FR3040332A1 - Circuit de gestion thermique d'un vehicule automobile comprenant une boucle de rankine et procede de pilotage associe - Google Patents

Abstract

La présente invention concerne un procédé de pilotage d'une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine (3) d'un circuit de gestion thermique (1) d'un véhicule automobile, ladite boucle Rankine (3) dans laquelle circule un fluide frigorigène comprenant : - une première pompe (5), - un premier échangeur bi-fluide (7) connecté à une première boucle de circulation (9) dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine (11) apte à produire une puissance mécanique à partir de l'énergie du fluide frigorigène, - un dispositif échangeur (15, 15') en contact avec l'air extérieur (19), ledit procédé comprenant : - une étape de détermination de certains paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique (1), lesdits paramètres comprenant la température (Twi) du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation (9) et la température (Tair) de l'air extérieur (19), - une étape de détermination de la vitesse de rotation de la première pompe (5) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une étape d'application de la vitesse de rotation déterminée à la première pompe (5).

Description

La présente invention concerne un circuit de gestion thermique d’un véhicule automobile comprenant une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine. Les boucles Rankine sont utilisées pour récupérer une partie de l’énergie contenue dans la chaleur produite par le moteur du véhicule automobile. Les boucles Rankine comprennent notamment une pompe faisant circuler un fluide frigorigène, un évaporateur pour récupérer la chaleur dégagée par le moteur, une turbine pour convertir l’énergie contenue dans le fluide frigorigène en énergie mécanique et un condenseur pour refroidir le fluide après son passage dans la turbine.

Le rendement d’une boucle Rankine varie donc en fonction des capacités de l’évaporateur et du condenseur à échanger de la chaleur avec le fluide frigorigène circulant dans la boucle Rankine. De plus, en fonction de ces capacités d’échange, le débit du fluide frigorigène doit être adapté pour maximiser l’énergie récupérée par la turbine.

Cependant, les capacités d’échange de l’évaporateur et du condenseur variant au cours du temps, par exemple en fonction du régime moteur ou des conditions extérieures, le débit du fluide frigorigène dans la boucle Rankine doit être adapté en permanence pour s’adapter aux variations des capacités d’échange de l’évaporateur et du condenseur.

Ainsi, afin de maximiser l’énergie récupérée au niveau de la turbine, il convient de trouver un moyen permettant de déterminer le débit permettant d’optimiser la production énergétique au niveau de la turbine et d’appliquer ce débit dans la boucle Rankine. A cet effet, la présente invention concerne un procédé de pilotage d’une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine d’un circuit de gestion thermique d’un véhicule automobile, ladite boucle Rankine dans laquelle circule un fluide frigorigène comprenant : - une première pompe, - un premier échangeur bi-fluide connecté à une première boucle de circulation dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine apte à produire une puissance mécanique à partir de l’énergie du fluide frigorigène, - un dispositif échangeur en contact avec l’air extérieur, ledit procédé comprenant : - une étape de détermination de paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique, lesdits paramètres comprenant la température du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation et la température de l’air extérieur au niveau du véhicule, - une étape de détermination de la vitesse de rotation de la première pompe à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une étape d’application de la vitesse de rotation déterminée à la première pompe.

La mesure de paramètres prédéfinis permet d’adapter la vitesse de la première pompe en fonction de l’évolution de l’état du circuit de gestion thermique pour maximiser la puissance récupérée au niveau de la turbine.

Selon un autre aspect de la présente invention, les paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique comprennent en outre : - le débit du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation, et/ou - la vitesse de l’air extérieur au niveau du véhicule et notamment au niveau du dispositif échangeur.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la vitesse de rotation de la première pompe à appliquer est déterminée en outre à partir de : - la capacité d’échanges thermiques du premier échangeur bi-fluide et, - des caractéristiques de la première pompe.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, le dispositif échangeur est un deuxième échangeur bi-fluide entre le premier fluide caloporteur et l’air extérieur et la vitesse de rotation de la première pompe à appliquer est déterminée en outre à partir de la capacité d’échanges thermiques du deuxième échangeur bi-fluide.

Selon un autre aspect de la présente invention, la vitesse de rotation de la première pompe est déterminée par l’équation : avec :

- Copt une constante d’optimisation, - TWi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide, - Tair la température de l’air à l’entrée du dispositif échangeur, - Qp le volume de la pompe, - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine, - RVP le rendement volumétrique de la pompe, - Pcd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide et la température de l’air extérieur au niveau du deuxième échangeur bi-fluide, - Ab la capacité du premier échangeur bi-fluide d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température TWi du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide, la capacité Ab étant déterminé à partir du débit du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, le dispositif échangeur comprend une deuxième boucle de circulation d’un deuxième fluide caloporteur, ladite boucle de circulation comprenant : - un deuxième échangeur bi-fluide entre le fluide frigorigène et le deuxième fluide caloporteur et, - un radiateur en contact avec l’air extérieur, et la vitesse de rotation de la première pompe à appliquer est déterminée en outre à partir des capacités d’échanges thermiques du deuxième échangeur bi-fluide et du radiateur.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, la vitesse de rotation de la première pompe à appliquer est déterminée en outre à partir des caractéristiques du deuxième fluide caloporteur.

Selon un autre aspect de la présente invention, la vitesse de rotation de la pompe est déterminée selon l’équation :

avec : - Copt une constante d’optimisation, - TWi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide, - Tair la température de l’air à l’entrée du radiateur, - Qp le volume de la pompe, - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine, - RVP le rendement volumétrique de la pompe, - Pcd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide et la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide, - Pair la capacité du radiateur d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du radiateur et la température de l’air extérieur à l’entrée du radiateur, la capacité Pair étant déterminé à partir de la vitesse Vair de l’air extérieur au niveau du véhicule, - Qmcw le débit massique du deuxième fluide caloporteur et, - At la capacité du premier échangeur bi-fluide d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température Twi du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide, la capacité Ab étant déterminé à partir du débit du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la deuxième boucle de circulation comprend un condenseur d’une boucle de climatisation.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, la vitesse de rotation de la pompe est déterminée selon l’équation :

avec : - Cc0nd la chaleur dissipée par la boucle de climatisation.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la deuxième boucle de circulation comprend un troisième échangeur bi-fluide relié à un refroidisseur d’air de suralimentation.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, la vitesse de rotation de

la pompe est déterminée selon l’équation : avec - Ccac la chaleur dissipée par le troisième échangeur bi-fluide (25).

Selon un autre aspect de la présente invention, la valeur de la constante d’optimisation est comprise dans un intervalle entre 0,4 et 0,6, notamment entre 0,48 et 0,52.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la turbine comprend un contrôleur de vitesse apte à contrôler la vitesse de rotation de la turbine, les paramètres déterminés du circuit de gestion thermique comprennent la température du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide et dans lequel le procédé comprend une étape supplémentaire de contrôle de la vitesse de rotation de la turbine en fonction de la température mesurée du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide.

Le contrôle de la vitesse de la turbine permet d’éviter une surchauffe trop importante à la sortie du premier échangeur bi-fluide.

La présente invention concerne également un circuit de gestion thermique d’un véhicule automobile comprenant : - une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine dans laquelle circule un fluide frigorigène et comprenant : - une première pompe, - un premier échangeur bi-fluide connecté à une première boucle de circulation dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine apte à produire une puissance mécanique à partir de l’énergie du fluide frigorigène, - un dispositif échangeur en contact avec l’air extérieur, - des moyens de détermination de certains paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique, lesdits paramètres comprenant la température du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation et la température de l’air extérieur au niveau du véhicule, - des moyens de traitement aptes à déterminer la vitesse de rotation de la pompe à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés et, - des moyens de commande aptes à appliquer la vitesse de rotation déterminée à la pompe.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, le dispositif échangeur comprend un deuxième échangeur bi-fluide entre le premier fluide caloporteur et l’air extérieur et les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé décrit précédemment.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, le dispositif échangeur comprend une deuxième boucle de circulation d’un deuxième fluide caloporteur, ladite boucle de circulation comprenant : - un deuxième échangeur bi-fluide entre le fluide frigorigène et le deuxième fluide caloporteur et, - un radiateur en contact avec l’air extérieur, et dans lequel les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé décrit précédemment.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la deuxième boucle de circulation comprend un condenseur d’une boucle de climatisation et dans lequel les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé décrit précédemment.

Selon un autre aspect de la présente invention, la deuxième boucle de circulation comprend un troisième échangeur bi-fluide relié à un refroidisseur d’air de suralimentation et les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé décrit précédemment.

Selon un aspect additionnel de la présente invention, la turbine comprend un contrôleur de vitesse apte à contrôler la vitesse de rotation de la turbine, les moyens de détermination de paramètres du circuit de gestion thermique comprennent des moyens de mesure de la température du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide et les moyens de traitement sont aptes à contrôler la vitesse de rotation de la turbine en fonction de la température mesurée du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide.

Selon un aspect supplémentaire de la présente invention, le premier fluide caloporteur est un fluide d’un circuit de refroidissement du moteur du véhicule.

Selon un aspect supplémentaire, les paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique comprennent : - la température du premier fluide caloporteur dans la canalisation, - le débit du premier fluide caloporteur dans la canalisation, - la température de l’air extérieur au niveau du radiateur, - la vitesse de l’air extérieur au niveau du radiateur, - le débit du deuxième fluide caloporteur dans la boucle de circulation.

Selon un aspect additionnel, l’estimation de la vitesse de la pompe à appliquer pour maximiser la puissance mécanique produite par la turbine comprend l’établissement d’une équation simplifiée donnant l’expression de la vitesse de la turbine en fonction des paramètres mesurés ou déterminés. D’autres caractéristiques et avantages de l’invention ressortiront de la description suivante, donnée à titre d’exemple et sans caractère limitatif, en regard des dessins annexés sur lesquels : - la figure 1 représente un schéma d’une première configuration d’un circuit de gestion thermique selon la présente invention ; - la figure 2 représente un schéma d’une deuxième configuration d’un circuit de gestion thermique selon la présente invention ; - la figure 3 représente un schéma d’une troisième configuration d’un circuit de gestion thermique selon la présente invention ; - la figure 4 représente un schéma d’une quatrième configuration d’un circuit de gestion thermique selon la présente invention ; - la figure 5 représente un schéma des étapes de détermination de la vitesse de rotation à appliquer à la première pompe.

Sur toutes les figures, les mêmes éléments portent les mêmes numéros de référence.

Les réalisations suivantes sont des exemples. Bien que la description se réfère à un ou plusieurs modes de réalisation, ceci ne signifie pas nécessairement que chaque référence concerne le même mode de réalisation, ou que les caractéristiques s’appliquent seulement à un seul mode de réalisation. De simples caractéristiques de différents modes de réalisation peuvent également être combinées pour fournir d’autres réalisations.

Dans la présente description, on entend par « placé en amont ou avant » qu’un élément est placé avant un autre par rapport au sens de circulation du fluide dans le circuit. A contrario, on entend par « placé en aval ou après » qu’un élément est placé après un autre par rapport au sens de circulation du fluide dans le circuit.

Dans la présente description, le terme « échangeur bi-fluide » décrit un échangeur thermique entre un premier et un deuxième fluide, les fluides pouvant être des liquides ou des gaz.

La figure 1 représente une première configuration d’un circuit de gestion thermique 1 d’un véhicule automobile comprenant une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine 3 dans laquelle circule un fluide frigorigène. La boucle Rankine 3 comprend une première pompe 5 qui fait circuler le premier frigorigène, par exemple de l’éthanol ou de l’eau glycolée ou un fluide dédié connu de l’homme du métier comme le RI 34a, vers un premier échangeur bi-fluide 7 qui se comporte comme un évaporateur et est alimenté par une première boucle de circulation 9 dans laquelle circule un premier fluide caloporteur par exemple un liquide de refroidissement du moteur. La chaleur du premier fluide caloporteur est transmise au fluide frigorigène de la boucle Rankine 3 qui est alors vaporisé en gaz. Le fluide frigorigène sous forme gazeuse est ensuite transmis à une turbine 11 située en aval du premier échangeur bi-fluide 7. Le passage du fluide frigorigène alors sous forme de gaz comprimé à travers la turbine 11 permet de produire de l’énergie mécanique qui peut ensuite être convertie en énergie électrique, par exemple via un alternateur. Le passage dans la turbine 11 s’accompagne d’une diminution de la pression du fluide frigorigène. Le fluide frigorigène circule ensuite vers un dispositif échangeur 15, 15' par lequel il échange de l’énergie calorifique avec l’air extérieur 19. Dans le cas de la figure 1, le dispositif échangeur 15, 15' est une deuxième boucle de circulation 15 d’un deuxième fluide caloporteur qui est reliée à la boucle Rankine 3 au niveau d’un deuxième échangeur bi-fluide 13 dit échangeur de refroidissement, situé en aval de la turbine 11, qui se comporte comme un condenseur dans lequel le fluide frigorigène sous forme de gaz est refroidi et condensé. Pour éviter que la condensation soit seulement partielle, un échangeur de sous-refroidissement peut être ajouté à la boucle Rankine 3 en aval du deuxième échangeur bi-fluide 13 et en amont de la première pompe 5.

La deuxième boucle de circulation 15 comprend une deuxième pompe 21 apte à faire circuler le deuxième fluide caloporteur dans la deuxième boucle de circulation 15 et un radiateur 17 en contact avec l’air extérieur 19.

Le circuit de gestion thermique 1 comprend également des moyens de détermination, et notamment de mesure, de certains paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique 1. Par exemple, les moyens de détermination des paramètres prédéfinis sont des moyens de mesure 30 et 32 de la température TWi et du débit QWi du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7 et des moyens de mesure 34 de la température Tair de l’air extérieur 19, par exemple au niveau du radiateur 17. Cependant, le moyen de mesure de la température Tair de l’air extérieur 19 peut aussi être situé à un autre emplacement sur le véhicule. Les moyens de mesure de température sont par exemple des thermocouples ou autres capteurs de température connus de l’homme du métier. Les débits sont également mesurés par les débitmètres connus de l’homme du métier. Alternativement le débit peut être déduit d’un autre paramètre comme le régime d’une pompe. La vitesse Vair de l’air extérieur 19 est généralement déduite de la vitesse du véhicule ou dans le cas où un ventilateur est utilisé, par la vitesse du ventilateur, cependant, la boucle Rankine 3 est généralement utilisée lorsque le ventilateur est à l’arrêt. Le débit du deuxième fluide caloporteur dans la deuxième boucle de circulation 15 est déterminé soit par mesure soit déterminé à partir du régime de la deuxième pompe 21. D’autres moyens de mesure des différents paramètres du circuit de gestion thermique 1 peuvent être utilisés et notamment des moyens de mesure 36 de la température du fluide frigorigène à la sortie du dispositif échangeur 15, 15' lorsque cela est nécessaire. dans la configuration représentée sur la figure 1, la vitesse de rotation Np de la première pompe 5 en fonction des paramètres du circuit peut être exprimée par :

avec : - Copt une constante d’optimisation, - Twi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7 mesurée par les moyens de mesure 30, - Tair la température de l’air à l’entrée du radiateur 17 mesurée par les moyens de mesure 32, - Qp le volume de la pompe 5, - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine 11 pour laquelle on prend une valeur estimée (par exemple en fonction des valeurs de pression des branches haut pression et basse pression), - RVP le rendement volumétrique de la première pompe 5 qui correspond par exemple au rapport de la puissance mécanique sur la puissance hydraulique de la première pompe 5, - Pcd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide 13 d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide 13 et la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide 13, la capacité Pcci dépendant des paramètres de la deuxième boucle de circulation 15 comme la vitesse de l’air extérieur Vair (par exemple du débit du deuxième fluide caloporteur), - Pair la capacité du radiateur (17) d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du radiateur (17) et la température (Tair) de l’air extérieur (19) à l’entrée du radiateur (17), - Qmcw le débit massique du deuxième fluide caloporteur et,

Ab la capacité du premier échangeur bi-fluide 7 d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température TWi du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7 et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7, la capacité Ab dépendant du débit QWi du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation 9. L’équation (1) est obtenue à partir d’une expression simplifiée de la puissance du premier échangeur bi-fluide 7 en fonction des paramètres du circuit de gestion thermique 1.

De plus, il a été observé qu’on obtient une vitesse de rotation Np de la première pompe 5 produisant une puissance maximale au niveau de la turbine 11 pour une constante d’optimisation Copt comprise entre 0,4 et 0,6 et plus précisément entre 0,48 et 0,52 dans la majorité des cas, c’est-à-dire pour la majorité des régimes moteur et des gammes de température de l’air extérieur 19 ainsi que pour les différentes vitesses du véhicule.

Ainsi, l’équation (1) permet d’obtenir la vitesse de rotation à appliquer à la première pompe 5 à partir de mesures de paramètres du circuit de gestion thermique 1. Ces mesures concernent essentiellement la température Twi et le débit Qwi du premier fluide caloporteur au niveau de la première boucle de circulation 9, la température Tair et la vitesse Vair de l’air extérieur 19, par exemple au niveau du radiateur 17, ainsi que le débit du deuxième fluide caloporteur dans la deuxième boucle de circulation 15. Certains de ces paramètres peuvent également être déduits d’autres paramètres mesurés. Ainsi, un nombre limité de capteurs est nécessaire à la mise en œuvre de la présente invention. En particulier, aucune mesure de pression n’est nécessaire au niveau de la boucle Rankine 3 pour déterminer la vitesse de rotation de la première pompe 5 permettant d’optimiser la production de la turbine 11.

La figure 2 représente une deuxième configuration du circuit de gestion thermique dans lequel le dispositif échangeur 15, 15' est un deuxième échangeur bi-fluide 15' entre le fluide frigorigène et l’air extérieur 19. Le deuxième échangeur bi-fluide 15', dit échangeur de refroidissement, est situé en aval de la turbine 11, et se comporte comme un condenseur dans lequel le fluide frigorigène sous forme de gaz est refroidi et condensé. Comme pour la configuration précédente, pour éviter que la condensation soit seulement partielle, un échangeur de sous-refroidissement peut être ajouté à la boucle Rankine 3 en aval du deuxième échangeur bi-fluide 15' et en amont de la première pompe 5. Le circuit de gestion thermique 1 est par ailleurs identique au circuit de gestion thermique 1 de la figure 1.

Pour la deuxième configuration représentée sur la figure 2, la vitesse de rotation Np de la première pompe 5 en fonction des paramètres du circuit peut être exprimée par :

avec : - Copt une constante d’optimisation, - TWi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7 mesurée par les moyens de mesure 30, - Tair la température de l’air à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide 15' mesurée par les moyens de mesure 32, - Qp le volume de la pompe 5, - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine 11 pour laquelle on prend une valeur estimée, - RVP le rendement volumétrique de la première pompe 5 qui correspond par exemple au rapport de la puissance mécanique sur la puissance hydraulique de la première pompe 5, - P'cd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide 15' d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide 13 et la température de l’air extérieur 19, la capacité PCd dépendant de la vitesse de l’air extérieur Vair, - Ab la capacité du premier échangeur bi-fluide 7 d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température TWi du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7 et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide 7, la capacité Ab dépendant du débit QWi du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation 9.

La figure 3 représente une troisième configuration du circuit de gestion thermique 1 comprenant une deuxième boucle de circulation 15 comme dans la configuration de la figure 1 et dans lequel la deuxième boucle de circulation 15 comprend également un condenseur 23 d’une boucle de climatisation, ledit condenseur étant situé an aval du radiateur 17 et en amont du deuxième échangeur bi-fluide 13. Le circuit de gestion thermique 1 est par ailleurs identique au circuit de gestion thermique de la figure 1. La présence d’un condenseur 23 d’une boucle de climatisation au niveau de la deuxième boucle de circulation 15 influence le fonctionnement du circuit de gestion thermique 1 et notamment de la boucle Rankine 3 du fait des échanges survenant au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 13.

Cette influence doit être prise en compte pour déterminer la vitesse de rotation Np de la première pompe 5. Un facteur correctif X est donc introduit pour prendre en compte la présence du condenseur. Le facteur correctif X est défini par :

l’équation (1) devient alors :

avec : - CCond la chaleur dissipée par la boucle de climatisation dont la valeur est déduite des différents paramètres de fonctionnement de la boucle de climatisation.

La valeur de la constante d’optimisation Copt reste dans la même gamme de valeurs pour cette configuration que pour la première configuration.

La figure 4 représente une quatrième configuration du circuit de gestion thermique dans lequel la deuxième boucle de circulation 15 comprend également un troisième échangeur bi-fluide 25 relié à un refroidisseur d’air de suralimentation, ledit troisième échangeur bi-fluide 25 étant situé en aval du radiateur 17 et en amont du deuxième échangeur bi-fluide 13. Le circuit de gestion thermique 1 est par ailleurs identique au circuit de gestion thermique de la figure 1. La présence d’un troisième échangeur bi-fluide 25 connecté à un refroidisseur d’air de suralimentation au niveau de la deuxième boucle de circulation 15 influence le fonctionnement du circuit de gestion thermique 1 et notamment de la boucle Rankine 3 du fait des échanges survenant au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 13.

Cette influence doit être prise en compte pour déterminer la vitesse de rotation Np de la première pompe 5. La valeur du facteur correctif X est donnée par :

l’équation (1) devient alors :

avec : - Ccac la chaleur dissipée par le troisième échangeur bi-fluide 25 dont la valeur est déduite des différents paramètres de fonctionnement du refroidisseur d’air de suralimentation.

La valeur de la constante d’optimisation Copt reste dans la même gamme de valeurs pour cette configuration que pour la première configuration.

La troisième et la quatrième configuration peuvent également être combinées de sorte que la deuxième boucle de circulation 15 peut comprendre à la fois un condenseur 23 d’une boucle de climatisation et un troisième échangeur bi-fluide 25 relié à un refroidisseur de suralimentation. Dans ce cas, le condenseur 23 et le troisième échangeur bi-fluide 25 sont disposés en parallèle, en aval du radiateur 17 et en amont du deuxième échangeur bi-fluide 13. La valeur du facteur correctif X devient alors :

La vitesse de rotation Np de la première pompe 5 peut alors s’exprimer par l’équation suivante :

Dans cette configuration, la valeur de la constante d’optimisation Copt reste dans la même gamme de valeur que pour la première configuration.

Ainsi, quelle que soit la configuration du circuit de gestion thermique, on peut exprimer la vitesse de rotation de la première pompe en fonction des paramètres du circuit de gestion thermique 1 qui sont soit connus, soit mesurés.

Les différentes étapes réalisées pour la mise en œuvre du procédé de la présente invention vont maintenant être décrites à partir de la figure 5.

Le procédé débute par une étape 101 de détermination des paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique 1 et notamment la température Twi et le débit Qwi du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation 9, la température Tair et la vitesse Vair de l’air extérieur 19 et le débit de la deuxième boucle de circulation 15 ainsi que les éventuels paramètres liés à la boucle de climatisation ou au refroidisseur de suralimentation pour déterminer le facteur correctif X. Ces mesures sont réalisées par des moyens de mesure et envoyées à des moyens de traitement, par exemple des microcontrôleurs ou des microprocesseurs connectés aux moyens de mesure. L’étape 101 est suivie de l’étape 102 dans laquelle les paramètres nécessaires à la détermination de la vitesse de rotation de la première pompe 5, par exemple, la capacité PCd du deuxième échangeur bi-fluide 13 ou la capacité Pair du radiateur 17 sont déterminés. Cette étape est réalisée par les moyens de traitement décrits précédemment. L’étape 102 se poursuit à l’étape 103 de détermination de la vitesse de rotation

Np de la première pompe 5 à partir des paramètres déterminés ou mesurés aux étapes 101 et 102. Cette étape est réalisée par les moyens de traitement décrits précédemment.

Cette étape est suivie d’une étape 104 d’application de la vitesse de rotation Np déterminée à la première pompe 5. L’étape 104 se poursuit à l’étape 105 de la mesure de la température du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7 si cette mesure n’a pas été réalisée lors de la première étape 101.

Enfin, l’étape 105 se poursuit par l’étape 106 de contrôle de la vitesse de rotation de la turbine 11 en fonction de la température mesurée à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7. Le réglage de la vitesse de rotation de la turbine 11 est par exemple ajusté en comparant la valeur mesurée à un ou plusieurs seuils prédéterminés. Par exemple si la température à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7 est supérieure à un seuil déterminé, la vitesse de rotation de la turbine 11 est réduite de manière à réduire la pression à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7 et ainsi réduire la température à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7.

Les étapes 105 et 106 sont des étapes facultatives qui ne sont réalisées que lorsque la vitesse de rotation de la turbine 11 peut être contrôlée, par exemple lorsqu’il s’agit d’une turbine électrique avec un contrôleur de vitesse.

Les étapes du procédé sont ensuite répétées dynamiquement au cours du temps pour prendre en compte l’évolution des différents paramètres du circuit de gestion thermique 1.

Ainsi, la présente invention permet à partir de mesures de paramètres du circuit de gestion thermique 1 de déterminer à la vitesse de rotation à appliquer à la première pompe 5 pour optimiser la production énergétique au niveau de la turbine 11 quelles que soient les conditions de fonctionnement du circuit de gestion thermique. L’énergie récupérée au niveau de la turbine 11 permettant de réduire la consommation globale du véhicule. De plus, le nombre de mesures à réaliser pour appliquer la présente invention est réduit et ces mesures sont généralement déjà réalisées pour contrôler le fonctionnement du circuit de gestion thermique de sorte que la présente invention ne nécessite pas forcément d’ajouter de nouveaux capteurs ou seulement un nombre très limité.

Claims (15)

1. REVENDICATIONS

   1. Procédé de pilotage d’une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine (3) d’un circuit de gestion thermique (1) d’un véhicule automobile, ladite boucle Rankine (3) dans laquelle circule un fluide frigorigène comprenant : - une première pompe (5), - un premier échangeur bi-fluide (7) connecté à une première boucle de circulation (9) dans laquelle circule un premier fluide catoporteur, - une turbine (11) apte à produire une puissance mécanique à partir de l’énergie du fluide frigorigène, - undispositiféchangeur(15, 15') en contact avec l’air extérieur, ledit procédé comprenant : - une étape (101) de détermination de paramètres prédéfinis ducircuit de gestion thermique (1), lesdits paramètres comprenant la température (Tw) du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation (9) et la température (Tair) de l’air extérieur (19) au niveau du véhicule, - une étape (103) de détermination de la vitesse de rotation de la première pompe (5) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une étape (104) d’application de la vitesse de rotation déterminée à la première pompe (5).
2. 2. Procédé selon la revendication 1 dans lequel les paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique (1 ) comprennent en outre : - le débit (Qwi) du premier fluide catoporteur dans la première boucle de circulation (9), et/ou - la vitesse (Vair) de l’air extérieur (19) au niveau du véhicule et notamment au niveau du dispositif échangeur (15, 15').
3. 3. Procédé selon la revendication 1 ou 2, dans lequel la vitesse de rotation de la première pompe (5) à appliquer est déterminé en outre à partir de : - la capacité d’échanges thermiques du premier échangeur bi-fluide (7) et, - des caractéristiques de la première pompe (5).
4. 4. Procédé selon l’une des revendications précédentes, dans lequel le dispositif échangeur (15, 15') est un deuxième échangeur bi-fluide (15') entre le premier fluide caloporteur et l’air extérieur (19) et dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la première pompe (5) à appliquer est déterminée en outre à partir de la capacité d’échanges thermiques du deuxième échangeur bi-fluide (15').
5. 5. Procédé selon les revendications 3 et 4 dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la première pompe est déterminée par l’équation :

   avec : - Copt une constante d’optimisation, - Twi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur b i- fluide (7 ), - Tair la température de l’air à l’entrée du dispositif échangeur (15'), - Qp le volume de la pompe (5), - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine (11), - RVP le rendement volumétrique de la pompe (5), - Pcd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide (15') d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide (15') et la température de l’air extérieur au niveau du deuxième échangeur b i-fluide (15'), - Ab la capacité du premier échangeur bi-fluide (7) d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température Tm du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide (7) et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide (7), la capacité Ab étant déterminé à partir du débit (Qwi) du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation (9).
6. 6. Procédé selon l’une des revendications 1 à 3 dans lequel le dispositif échangeur comprend une deuxième boucle de circulation (15) d’un deuxième fluide caloporteur, ladite boucle de circulation (15) comprenant : - un deuxième échangeur bi-fluide (13) entre le fluide frigorigène et le deuxième fluide caloporteur et, - un radiateur (17) en contact avec l’air extérieur (19), et dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la première pompe (5) à appliquer est déterminée en outre à partir des capacités d’échanges thermiques du deuxième échange ur b i- fluide ( 15 ) et du rad iate ur ( 19 ).
7. 7. Procédé selon la revendication 6 dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la première pompe (5) à appliquer est déterminée en outre à partir des caractéristiques du deuxième fluide caloporteur.
8. 8. Procédé selon la revendication 7 dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la pompe est déterminée selon l’équation :

   avec : - Copt une constante d’optimisation, - Twi la température du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide (7), - Tair la température de l’air à l’entrée du radiateur (17), - Qp le volume de la pompe (5), - p la densité du fluide frigorigène, - Ahe la différence d’enthalpie au niveau de la turbine (11), - RVP le rendement volumétrique de la pompe (5), - Pcd la capacité du deuxième échangeur bi-fluide (13) d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du fluide frigorigène à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide (13) et la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du deuxième échangeur bi-fluide (13), - Pair la capacité du radiateur (17) d’échanger de l’énergie pour une variation d’un degré entre la température du deuxième fluide caloporteur à l’entrée du radiateur (17) et la température (Tair) de l’air extérieur (19) à l’entrée du radiateur (17), la capacité Pair étant déterminé à partir de la vitesse Vair de l’air extérieur (19) au niveau du véhicule, - Qiricw le débit massique du deuxième fluide caloporteur et, - Ab la capacité du premier échangeur bi-fluide (7) d’échanger de l’énergie pour une différence d’un degré entre la température T^i du premier fluide caloporteur à l’entrée du premier échangeur bi-fluide (7) et la température du fluide frigorigène à l’entrée du premier échangeur bi-fluide (7), la capacité Ab étant déterminé à partir du débit (Qwi) du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation (9).
9. 9. Procédé selon l’une des revendications 6 à 8 dans lequel la deuxième boucle de circulation (15) comprend un condenseur (23) d’une boucle de climatisation.
10. 10. Procédé selon les revendications 8 et 9 dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la pompe est déterminée selon l’équation :

    avec : - Ccond la chaleur dissipée par la boucle de climatisation.
11. 11. Procédé selon l’une des revendications 6 à 8 dans lequel la deuxième boucle de circulation (15) comprend un troisième échangeur bi-fluide (25) relié à un refroidisseur d’air de suralimentation.
12. 12. Procédé selon les revendications 8 et 11 dans lequel la vitesse de rotation (Np) de la pompe est déterminée selon l’équation :

    avec - Ccac la chaleur dissipée par le troisième échangeur bi-fluide (25).
13. 13. Circuit de gestion thermique (1) d’un véhicule automobile comprenant : - une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine (3) dans laquelle circule un fluide frigorigène et comprenant : - une première pompe (5), - un premier échangeur bi-fluide (7) connecté à une première boucle de circulation (9) dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine (11) apte à produire une puissance mécanique à partir de l’énergie du fluide frigorigène, - un dispositif échangeur (15,15') en contact avec l’air extérieur (19), - des moyens de détermination de certains paramètres prédéfinis du circuit de gestion thermique (1), lesdits paramètres comprenant la température (T™) du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation (9) et la température (Tair) de l’air extérieur (19) au niveau du véhicule, - des moyens de traitement aptes à déterminer la vitesse de rotation de la pompe (5) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés et, - des moyens de commande aptes à appliquer la vitesse de rotation déterminée à la pompe (5).
14. 14. Circuit de gestion thermique selon la revendication 13 dans lequel le dispositif échangeur (15, 15') comprend un deuxième échangeur bi-fluide (15') entre le premier fluide caloporteur et l’air extérieur (19) et dans lequel les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé sebn les revendications 4 et 5.
15. 15. Circuit de gestion thermique sebn la revendication 13 dans lequel te dispositif échangeur (15, 15') comprend une deuxième boucle de circulatbn (15) d’un deuxième fluide caloporteur, ladite boucle de circulatbn (15) comprenant : - un deuxième échangeur bi-fluide (13) entre te fluide frigorigène et le deuxième fluide caloporteur et, - un radiateur (17) en contact avec l’air extérieur (19), et dans lequel les moyens de traitement sont aptes à réaliser le procédé sebn les revendicatbns 6 à 9.