 et l’évaporateur 5, et
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique 8 et le deuxième refroidisseur 9.
Le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique 8 est réalisé comme décrit ci-dessus avec une estimation de la température de refoulement du fluide ré frigérant Tro9 calculée selon la formule (a’) ou bien par mesure au moyen d’un capteur Ct4 disposé en aval du quatrième point de raccordement 34 de la deuxième branche de dériva tion C, entre ledit quatrième point de raccordement 34 et le deuxième point de raccorde ment 32 de la première branche de dérivation B.
[0106] Dans ce cas, il est ainsi possible de limiter la surchauffe du fluide réfrigérant entrant dans le compresseur 2 afin de protéger ce dernier de toute détérioration tout en conservant une gestion optimale à la fois de la température de l’élément dont la gestion thermique est asso ciée au deuxième refroidisseur 9 par exemple l’électronique de puissance du véhicule élec trique ou hybride.
[0107] Un procédé de contrôle en vue de la protection du compresseur 2 contre la surchauffe simi laire aux deux alternatives décrites ci-dessus peut également être envisagé dans le cadre du troisième mode de refroidissement des figures 4 et 8 dans lesquels :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la deuxième vanne d’expansion élec tronique 6 et le premier refroidisseur 7,
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la première vanne d’expansion élec tronique 4 et l’évaporateur 5, et
- une troisième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique 8 et le deuxième refroidisseur 9.
Le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique 6 est réalisé comme décrit ci-dessus avec une estimation de la température de refoulement du fluide ré frigérant Tro7 calculée selon la formule (a). Le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique 8 est réalisé comme décrit ci-dessus avec une estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro9 calculé selon la formule (a’) ou bien par mesure au moyen d’un capteur Ct4 disposé en aval du quatrième point de raccor dement 34 de la deuxième branche de dérivation C, entre ledit quatrième point de raccor dement 34 et le deuxième point de raccordement 32 de la première branche de dérivation B.
[0108] Dans ce cas, il est ainsi possible de limiter la surchauffe du fluide réfrigérant entrant dans le compresseur 2 afin de protéger ce dernier de toute détérioration tout en conservant une gestion optimale à la fois de la température de l’élément dont la gestion thermique est asso ciée au premier refroidisseur 7, par exemple les batteries notamment pour garder une auto nomie la plus élevée possible, ainsi que de la température de l’élément dont la gestion ther mique est associée au deuxième refroidisseur 9, par exemple l’électronique de puissance du véhicule électrique ou hybride.
[0109] Dans un mode de fonctionnement de pompe à chaleur, décrit plus haut et illustré à la figure 9, avec récupération d’énergie calorifique au niveau de l’élément dont la gestion thermique est assurée par le deuxième refroidisseur 9 :
- une première partie du fluide réfrigérant passe dans la quatrième vanne d’expansion élec tronique 11 et l’échangeur de chaleur externe 3, et
- une deuxième partie du fluide réfrigérant passe dans la troisième vanne d’expansion élec tronique 8 et le deuxième refroidisseur 9.
Le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique 8 est réalisé comme décrit ci-dessus avec une estimation de la température de refoulement du fluide ré frigérant Tro9 calculée selon la formule (a’) ou bien par mesure au moyen d’un capteur Ct4 disposé en aval du quatrième point de raccordement 34 de la deuxième branche de dériva tion C, entre ledit quatrième point de raccordement 34 et le deuxième point de raccorde ment 32 de la première branche de dérivation B.
[0110] Dans ce mode de fonctionnement de pompe à chaleur, et en fonctionnement normal, le sous-refroidissement du fluide réfrigérant en sortie du condenseur interne 10 est déterminé en fonction de la température T2 ainsi que la température de saturation Tsat2 du fluide ré frigérant à la pression P2. Comme décrit plus haut, les paramètres T2 et P2 peuvent être obtenus selon différentes variantes. La température de saturation Tsat3 est quant à elle dé pendante de la nature du fluide réfrigérant. Ce sous-refroidissement est modulé pour se rapprocher d’un sous refroidissement cible nécessaire pour atteindre une température cible du flux d’air interne 200 en sortie du condenseur interne 10 et une température cible du fluide caloporteur en sortie du deuxième refroidisseur 9. Cette modulation du sous-refroi- dissement est notamment obtenue par variation de l’ouverture de la quatrième vanne d’ex pansion électronique 11.
[0111] Afin toujours de préserver le compresseur 2 d’un fluide réfrigérant trop chaud en entrée de ce dernier, si la température du fluide T3 en amont du compresseur 2 est supérieure à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur 2, c’est-à-dire si la surchauffe du fluide réfrigérant entrée du compresseur 2 est supérieure à 0, alors la qua trième vanne d’expansion électronique 11 est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide T3 en amont du compresseur 2 soit inférieure ou égale à sa température de saturation Tsat à la pression P3 en amont du compresseur 2. Ainsi, moins d’énergie calorifique est prélevée dans le flux d’air externe 300 au niveau de l’échangeur de chaleur externe 3 fai sant de fait baisser la température du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 2.
[0112] La protection du compresseur 2 contre la surchauffe peut être réalisée selon une alterna tive, si la température du fluide réfrigérant Td en sortie du compresseur 2 est supérieure à une température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur 2, alors la quatrième vanne d’expansion électronique 11 est ouverte jusqu’à ce que la température du fluide ré frigérant Td en sortie du compresseur 2 soit inférieure ou égale à sa température maximale Tdmax de tolérance dudit compresseur 2. Cette température Td correspond plus particuliè rement à la mesure du la température du fluide réfrigérant par le capteur Ctd dans le mode de réalisation de la figure 12.
[0113] Ainsi, on voit bien que le procédé de contrôle permet d’économiser un ou plusieurs cap teurs dans l’architecture du dispositif de gestion thermique et permet également de protéger le compresseur 2 d’éventuels dommages du fait d’un fluide réfrigérant trop surchauffé.

Claims

Revendications
[Revendication 1] Procédé de contrôle d’un dispositif de gestion thermique (1) pour véhicule automobile électrique ou hybride, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant un circuit de circulation d’un fluide réfrigérant comportant :
- une branche principale (A) comportant un compresseur (2), un échangeur de chaleur externe (3), une première vanne d’expansion électronique (4), un évaporateur (5),
- une première branche de dérivation (B) connectée en parallèle de la première vanne d’expansion électronique (4) et de G évaporateur (5), ladite première branche de dérivation (B) comportant une deuxième vanne d’expansion électronique (6) disposée en amont d’un premier refroidisseur (7) dans le sens d’écoulement du fluide réfrigérant, le premier refroidisseur (7) étant configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide caloporteur circulant dans au moins une boucle de circulation dudit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule automobile, ledit procédé comportant, pour le contrôle de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique (6), une étape d’estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 en sortie du premier refroidisseur (7), ladite estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro7 étant réalisée selon la formule (a) suivante :
(a) Tro7 = Tsat7 + eff7 x ( Twi7 — Tsat7 ) avec Tsat7 la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur (7),
Twi7 la température du fluide caloporteur en entrée du premier refroidisseur (7), eff7 l’efficacité dudit premier refroidisseur (7), ladite efficacité eff7 étant obtenue selon la formule (b) suivante :
(b) effl = 1 - e~NUT7 avec NUT7 le nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du premier refroidisseur (7), ledit nombre d’unité de transfert thermique NUT7 étant obtenu selon la formule (c) suivante : avec Mr7 le débit de fluide réfrigérant traversant le premier refroidisseur (7),
Cpv la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant,
Gw7 la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide caloporteur Mw7 traversant le premier refroidisseur (7),
CCt7 la puissance cible du premier refroidisseur (7),
CCp7 la puissance potentielle du premier refroidisseur (7).
[Revendication 2] Procédé de contrôle selon la revendication précédente, caractérisée en ce que :
- la puissance cible CCt7 du premier refroidisseur (7) est obtenue selon la formule (d) suivante :
(d) CCt7 = Mr7 x (Hrot7 - Hri7 ) avec Mr7 le débit de fluide réfrigérant traversant le premier refroidisseur (7), Hrot7 l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du premier refroidisseur (7), Hri7 l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du premier refroidisseur (7),
- la puissance potentielle CCp7 du premier refroidisseur (7) est obtenue selon la formule (e) suivante :
(e) CCp7 = Gw7 X (Twi7 — Tsat7 ).
[Revendication 3] Procédé de contrôle selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le débit de fluide réfrigérant Mr7 traversant le premier refroidisseur (7) est obtenue selon la formule (f) suivante :
(f) Mr7 = k x S6 x (Ro(Pl - P3))0·5 avec Ro la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe (3), P3 la pression du fluide réfrigérant en amont du compresseur (2), S6 la surface d’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique (6) et k un coefficient, k = 0.98.
[Revendication 4] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la pression dudit fluide réfrigérant Pro7 en sortie du premier refroidisseur (7) est estimée en fonction de la pression P3 et de la température T3 en amont du compresseur (2), de la vitesse de rotation Ne dudit compresseur (2) et de l’ouverture de la deuxième vanne d’expansion électronique (6).
[Revendication 5] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le circuit de circulation d’un fluide réfrigérant comporte une deuxième branche de dérivation (C) connectée en parallèle de la première branche de dérivation (B) ainsi que de la première vanne d’expansion électronique (4) et de l’évaporateur (5), ladite deuxième branche de dérivation (C) comportant une troisième vanne d’expansion électronique (8) disposée en amont d’un deuxième refroidisseur (9), le deuxième refroidisseur (9) étant configuré pour permettre les échanges de chaleur entre le fluide réfrigérant et un fluide caloporteur circulant dans au moins une boucle de circulation dudit fluide caloporteur configurée pour la gestion thermique d’un élément du véhicule automobile distinct de celui du premier refroidisseur (7), ledit procédé comportant, pour le contrôle de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique (8), une étape d’estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro en sortie du deuxième refroidisseur (9), ladite estimation de la température de refoulement du fluide réfrigérant Tro9 étant réalisée selon la formule (a’) suivante :
(a’) Tro9 = Tsat9 + eff9 x (Twi9 — Tsat9 ) avec Tsat9 la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression dudit fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur (9),
Twi9 la température du fluide caloporteur en entrée du deuxième refroidisseur
(9), eff9 l’efficacité dudit deuxième refroidisseur (9), ladite efficacité eff9 étant obtenue selon la formule (b’) suivante :
(b’) eff9 = 1 - e~NUT 9 avec NUT9 le nombre d’unité de transfert thermique entre le fluide réfrigérant et le fluide caloporteur au sein du deuxième refroidisseur (9), ledit nombre d’unité de transfert thermique NUT9 étant obtenu selon la formule (c’) suivante : avec Mr9 le débit de fluide réfrigérant traversant le deuxième refroidisseur (9), Cpv la capacité calorifique en phase gazeuse du fluide réfrigérant,
Gw9 la conductance du fluide caloporteur déterminée en fonction du débit de fluide caloporteur Mw9 traversant le deuxième refroidisseur (9),
CCt9 la puissance cible du deuxième refroidisseur (9),
CCp9 la puissance potentielle du deuxième refroidisseur (9).
[Revendication 6] Procédé de contrôle selon la revendication 5, caractérisée en ce que :
- la puissance cible CCt9 du deuxième refroidisseur (9) est obtenue selon la formule (d’) suivante :
(d’) CCt9 = Mr9 x ( Hrot9 — Hri9 ) avec Mr9 le débit de fluide réfrigérant traversant le deuxième refroidisseur (9), Hrot9 l’enthalpie du fluide réfrigérant cible en sortie du deuxième refroidisseur
(9),
Hri9 l’enthalpie du fluide réfrigérant en entrée du deuxième refroidisseur (9),
- la puissance potentielle CCp9 du deuxième refroidisseur (9) est obtenue selon la formule (e’) suivante :
(e’) CCp9 = Gw9 X (Twi9 — Tsat9 ).
[Revendication 7] Procédé de contrôle selon l’une quelconque des revendications 5 ou 6, caractérisé en ce que le débit de fluide réfrigérant Mr9 traversant le deuxième refroidisseur (9) est obtenue selon la formule (f) suivante : avec Ro la densité du fluide réfrigérant à une température Tl et une pression PI en sortie de l’échangeur de chaleur externe (3), P3 la pression du fluide réfrigérant en amont du compresseur (2), S 8 la surface d’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique (8) et k un coefficient, k = 0.98.
[Revendication 8] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications 5 à 7, caractérisé en ce que la pression dudit fluide réfrigérant Pro9 en sortie du deuxième refroidisseur (9) est estimée en fonction de la pression P3 et de la température T3 en amont du compresseur (2), de la vitesse de rotation Ne dudit compresseur (2) et de l’ouverture de la troisième vanne d’expansion électronique (8).
[Revendication 9] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le dispositif de gestion thermique (1) est inversible, le circuit de circulation du fluide réfrigérant comportant :
- un condenseur interne (10) disposé sur la branche principale (A) en aval du compresseur (2),
- une quatrième vanne d’expansion électronique (11) disposée sur la branche principale (A) en amont de l’échangeur de chaleur externe (3), entre le condenseur interne (10) et ledit échangeur de chaleur externe (3),
- une troisième branche de dérivation (D) connectée de sorte à relier directement la sortie de l’échangeur de chaleur externe (3) à l’entrée du compresseur (2),
- une quatrième branche de dérivation (E) connectée de sorte que le fluide réfrigérant en sortie du condenseur interne (10) contourne la quatrième vanne d’expansion électronique (11) et l’échangeur de chaleur externe (3).
[Revendication 10] Procédé de contrôle selon l’une quelconque des revendications 1 à 8, caractérisé en ce que la température Tl est mesurée par un capteur (Ctl) disposé sur la branche principale (A) en aval de l’échangeur de chaleur externe (3), la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur (Cp2) disposé sur la branche principale (A) en aval du compresseur (2) et en fonction des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe (3).
[Revendication 11] Procédé de contrôle selon la revendication 9, caractérisé en ce que la température Tl est mesurée par un capteur (Ctl) disposé sur la branche principale (A) en aval de l’échangeur de chaleur externe (3), la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant P2 mesurée par un capteur (Cp2) disposé sur la branche principale (A) en aval du condenseur interne (10) et en fonction de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion électronique (11) ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe (3).
[Revendication 12] Procédé de contrôle selon la revendication 9, caractérisé en ce que la température Tl est mesurée par un capteur (Ctl) disposé sur la branche principale (A) en aval de l’échangeur de chaleur externe (3), la pression PI étant calculée en fonction de la pression du fluide réfrigérant Pd mesurée par un capteur (Cpd) disposé sur la branche principale (A) en sortie du compresseur (2) et en fonction des pertes de charges de la traversée du condenseur interne (10), de l’ouverture de la quatrième vanne d’expansion électronique (11) ainsi que des pertes de charges de la traversée de l’échangeur de chaleur externe (3).
[Revendication 13] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications 1 à 9, caractérisé en ce que la température Tl et la pression PI sont mesurées par des capteurs (Ctl, Cpl) disposés sur la branche principale (A) en aval de l’échangeur de chaleur externe (3).
[Revendication 14] Procédé de contrôle selon Tune quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la pression P3 et la température T3 sont mesurées par des capteurs de pression (Cp3) et de température (Ct3) disposés sur la branche principale (A) en amont du compresseur (2) de sorte à mesurer la température du fluide en entrée dudit compresseur (2).
EP22727041.0A 2021-04-29 2022-04-29 Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique Pending EP4330064A1 (fr)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
FR2104528A FR3122486B1 (fr) 2021-04-29 2021-04-29 Procédé de contrôle d’un dispositif de gestion thermique
PCT/EP2022/061549 WO2022229419A1 (fr) 2021-04-29 2022-04-29 Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP4330064A1 true EP4330064A1 (fr) 2024-03-06

Family

ID=76034886

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP22727041.0A Pending EP4330064A1 (fr) 2021-04-29 2022-04-29 Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP4330064A1 (fr)
FR (1) FR3122486B1 (fr)
WO (1) WO2022229419A1 (fr)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN117134024B (zh) * 2023-08-25 2024-04-30 无锡柯诺威新能源科技有限公司 一种具有储液器的直冷电池热管理系统及其控制方法

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5007245A (en) * 1989-09-01 1991-04-16 Sundstrand Corporation Vapor cycle system with multiple evaporator load control and superheat control
DE102006053674A1 (de) * 2006-11-13 2008-05-15 Behr Gmbh & Co. Kg Verfahren zur Regelung einer Kraftfahrzeug-Klimaanlage mit mindestens zwei Verdampfern
JP6595205B2 (ja) * 2015-04-24 2019-10-23 株式会社日立製作所 冷凍サイクル装置
CN109927504B (zh) * 2017-12-19 2021-06-29 杭州三花研究院有限公司 用于车舱和电池的控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
FR3122486A1 (fr) 2022-11-04
FR3122486B1 (fr) 2023-03-24
WO2022229419A1 (fr) 2022-11-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3465025B1 (fr) Circuit de climatisation de véhicule automobile
EP3856555A1 (fr) Circuit de fluide refrigerant pour vehicule
EP3924673A1 (fr) Dispositif de gestion thermique de vehicule automobile electrique ou hybride
EP4330064A1 (fr) Procede de controle d'un dispositif de gestion thermique
EP3606776A1 (fr) Circuit de climatisation inversible indirect de vehicule automobile et procede de gestion en mode degivrage
WO2021116564A1 (fr) Dispositif de gestion thermique inversible
EP3914866B1 (fr) Circuit de climatisation de vehicule automobile et procede de gestion associe
WO2021249929A1 (fr) Système de conditionnement thermique pour véhicule automobile
WO2021152235A1 (fr) Dispositif de gestion thermique pour vehicule automobile
EP3658832B1 (fr) Procede de gestion d'un circuit de climatisation de vehicule automobile
WO2021249934A1 (fr) Dispositif de gestion thermique d'un véhicule automobile électrique ou hybride comportant un circuit de fluide caloporteur
WO2021058915A1 (fr) Dispositif de gestion thermique d'un véhicule automobile électrique ou hybride comportant un circuit de fluide caloporteur
WO2020234057A1 (fr) Dispositif de gestion thermique avec vanne de régulation de pression d'évaporation
FR3076490A1 (fr) Circuit de climatisation inversible indirect de vehicule automobile
WO2023072544A1 (fr) Procédé de contrôle d'un dispositif de gestion thermique
WO2023025902A1 (fr) Système de conditionnement thermique pour véhicule automobile
WO2023031149A1 (fr) Dispositif de gestion thermique des batteries pour véhicule électrique ou hybride
WO2023057245A1 (fr) Système et procédé de conditionnement thermique pour véhicule automobile
WO2024079237A1 (fr) Dispositif de gestion thermique d'un vehicule automobile electrique ou hybride comprenant un circuit de fluide refrigerant
WO2020165526A1 (fr) Dispositif de gestion thermique d'un vehicule automobile avec vanne a pression constante
FR3092162A1 (fr) Circuit de climatisation de véhicule automobile et procédé de gestion associé
WO2023025898A1 (fr) Dispositif de gestion thermique des batteries pour véhicule électrique ou hybride
FR3122467A1 (fr) Procédé de calibrage d’une vanne d’expansion électronique au sein d’un dispositif de gestion thermique d’un véhicule automobile
WO2021058891A1 (fr) Systeme de traitement thermique destine a un vehicule automobile
FR3104071A1 (fr) Systeme de traitement thermique destine a un vehicule automobile

Legal Events

Date Code Title Description
STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: UNKNOWN

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE INTERNATIONAL PUBLICATION HAS BEEN MADE

PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20231023

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

DAV Request for validation of the european patent (deleted)
DAX Request for extension of the european patent (deleted)