WO2017055017A1 - Steuerungssystem zur klimatisierung eines fahrzeugs - Google Patents

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WO2017055017A1
WO2017055017A1 PCT/EP2016/070915 EP2016070915W WO2017055017A1 WO 2017055017 A1 WO2017055017 A1 WO 2017055017A1 EP 2016070915 W EP2016070915 W EP 2016070915W WO 2017055017 A1 WO2017055017 A1 WO 2017055017A1
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heat
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PCT/EP2016/070915
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Robert Herbolzheimer
Oliver Horn
Patrick Oswald
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Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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Definitions

  • the invention relates to a control system for the air conditioning of a vehicle.
  • a control system for air conditioning of a vehicle usually serves the situation-dependent cooling and / or heating, for example, a vehicle component or the passenger compartment of the vehicle.
  • the air conditioning is often done by means of a heat pump system, which is controlled and / or regulated by the control system.
  • a heat pump system is described, for example, in the applicant's unpublished application DE 10 2014 217 960.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide an improved control system for air conditioning of a vehicle, in particular an electric or hybrid vehicle, which allows cooling and heating of a passenger compartment of the vehicle while ensuring the most efficient, stable and possible quietest possible operation.
  • the control system is used for the air conditioning of a vehicle, in particular an electric or hybrid vehicle, and is in particular combined with a heat pump system, i. preferably connected.
  • a heat pump system i. preferably connected.
  • the heat pump system has in particular a number of components for air conditioning of the vehicle. These components are then controlled and / or regulated by the control system and in this context are in particular actuators of the control system. In this sense, by means of the control system, the vehicle is conditioned by the control system controls the heat pump system and / or regulated.
  • an air conditioning request for a passenger compartment of the vehicle is operated by setting one of a plurality of operating modes depending on the air conditioning request, i. a suitable one of several operating modes or operating states is taken.
  • the air conditioning request includes a cooling request or a dehumidification request
  • the passenger compartment is cooled by means of a climate evaporator.
  • the air conditioning request comprises a heating request
  • the passenger compartment is heated by means of a heating heat exchanger. It is fundamentally possible for both a heating request and a cooling request to be present at the same time, in particular during dehumidification.
  • the heating heat exchanger is arranged in a heating branch of a coolant circuit and is heated by a heat pump - -
  • This has a chiller and a condenser, alternatively a gas cooler, which are both connected to a refrigerant circuit, wherein the chiller is arranged in a cooling branch of the refrigerant circuit and the condenser in the heating branch.
  • the heating branch is opened, the chiller of the heat pump is deactivated and in this way a cooling operation is realized, i. set in particular.
  • the heating branch is closed, supplied to the heating heat exchanger via the condenser of the heat pump, via the cooling branch and / or by heat absorption via the NT cooler heat and realized in this way a heating operation.
  • the heating mode and the cooling mode are each an operating mode. For heat removal from the heating branch of this is opened and the NT cooler, the condenser and the heater core are operated in series.
  • the control system allows operation of the heat pump system in various modes of operation, for optimal air conditioning of the vehicle in a given situation, i. for a given air conditioning requirement.
  • the different operating modes are set by controlling and / or regulating the individual components of the heat pump system. These components are in particular the heating branch, the air conditioning evaporator and the heat pump.
  • the control system is not limited to a manipulation of these components.
  • control system here and hereinafter also means a control system or control system, i.
  • the control system is not designed exclusively for control, but possibly also for regulation.
  • An advantage achieved by the invention is, in particular, that a heat pump system operated by means of the control system is operated in a particularly energy-efficient, robust and quiet manner. - -
  • the air conditioning using the control system is particularly energy efficient, robust and quiet.
  • the control system allows a particularly energy-efficient operation of the heat pump system, in particular, that in a given climate situation, which is characterized by various cooling and heating requirements, automatically a suitable operating mode is set, wherein under "setting an operating mode” or “switching between the operating modes "is understood that the controlled and regulated components are adjusted according to the circumstances and requirements by the control system, whereby then at a given time a certain operating mode is automatically set and realized.
  • a respective operating mode is thus defined in particular by respective switching states of the individual controlled and / or regulated components and a consequence of the adjustment of these components. The operating mode is thus obtained by adjusting the components and not the other way round.
  • the individual components are controlled and / or regulated particularly efficiently.
  • a particularly quiet operation is then in particular realized that is dispensed with a reversal of the respective flow direction of the coolant in the coolant circuit and the refrigerant in the refrigerant circuit.
  • the number of switching valves compared to conventional heat pump systems is significantly reduced, so that the heat pump system on the one hand particularly is inexpensive and on the other hand, its acoustics in operation is significantly improved, especially due to a reduced number of switching operations.
  • Another advantage achieved by the invention is, in particular, that by using the control system, a special interconnection of the various components of the heat pump system is made possible, which leads to a particularly efficient operation.
  • the serial operation of the heating heat exchanger and the condenser in the heating branch in combination with the serial operation with respect to the NT cooler.
  • the heating heat exchanger is in particular permanently flowed through by coolant, which is heated by the condenser, so that a usually expensive switching valve for diverting the coolant to the heater core is not needed and therefore preferably also dispenses with such.
  • the heating branch is usually shut off and in particular only opened when a heat surplus exists, i.
  • heat is additionally dissipated by passing coolant from the heating branch over the NT cooler. If there is no excess heat, the heating branch is shut off, so that the heat dissipation takes place exclusively at the heating heat exchanger for the purpose of interior heating.
  • the behavior of the heat pump system is largely determined by the air conditioning requirement, which includes, for example, a concrete user input via an operating element of the control system and / or environmental conditions taken into account, which are determined by means of suitable sensors of the control system, such as temperature sensors for measuring the outside temperature or the temperature in the interior of the vehicle, the temperature of a high-voltage accumulator of the vehicle or at certain points of the heat pump system.
  • suitable sensors of the control system such as temperature sensors for measuring the outside temperature or the temperature in the interior of the vehicle, the temperature of a high-voltage accumulator of the vehicle or at certain points of the heat pump system.
  • the air conditioning request to the heat pump control system is determined by a higher level control system, such as an air conditioning function logic.
  • the control system described here is then in particular a subsystem of the higher-level control system.
  • the entire heat pump system can be regarded as part of the control system, but at least individual components of the heat pump system are part of the control system.
  • the coolant circuit is in particular a cooling circuit in which a coolant circulates, for example, a water-glycol mixture.
  • the coolant circuit suitably comprises a plurality, in particular three sections, which are connected to one another at two branches. On the first section of the NT cooler is then arranged, the second section includes the heating branch, which is connected via a supply and a return to the first section, wherein the flow and the return here are in particular also parts of the second section.
  • Section is then the cooling branch for vehicle components. Downstream of the first section, in particular one of the branches is arranged as a first branch. At this first branch start the flow of the heating branch and the cooling branch. Downstream of the two branches of the cooling branch and the return of the heating branch are merged at the other branch as a second branch and open together in the first section.
  • a compressor is arranged for compressing refrigerant, whereby it is brought to a higher temperature level.
  • the compressor is arranged downstream of the air-conditioning evaporator and the chillier and upstream of the condenser.
  • the compressor is in particular a so-called electric refrigerant compressor, in short EKMV.
  • the term "condenser” generally refers to a heat exchanger for dissipating heat from the refrigeration circuit. Accordingly, for example, when using C02, also referred to as R744, a gas cooler is used instead of a conventional capacitor.
  • a valve is arranged in the refrigerant circuit upstream of the air-conditioning evaporator, which in the case of a particularly pure heating operation, i. is closed in the exclusive heating operation and serves as an expansion organ during cooling operation.
  • the expansion element is preferably a particularly inexpensive thermal expansion valve, TxV for short.
  • a vehicle which is designed as an electric or hybrid vehicle, has to drive regularly a high-voltage storage, which then also contributes to the air conditioning requirement and, for example, to be cooled or heated.
  • the high-voltage accumulator is then connected to the refrigeration circuit, ie the high-voltage accumulator is thermally connected via an HVS evaporator to the refrigeration circuit, for heat dissipation to the refrigeration circuit.
  • This HVS evaporator is then connected in the refrigerant circuit in parallel to the chiller and thus serves in a cooling request with respect to the high-voltage storage as an additional or alternative heat source in the refrigerant circuit.
  • an activation of the chiller is first dispensed with in an HVS cooling request and a heating request, and instead waste heat from the high-voltage accumulator is conducted to the heat exchanger by means of the condenser.
  • the HVS evaporator is an expansion device, preferably a low cost thermal expansion valve, i. upstream of a TxV.
  • the high-voltage accumulator is coolant-cooled, i. connected to the coolant circuit. in particular to the cooling branch.
  • the condenser of the heat pump is designed in particular as a water-cooled condenser and has a refrigerant condenser and a condenser heat exchanger, which are thermally coupled to one another.
  • the refrigerant condenser is connected to the refrigerant circuit and the condenser heat exchanger to the coolant circuit.
  • the chiller has a refrigerant evaporator and a chiller heat exchanger, which are thermally coupled together, wherein the refrigerant evaporator is connected to the refrigerant circuit and the chiller heat exchanger to the refrigerant circuit.
  • the heat pump expediently removes heat via the NT cooler from the surroundings of the vehicle and / or from the vehicle component from the cooling branch.
  • the vehicle component is for example a power electronics, an electric motor for driving the vehicle or a high-voltage storage for energy supply.
  • a respective vehicle component to be cooled is typically thermally coupled to the coolant loop via a suitable heat exchanger to deliver heat to the coolant.
  • At least one cooling operation also called summer operation
  • a heating operation also called winter operation
  • the setting is done directly and primarily in response to a specific air conditioning request.
  • a number of mixing operations are preferably additionally available as transitional operations between the cooling and the heating operation, ie in addition to the cooling operation and the heating operation, the heat pump system is then still in a number of mixing operations - -
  • the cooling operation results in particular in the operation of a pure, i. exclusive cooling request, i.
  • a heat absorption takes place additionally or in particular alternatively via the HVS evaporator.
  • the heat pump is deactivated and the heating branch is opened, so that coolant from the heating branch and in particular also out of the cooling branch via the NT cooler is performed.
  • coolant constantly flows through the NT cooler, in particular cooled to almost ambient temperature through the heating branch.
  • This is arranged in particular in an air conditioner and is flowed through by an air flow, which is expediently interrupted in the cooling operation, for example by a control system superordinate or parallel air conditioner control. In other words, if there is no demand for heating, the heating heat exchanger is shut off on the air side.
  • heating mode in particular, only one heating requirement is served by dissipating heat to the air stream flowing through it via the heating heat exchanger.
  • heat is supplied to the heating heat exchanger via the condenser of the heat pump, which originally passes through heat absorption via the NT cooler and / or a vehicle component to be cooled in the coolant circuit and is transferred from there by means of the chillier to the condenser.
  • the condenser of the heat pump which originally passes through heat absorption via the NT cooler and / or a vehicle component to be cooled in the coolant circuit and is transferred from there by means of the chillier to the condenser.
  • heat is advantageously introduced into the refrigeration circuit via the HVS evaporator, so that it is not absolutely necessary on the chiller and then suitably deactivated.
  • the heating branch is closed to in this - -
  • the climate evaporator is deactivated, so that no heat absorption takes place over this.
  • a first mixing operation is automatically adjusted by the fact that the air-conditioning evaporator is activated, ie connected, in order to heat and cool at the same time.
  • a second mixing operation is required and therefore automatically adjusted when the heating power is reduced by the performance of the chiliers and thus the heat pump is reduced.
  • an expansion valve is regulated, which is upstream of the chiller in the cooling circuit.
  • regulated means, in particular, that in addition to a possibly present and, in particular, conventional control, a reduction and thus a further reduction in the output of the heat pump takes place ..
  • a third mixing operation is automatically set by operating the heating branch in a clocked manner
  • the cooling operation is then automatically set by the heating branch being continuously opened, the automatic setting in the reverse direction, ie from the cooling operation, to the third mixing operation, to the second mixing operation, to the first
  • the mixing mode and finally the heating mode are analogously reversed, so that the setting of the various operating modes takes place in an advantageous manner automatically, smoothly and continuously.
  • a compressor In the refrigerant circuit, a compressor is arranged, which is operated at a certain compressor speed and depending on this ebendon has a certain power.
  • the control system has a first and a second controller, by means of which the compressor, its performance is regulated by the compressor speed is set, ie regulated, which serves as a control variable for the two controllers, where only one the two controllers and its control variable can be selected depending on the air conditioning requirement for controlling the compressor.
  • the compressor is thus in particular an actuator of the control system.
  • the compressor speed significantly determines the power applied by the compressor and thus indirectly a respective air conditioning capacity of the air conditioning evaporator and the heat pump.
  • the compressor is controlled by a first and a second controller, of which only one is used at a given time.
  • the controllers are not active at the same time, but only one of the controllers is selected and then used depending on the existing air conditioning requirements.
  • the control system automatically reacts to changing environmental conditions, for example, a changed Schueaufgins by the user.
  • the two controllers are designed and optimized for correspondingly different air conditioning requirements.
  • the controller used is then also selected as a function of the operating mode that is currently present.
  • a control by means of the first controller is expediently carried out, wherein a heating branch actual temperature is then suitably used as a controlled variable, i. a temperature of the coolant in the heating branch or in the heating loop.
  • the heating branch actual temperature is preferably measured between the condenser and the heating heat exchanger. The temperature of the coolant at this point determines the heat output of the heating heat exchanger and thus the heating of the passenger compartment, in particular in combination with the set air flow and the inlet temperature of the air flow in the heater core.
  • the coolant must have a certain Schusterg target temperature at the heater core, which is used as a reference variable for the first controller and the control system is for example given by a higher-level air conditioning function logic , Accordingly, the first controller is then also referred to as a heating controller.
  • the compressor is advantageously by means of the second controller in response to an evaporator -Isttemperatur regulated as a controlled variable, ie in particular that temperature, which is present on the air conditioning evaporator.
  • a controlled variable ie in particular that temperature, which is present on the air conditioning evaporator.
  • This is determined, for example, by measuring an air temperature, ie the temperature of the air that flows over the air conditioning evaporator for cooling and is flowed into the passenger compartment for air conditioning.
  • the air temperature corresponds to the actual evaporator temperature and is used directly as a controlled variable.
  • the reference variable used is an evaporator setpoint temperature, which analogously determines a target temperature at the climatic - -
  • the second controller Represents evaporator or a target temperature for the air and set, for example, by the user or specified by a higher-level air conditioning function logic.
  • the second controller is also referred to as a cooling controller accordingly.
  • the compressor anyway depending on the cooling requirement means of the second regulator is regulated.
  • the compressor is only controlled in heating mode by means of the first controller. In this way, an efficient and above all stable control of the compressor and the heat pump system is ensured in particular in all operating modes.
  • the two controllers are designed, for example, in each case as a PI controller.
  • the control system has a third controller, by means of which the compressor is controlled by the third controller an actual coolant temperature is supplied as a controlled variable and a minimum coolant temperature as a reference variable.
  • the third controller is operated in particular in parallel, ie here in particular simultaneously with the first controller.
  • the compressor is then controlled as a function of the actual coolant temperature, ie a temperature of the coolant outside the heating branch and the heating loop and in particular a temperature of the coolant downstream of the chillier and upstream of the NT cooler.
  • an additional controlled system is formed in an advantageous manner, by means of which icing of the NT cooler is effectively prevented by a coolant cooled too much in the chiller by the compressor speed being shut down in good time.
  • the minimum coolant temperature is for this purpose in particular a lower limit, which - -
  • the third controller is also called the limiting controller.
  • the first and the third controller are different controllers, wherein as described above, the first controller to the heating circuit set temperature controls and the third controller to the minimum coolant temperature.
  • the first and third controllers each generate a control variable, of which the control system selects one in a preferred embodiment.
  • the first controller generates an operating control variable and the third controller generates a limiting control variable.
  • the control variable is selected for this purpose by means of a comparator, wherein the comparator performs a minimum comparison and selects the lower of the two control variables.
  • the compressor is initially controlled depending on the set operating mode basically via the heating or the cooling controller and at the same time a hedge against a in the control of the heating controller in heating mode Frosting of the NT cooler is ensured by automatically at too high compressor power, the third controller, ie the limiting controller is used instead of the heating controller.
  • the third controller ie the limiting controller is used instead of the heating controller.
  • the compressor speed is additionally limited by the control variable used for control, multiplied by a limiting factor.
  • the limiting factor becomes - -
  • the limiting factor is dependent in particular on a limit value for a thermodynamic parameter of the refrigerant and, for example, a pressure or a temperature.
  • the control system comprises an overheating regulator, also referred to as a fourth regulator, by means of which overheating of the refrigerant is adjusted by controlling the expansion valve, which is arranged upstream of the chillier and which has an opening serving as a Manipulated variable of the fourth controller is used.
  • the superheat serves as a control variable of the fourth controller and a target overheating, which is determined depending on the air conditioning request, as a reference variable.
  • the expansion valve is in particular an actuator of the control system.
  • first, second, third and fourth controller should only be a distinction in the designation of the controller.
  • the use of the term "fourth controller” does not mean that in any case there are still three further controllers, but rather a configuration is possible in which only the fourth controller is present, but the other controllers mentioned above are provided by others The same applies to the first, second and third controllers.
  • the overheating corresponds to the difference between a refrigerant actual temperature before the compressor and a pressure-dependent saturated steam temperature of the refrigerant.
  • the overheating is usually given in Kelvin and is optimally between 2 and 15 K.
  • the temperature and the pressure of the refrigerant in front of the compressor are measured in a suitable embodiment and then the overheating, ie. H. the actual overheating is determined, in particular via a characteristic curve.
  • rapid changes in the temperature are absorbed by the fact that the measured temperature is filtered in time, i. is smoothed, which in particular the inertia of a TxV, ie a thermal expansion valve is simulated.
  • the regulation of the expansion valve and the setting of overheating by means of the fourth controller ie the superheat controller.
  • the desired superheating as the reference variable is preferably determined via a characteristic as a function of the present air conditioning request. In principle, however, a constant value is also suitable. Deviating from this, however, in particular to increase efficiency and to avoid a required in a heating power deficit electrical heater in the heating branch for the first mixing operation, an adaptation of the superheat - -
  • the air conditioning evaporator and the chiller are tuned to each other and it is set a lower target overheating than for the heating mode.
  • the air conditioner evaporator is activated, ie it is set no pure heating mode, but possibly a mixed operation.
  • the power of the compressor is divided according to the air conditioning evaporator and the heat pump, so in particular in the first mixing operation under certain circumstances does not get the required amount of heat in the heating branch and must be heated, for example by means of an additional auxiliary heater.
  • the opening of the expansion valve upstream of the chiller is set correspondingly larger, thereby producing a larger mass flow of refrigerant through the chiller, while a reduced mass flow of refrigerant flows through the climate evaporator. Due to the control of the compressor relative to the air conditioning evaporator, the power of the compressor is then automatically increased, so that in turn more heat is transferred via the heat pump in the heating branch.
  • the manipulated variable of the fourth controller is influenced by an additional Abregellor, d. H. especially multiplied and thereby reduced, for reducing the amount of heat transferred from the heat pump.
  • the expansion valve is further regulated by means of the regulation factor.
  • the second mixing operation is set, which is characterized by the reduction by means of the Abregelcons.
  • the adjustment factor is also involved in the definition of the various other operating modes.
  • the reduction factor is determined as a factor in the range of 0 to 1, the second mixed operation then being set in cases where the reduction factor is greater than 0 and less than 1.
  • a reduction factor of 0 or 1 marks a transition from the second mixing mode to another mode of operation, in particular to the third mixing mode.
  • the Abregelmin serves as described above primarily to realize an additional reduction of the amount of heat that is transmitted from the heat pump, and thus the realization of the second mixing operation. Since only a smaller amount of heat is needed in this compared to the heating mode and in particular for the first mixing operation in the heating branch, the heat pump is withdrawn by the Abregein of the expansion valve and thus less heat from the refrigerant circuit in the Schuzweig transmitted because less heat from the Coolant circuit is recorded. This avoids an unnecessarily high and inadequate amount of heat in the heating branch and improves the overall efficiency of the heat pump system. - -
  • the reduction factor is determined as a function of a temperature of the coolant in the heating branch, i. H. as a function of the heating branch actual temperature already mentioned above, more precisely as a function of the difference between the heating branch setpoint temperature and the heating branch actual temperature.
  • the difference for determining a suitable value of the reduction factor is expediently determined on the basis of a characteristic curve. This runs in particular such that with increasing Schuzweig actual temperature, which is then already above the Schuzweig- target temperature, the Abregelmine is selected to be lower, so that the expansion valve is further closed and thereby the performance of the chiliers is advantageously reduced exactly to the extent necessary.
  • the effect of de-emphasis i. E. the reduction of heat absorption in the second mixing operation, advantageously achieved by changing the specification of the target overheating, namely by specifying a target overheating, which is greater than the actual desired target overheating.
  • a reduction in heat absorption is achieved by the target overheating is modified with an additional Abregelzuschlag, i. in particular, that the Abregelzuschlag is added to the target overheating to obtain a larger target overheating.
  • This Abregelzuschlag is for example a fixed value or that is taken from a characteristic.
  • another characteristic curve is used for the nominal overheating, in which the compensation allowance is already taken into account.
  • an I-portion of the fourth controller stopped the fourth controller is designed in particular as a PI controller.
  • the P component is also stopped.
  • the Abregelmin and in particular in the characteristic of the Abregelmin is advantageously considered that a maximum Schuzweigtemperatur should not be exceeded, so that the Abregelmin is 0, before or at the latest when the Schuzweig- actual temperature reaches the maximum Schuzweig temperature.
  • the characteristic curve for the reduction factor is expediently designed such that a maximum heating branch temperature is not exceeded. As a result, a heat transfer is prevented by means of the heat pump when reaching the maximum Schuzweigtemperatur.
  • the expansion valve upon reaching a limit value, ie a minimum or maximum value and in particular the value 0 for the Abregelmin the expansion valve is fully closed and automatically set the third mixing mode.
  • a limit value ie a minimum or maximum value and in particular the value 0 for the Abregelmin the expansion valve is fully closed and automatically set the third mixing mode.
  • the third mixing mode is automatically set and operated the heating branch clocked. The transition between the second and third mixing operation is accordingly - -
  • the power of the heat pump can not be reduced further, but still excess heat in the heating branch is present, so that now the heating branch is periodically opened recurring.
  • an I-portion of the designed in particular as a PI controller fourth controller is then also expedient to prevent then in particular at a renewed activation of the chiliers that the fourth controller moves the expansion valve in a stop position, ie directly completely opens. Instead, the expansion valve is then opened continuously or slidably from the closed position. As a result, in particular unnecessary switching noise and excessive acoustic pollution of the environment are avoided.
  • a minimum opening is predetermined for the expansion valve in front of the chiller, which limits the control variable of the fourth controller.
  • This embodiment is based on the consideration that in certain situations, a complete closing of the expansion valve before the chiller is disadvantageous, so just in these cases, the control of the expansion valve is appropriately bypassed and instead a minimum opening for the expansion valve is set by a minimum value for the control variable is used as the lower limit. In particular, however, it is possible in the first and second mixing operation due to the Abregelcons that the actually set opening then falls below the minimum opening by the additional reduction.
  • specifying a minimum opening is also particularly suitable for the first mixing operation and generally for such situations and operating modes in which, in addition to the expansion valve upstream of the chiller, the expansion valve in front of the climate evaporator is used and open.
  • the two expansion valves together affect overheating in front of the compressor, and by specifying the minimum opening then closing the expansion valve in front of the chiller is avoided. This then has a particularly stabilizing effect on the operation of the heat pump system.
  • the control system closes and opens the heating branch by means of a shut-off valve, which is arranged in particular in a forward or a return of the heating branch.
  • the control system controls the shut-off valve.
  • the shut-off valve is thus in particular an actuator of the control system.
  • To open the heating branch the shut-off valve is opened, thereby setting the cooling operation in a particularly simple manner.
  • To close the heating branch the shut-off valve is closed accordingly, thereby setting the heating mode, the first mixing mode or the second mixing mode.
  • the three operating modes heating mode, first mixed mode and second mixed mode then differ from each other by the respective setting for the heat pump and the air-conditioning evaporator.
  • the third mixing operation is then adjusted by the fact that the shut-off valve and thus also the heating branch periodically opened and closed, ie clocked - -
  • the switching state of the shut-off valve thus defines in particular the transitions from the second mixing mode to the third mixing mode and from this to the cooling mode.
  • the shut-off valve By means of the shut-off valve, a continuous transition between different operating modes is realized in a particularly simple and efficient manner.
  • the clocked control ensures a gradual adaptation of the heat dissipation from the heating branch to the respective situation and the present air conditioning requirement.
  • the shut-off valve For cooling operation, the shut-off valve is opened continuously in order to realize maximum coolant exchange and heat removal from the heating branch via the NT cooler, while the shut-off valve for the heating operation is continuously closed in order to keep as much heat in the heating branch and in the heating loop. Also for the realization of the first and second mixing operation, in which only the heating power is reduced via the heat pump, the shut-off valve is then closed continuously. Only with an excessive accumulation of heat in the heating branch of the third mixing mode is set and operated the shut-off valve clocked.
  • shut-off valve In a preferred control concept for the shut-off valve, ie in particular a concept for automatic and on-demand connection and disconnection of the heating branch from the rest of the coolant circuit, we controlled the shut-off valve such that a clock is set for recurrent opening and closing of the shut-off valve, wherein the shut-off valve during a first time interval and then closed during a second time interval.
  • the two time intervals result in total a period of this clocked operation.
  • the period is for example 3.6 s, the two time intervals then have corresponding values between 0 and 3.6 s.
  • given clock is, for example, the ratio of the first time interval to the period.
  • the clock is suitably determined by a characteristic which determines the clock to be set with the heating branch actual temperature, ie. H. linked to the temperature of the coolant in the heating branch.
  • the clock is selected on the basis of a characteristic curve and as a function of the difference between the heating branch actual temperature and a maximum heating branch setpoint temperature.
  • This maximum heating branch setpoint temperature is in turn determined in particular as a function of the heating branch setpoint temperature via a suitable characteristic curve.
  • the shut-off valve is thus controlled as a whole preferably as a function of the set heating temperature, in particular set by the user, and in particular as a function of the heat surplus with respect to the heating branch nominal temperature and limits this control by means of a maximum temperature for the heating branch.
  • the shut-off valve is kept closed at a low Schuzierg actual temperature continuously by a clocking of 0 is selected. This keeps heat in the heating branch and sets the heating mode, the first mixing mode or the second mixing mode.
  • the Shu-off valve is operated clocked by a clock between 0 and 1 is selected to dissipate excess heat from the heating branch. Accordingly, the third mixing operation is advantageously automatically adjusted if more heat than required is present in the heating branch.
  • the cooling mode is automatically set and the shut-off valve by setting a clock of 1 is opened continuously to ensure maximum heat dissipation from the heating branch.
  • Shut-off valve thus automatically sets the appropriate timing and ensures a continuous transition between the operating modes, in particular between the operating modes with a heating request, d. H.
  • control system automatically adjusts an NT heating configuration by deactivating the heat input of the heat pump via the chiller and using waste heat from a vehicle component connected to the cooling branch for heating.
  • NT heating configuration an alternative heat supply to the heating heat exchanger is thus realized, wherein the use of the heat absorption of the heat pump via the chiller is dispensed with and the heat is supplied directly via the coolant circuit.
  • the heat absorption of the heat pump via the chiller is deactivated in particular by closing the expansion valve in front of the chiller. This refinement is based on the knowledge that in certain situations it is possible to utilize the waste heat of the vehicle component without using the heat pump.
  • An activation condition of the NT heating configuration is then, in particular, that the heating branch setpoint temperature is also greater than the heating branch actual temperature, so that the NT heating configuration is suitably activated precisely in this situation. If the NT heater configuration is enabled, the heater branch actual temperature may exceed the heater arm setpoint temperature. However, as long as the actual coolant temperature is sufficiently high, i. in particular larger than the Schuzweig target temperature, the NT heating configuration is expediently activated.
  • the NT heating configuration is activated if there is a heating request and the coolant downstream of the chillier has a higher temperature than in the heating branch, ie. H. there is a suitable heat potential and the coolant can then give off heat at the heating heat exchanger.
  • the activation does not take place if the actual coolant temperature is below the heating branch actual temperature.
  • the heat pump system is set in particular with respect to the various valves as in the cooling mode, ie with the expansion valve closed before the chiller and with the heating branch open.
  • the expansion valve upstream of the chillier is completely closed, as the heat used for heating is removed from the cooling branch and the heat input of the heat pump via the chiller is not needed.
  • the peculiarity consists in particular in the fact that this setting of the valves, which otherwise only in cooling mode - -
  • a dissipation of excess heat to the environment is basically via the NT cooler.
  • a heat storage configuration to prevent heat loss to the environment.
  • the coolant is passed over an NT cooler bypass at the NT cooler, i. in particular, that the NT cooler bypass is connected in parallel to the NT cooler.
  • a bypass valve is suitably arranged in the NT cooler bypass, which is opened to set the heat storage configuration and is closed to deactivate accordingly. The position of this bypass valve thus defines the heat storage operation.
  • the bypass valve is also in particular an actuator of the control system.
  • the bypass valve is a shut-off valve, which is then arranged along the NT cooler bypass.
  • an additional NT shut-off valve is additionally arranged to shut off the NT cooler.
  • This NT shut-off valve is then operated in reverse, in particular, to the bypass valve, so that the coolant is either passed completely over the NT cooler or completely through the NT cooler bypass.
  • a switching valve in particular 3/2-way valve is arranged instead of the two shut-off valves, upstream or -ab of the NT cooler, so that an activation and deactivation of the heat storage operation takes place by switching the changeover valve.
  • the heat storage configuration is set automatically if and only if the actual coolant temperature is greater - -
  • the coolant circuit and the components connected thereto are considered an outdoor temperature, i. a temperature in the vicinity of the vehicle, and if the actual coolant temperature is less than a maximum, i. a maximum permitted coolant temperature. In this situation, so if the actual coolant temperature is greater than the outside temperature, at least potentially heat could be released to the environment, but this is prevented by activation of the heat storage configuration.
  • the limitation by the maximum coolant temperature then protects the coolant circuit and the components connected thereto, such as the power electronics or the electric drive train against overheating by excessive heating of the coolant.
  • the heat storage configuration is thus activated in particular only when under certain environmental conditions, the heat contained in the coolant circuit should not be delivered to the environment, but should be supplied via a heat absorption by the chiller and a heat transfer through the capacitor to the heating branch.
  • the heat should be kept in the coolant circuit, especially even if there is no heating request at the current time, but the heat should be used at a later time.
  • the ambient conditions are characterized by the outside temperature, the actual coolant temperature and the maximum coolant temperature.
  • the heat storage configuration is activated or deactivated depending on these three temperatures. In particular, for this purpose, the shut-off valve is opened to realize an inflow of the coolant in the heating branch.
  • the heat storage configuration is also activated automatically if more heat is generated in the cooling branch than is transferred via the chiller in the refrigerant circuit. In other words, if the heating request is less than a cooling request to the - -
  • Heat source in the cooling branch the heat storage configuration is activated as a preventive measure to keep the initially excess heat for possible future heating requirements in the coolant circuit.
  • the amount of heat, which is transmitted by the chiller depends on its maximum power as well as the current Schuantab.
  • the available amount of heat depends on the waste heat generated by the heat source, i. depends on the actual operating state of the heat source and in the case of the power electronics or the drive train of the vehicle from the current driving mode or driving cycle in which the vehicle is driven.
  • the excess heat is expediently stored for later use, at least in particular as long as the actual coolant temperature does not exceed a maximum coolant temperature, the maximum coolant temperature does not necessarily correspond to the above-mentioned maximum coolant temperature, but alternatively one maximum cooling branch temperature is.
  • the heat storage configuration is particularly advantageous in combination with the aforementioned NT heating configuration, since here the waste heat of the vehicle component in the cooling branch should be as complete as possible in the heating branch and as far as possible no heat should be lost via the NT cooler. Therefore, the heat storage configuration is appropriately set automatically when the NT heating configuration is set.
  • the NT cooler is associated with a fan, with a suitably adjustable fan speed.
  • the fan is controlled by the control system by the fan speed is set in dependence on the actual coolant temperature and a minimum coolant temperature.
  • the heat exchange is largely determined by an air flow through the NT cooler, i. an air flow or an amount of ambient air, which is passed over the NT cooler per time.
  • the fan speed is controlled.
  • the fan is thus in particular an actuator of the control system.
  • the fan is in particular an electrically driven fan and is also referred to as an e-fan.
  • the fan speed is then a control variable for a controller, with the actual coolant temperature as a control variable.
  • the minimum coolant temperature indicates a lower limit, which prevents the coolant on the NT cooler is cooled down so much that the NT cooler ices.
  • the minimum coolant temperature is determined for example via a characteristic as a function of the outside temperature and in particular such that the minimum coolant temperature is at most insignificantly lower than the dew point of the ambient air in the current situation.
  • the minimum coolant temperature is lower than the outside temperature.
  • the fan speed is determined by means of a characteristic curve which is designed in such a way that as the actual coolant temperature approaches the minimum coolant temperature, ie as the difference between the two temperatures decreases, the fan speed is increased by heating the coolant To avoid icing of the NT cooler by increasing the heat absorption from the environment.
  • the characteristic curve or an additional characteristic curve is designed in such a way that a higher fan speed is set in the heat dissipation via the NT cooler and with increasing actual coolant temperature in order to cool the correspondingly warmer coolant in the NT cooler more.
  • both of the alternatives mentioned above are realized and - -
  • the air flow rate at the NT cooler is controlled by the control concepts described above for the fan and therefore particularly efficient. Only when demanded, the fan speed is increased and otherwise kept as low as possible, so that overall an improved acoustics of the heat pump system is achieved.
  • control system has a memory in which a number of model parameters are stored, in particular those temperatures which represent critical limit temperatures of the coolant.
  • An example of such a critical temperature limit and thus for a model parameter is the minimum coolant temperature mentioned above.
  • a potential icing is avoided in that the heating branch is opened cyclically and heat is conducted from the heating branch to the NT cooler.
  • the radiator is heated at regular time intervals by means of the heating branch.
  • the heating branch in particular based on the third mixing operation by a cyclic opening of the heating branch dissipated from this heat and thereby set an anti-icing operation, ie an icing protection realized.
  • cyclical opening means that the heating branch is not operated in a clocked manner as in the third mixing operation, but rather that the heating branch is generally closed for a longer period of several minutes, in particular at least 10 minutes, and only during a short period of a few seconds, for example, 1 to 10 s, in particular to 60 s, is opened.
  • heat is then released from the heating branch into the remaining coolant circuit during the short period of time and led to the NT cooler without significantly interrupting the actual desired operating mode.
  • a cyclic deicing operation is realized and set in that the heating branch is briefly opened on the basis of a currently present operating mode, in particular one with a closed heating branch.
  • the anti-icing operation temporarily interrupts a respective set operating mode, so to speak.
  • the cyclic anti-icing operation is activated in such a way that no icing occurs at all. This is particularly suitable for vehicles with artificially generated, additional waste heat in the coolant circuit, in which case by - -
  • the temperature of the coolant in the coolant circuit is raised in total, for example, by a few ° C, so it does not come to icing on the NT cooler accordingly.
  • the various characteristic curves via which, on the one hand, further parameters for the respective control or regulation are determined and, on the other hand, a reference to the various control variables, are of particular importance.
  • these characteristics are decisive for the specific behavior of the control system and the automatic adjustment of the various modes of operation, in particular the conditions for the transitions.
  • certain boundary conditions in the form of upper and lower limit values for a smooth operation of the heat pump system are advantageously taken into account in the characteristics.
  • the characteristic curves are then determined in particular by suitable tests and suitably stored in the memory of the control system in the sense of a value table or a calculation rule.
  • control system comprises control electronics or a controller, in particular to perform one or more of the above settings, controls, controls, calculations and / or other operations.
  • the heat pump system of the vehicle is then overall very safe, robust, efficient and quiet in operation.
  • the control system can also be advantageously realized complex air conditioning requirements, such as simultaneous heating of the passenger compartment and cooling of vehicle components in the cooling circuit and / or other evaporators - -
  • the heat pump system is particularly energy efficient and therefore particularly suitable for use in an electric or hybrid vehicle.
  • Fig. 2 is a control concept for a compressor of
  • Fig. 3a is a control concept for an expansion valve of a heat pump of the
  • 3b is a characteristic curve for determining a Abregelnems for the
  • 4a shows a control concept for a shut-off valve of a heating branch of
  • FIG. 4b shows a characteristic curve for determining a clock for the control concept from FIG. 4a, FIG.
  • Fig. 5 is a control concept for a bypass valve of the
  • a heat pump system 2 is shown for a vehicle not shown in detail, in particular for an electric or a hybrid vehicle.
  • the heat pump system 2 has a refrigeration circuit 4, in which a refrigerant circulates, and a coolant circuit 6, in which a coolant circulates, for example, a water / glycol mixture.
  • the refrigerant circuit 4 is shown in FIG. 1 with a dashed line, the coolant circuit 6 with a solid line.
  • the coolant circuit 6 is a cooling circuit in which the coolant usually has a temperature between about -25 to +70 ° C or even to +90 ° C.
  • the heat pump system 2 further comprises an air conditioner 8, for the air conditioning of a passenger compartment 10, d. H. an interior, of the vehicle.
  • the air conditioner 8 to a climate evaporator 12, which is connected to the refrigerant circuit 4, and a heater core 14, which is connected to the coolant circuit 6.
  • the climate evaporator 12 is then used for cooling and dehumidifying the passenger compartment 10, the heater core 14 is used for heating.
  • the air conditioner 8 includes an air duct 1 6 for supplying air L into the passenger compartment 10.
  • the heat exchanger 14 is arranged downstream of the air conditioning evaporator 12 with respect to the incoming air L, so that depending on the operation of the two components, the air L is heated, cooled or both.
  • the heat pump system 2 is initially switchable by means of a control system 22 between a heating operation and a cooling operation.
  • heating of the passenger compartment 10 takes place in the heating mode by means of the heating heat exchanger 14, in cooling mode, however, takes place cooling and dehumidification of the passenger compartment 10 by means of the climatic evaporator 12.
  • the heat used for heating is the - -
  • Heating heat exchanger 14 is supplied via the coolant circuit 6.
  • the heating heat exchanger 14 is connected in a heating branch 24 to the coolant circuit 6.
  • a capacitor 26 is also connected, for transferring heat from the refrigerant circuit 4 in the coolant circuit 6.
  • the condenser 26 is formed as a water-cooled condenser, with a suitable heat exchanger, which is connected to the coolant circuit 6.
  • a heater 28 is arranged, namely upstream of the heat exchanger 14 and downstream of the condenser 26.
  • a heating circuit pump 30 is arranged in the heating branch 24, in the embodiment shown here upstream of Condenser 26, for the promotion of coolant. In principle, however, other positions are suitable.
  • the coolant circuit 6 comprises in FIG. 1 three sections, which are connected to two branches V1, V2 with each other. On a first section, an NT cooler 44 is arranged. The second section is the heating branch 24 with a flow 31 and an unspecified return. The third section is a cooling branch 33. Downstream of the first section, one of the branches V1, V2 is then arranged as the first branch V1. At this first branch V1, the flow 31 of the heating branch 24 and the cooling branch 33 begin. Downstream of the two branches 24, 33 these are combined at the other of the two branches V1, V2 as the second branch V2 and open together into the first section.
  • the heating branch 24 can be shut off via a shut-off valve 32.
  • the shut-off valve 32 is arranged here in the flow 31 of the heating branch 24.
  • the heating branch 24 extends between the first branch 38 and the second branch 40. Upstream of the second branch 40 and downstream of the first branch V1, the flow 31 of the heating branch 24 is arranged.
  • the flow 31 of the heating branch 24 can be shut off by means of the shut-off valve 32, so that the heating loop 36 can be operated substantially independently of the remaining coolant circuit 6.
  • the heating branch 24 is then shut off by means of the shut-off valve 32, so that the coolant in the heating loop 36 is recirculated via the condenser 26, the heater 28 and the heating heat exchanger 14.
  • the coolant circuit 6, the cooling branch 33 for cooling at least one vehicle component 42 of the vehicle.
  • vehicle component 42 is shown without limiting the generality. Accordingly, in principle also embodiments with several vehicle components 42 into consideration.
  • the heat absorbed via the vehicle component 42 is either dissipated via the NT cooler 44 in the coolant circuit 6 to the surroundings of the vehicle or transmitted by means of a chill 46 into the refrigerant circuit 4.
  • a fan 45 which is designed in particular as an electric fan 44, ie as a so-called E-fan, and ambient air via the NT cooler 44 promotes.
  • the chiller 46 is connected in particular downstream of the vehicle component 42 in the cooling branch 33. Furthermore, the chiller 46 has a chiller evaporator, via which the chiller 46 is connected to the refrigeration circuit 4. In combination with the condenser 26, the chiller 46 forms in particular a heat pump for the transmission of - -
  • Heat from the cooling branch 33 in the heating branch 24 is additionally or alternatively also possible to remove heat from the environment via the NT cooler 44 and then use it by means of the chiller 46 and the condenser 26 to heat the passenger compartment 10.
  • the chiller 46 is preceded by an expansion valve 48a.
  • the air conditioning evaporator 12 is preceded by an expansion valve 48b.
  • a compressor 50 is arranged in the refrigerant circuit 4, namely upstream of the capacitor 26th
  • the chiller 46 and the air-conditioning evaporator 12 are arranged in the refrigerant circuit 4 parallel to each other.
  • a further evaporator 52 is additionally connected in parallel to the air-conditioning evaporator 12 and the chiller 46 to the refrigeration circuit 4.
  • This further evaporator 52 serves, for example, the cooling of a high-voltage accumulator of the vehicle not shown in detail.
  • the further evaporator 52 is associated with an expansion valve 48c.
  • two inner heat exchangers 54 and 56 are connected to the refrigeration circuit 4.
  • the inner heat exchanger 54 is used to increase performance and efficiency of the air conditioner evaporator 12 and the other inner heat exchanger 56 in accordance with the performance and efficiency of the chiller 46.
  • only an inner heat exchanger 54 is provided in the refrigerant circuit 4, the then used together for the climate evaporator 12 and the chiller 46.
  • the different operating modes BM are by means of the control system 22 by a control of the individual - -
  • Components of the heat pump system 2 namely by a control and / or regulation of the shut-off valve 32, the expansion valve 48 a in front of the chiller 46, the compressor 50, the bypass valve 62 and a fan 45 for controlling the air flow rate at the NT cooler 44.
  • This Components are in particular actuators of the control system 22.
  • the special interconnection of the heat pump system 2 allows an automatic and in particular sliding or continuous transition between the various modes BM, with a respective transition is particularly quiet, only a minimum of switching operations needed and in particular no waiting and Direction reversals needed. As a result, the heating system 2 in operation is particularly stable, quiet and efficient.
  • control and regulating concepts of the above-mentioned components will be described below with reference to FIGS. 2 to 7 and, in this connection, the various operating modes BM for operating different air-conditioning requirements are explained in more detail.
  • These control concepts are implemented and executed by means of the control system 22.
  • the corresponding components and components for the concrete implementation of the concepts are then in each case in particular a part of the control system 22.
  • the heat pump system 2 shown a cooling operation, including summer operation, a heating operation, including winter operation, and several mixed operations as a transitional operation between the cooling and the heating operation.
  • a combined heating and cooling is realized.
  • a first mixing operation starting from the heating operation, first the air-conditioning evaporator 12 is connected.
  • the heating power is then reduced, starting from the first mixing operation, by reducing the power of the chillier 46 and thus of the heat pump.
  • a third mixing operation is then - -
  • the shut-off valve operated in cycles to dissipate excess heat from the heating branch 24.
  • the cooling operation is then achieved by the shut-off valve 32 is opened continuously.
  • a heat storage configuration WS and an NT heating configuration NTH which can also be set to one or more of the aforementioned operating modes BM, can be set as additional configurations of the heat pump system 2 in the exemplary embodiment shown here.
  • the NT heating mode can be set simultaneously to one of the mixing operations or to the heating operation and also automatically activates the heat storage operation, so that these two operating modes BM are then active at the same time.
  • FIG. 2 shows a control concept for the compressor 50, also referred to as an electrical refrigerant compressor, EKMV for short.
  • the control variable here is a rotational speed of the compressor 50, ie a compressor speed VD, which determines the power applied by the compressor 50 and thus indirectly an air conditioning capacity of the air conditioner evaporator 12 and the heat pump, ie in particular the chiliers 46.
  • the scheme is initially about a first and a second controller R1, R2, wherein only the output of one of the regulators R1, R2 is selected depending on the environmental conditions and / or the air conditioning need and then used.
  • a Bankzweig actual temperature T-HZ-I d. H. a temperature of the coolant in the heating branch, preferably measured between the condenser 26 and the heating heat exchanger 14.
  • the temperature of the coolant at this point determines the heat output of the heater core 14 and thus the heating of the passenger compartment 10.
  • the coolant at the heat exchanger 14 must have a certain Wienzweig target temperature T-HZ-S, which is used as a reference variable for the first controller R1, which also as Heating controller R1 is called.
  • a control function of an actual evaporator temperature T-KV-I, d , H. the temperature which has the air flowing over the air conditioning evaporator 12 for the purpose of cooling is then a desired evaporator temperature T-KV-S, which is set and specified by the user, for example, or predetermined by a higher-level air conditioning function logic.
  • Compressor 50 as a function of a temperature of the coolant outside the heating branch 24 and in particular a temperature of the coolant downstream of the chiller 46 and upstream of the NT cooler 44.
  • Coolant efficiently avoided by the compressor speed VD is shut down in time.
  • the third controller R3 the temperature of the coolant is supplied as a coolant actual temperature T-KM-I as a controlled variable and a minimum coolant temperature T-KM-min in terms of a lower limit, which should not be underrun to avoid icing, as a reference variable ,
  • the third controller R3 is therefore also referred to as limiting controller R3.
  • a special feature of the control concept for the compressor 50 is then the selection of one of the two control variables of the first regulator R1 and the third regulator R3, namely either the operating mode-related control variable of the first regulator R1 or the control variable of the third regulator R3.
  • the selection is made via a comparator V, which performs a minimum comparison and sets the lower of the two compressor speeds VD.
  • the comparison is made only between the first controller R1 and the third controller R3, i. only if there is a pure heating demand and by a correspondingly high compressor power to operate this Schuanmother the risk of icing on the largest.
  • the compressor 50 is controlled by means of the second regulator R2, no limitation is carried out by means of the comparator V.
  • an operating mode-related selection between the first controller R1 and the second controller R2 and in the case of selection of the first regulator R1 an additional limitation via the comparator V and the third controller R3.
  • control concept of FIG. 2 includes a limitation which can be achieved by multiplying the control variable, ie here the controller output, in particular according to FIG - -
  • Comparator with a limiting factor BF.
  • This mechanism ensures that a minimum low pressure p-N before the compressor 50 is not exceeded, a maximum high pressure p-H after the compressor 50 is not exceeded and a maximum hot gas temperature T-H of the refrigerant after the compressor 50 is not exceeded.
  • a limiting factor BF for the value to be limited is determined by means of a respective characteristic curve K1 and multiplied by the control variable.
  • FIG. 3 a shows a control concept for the expansion valve 48 a, which is arranged upstream of the chill 46.
  • This expansion valve 48a is used essentially for setting a certain overheating Ü of the refrigerant in front of the compressor 50 and thus ultimately for adjusting the power of the heat pump.
  • the overheating Ü indicates the difference between a refrigerant actual temperature T-KM-I before the compressor 50 and a pressure-dependent saturated steam temperature of the refrigerant.
  • the superheating Ü is usually given in Kelvin and is for example between 2 and 15 K.
  • the control by means of a fourth controller R4, which is also referred to as overheating controller R4.
  • the overheating Ü is the controlled variable and the manipulated variable is then an opening or opening size of the expansion valve 48a.
  • the temperature and the pressure of the refrigerant before the compressor 50 are measured and from the present overheating Ü, ie the actual overheating determined in a manner not shown on a curve.
  • rapid changes in the temperature are absorbed by the fact that the measured temperature is temporally filtered, ie smoothed, which in particular the inertia of a TxV, ie a thermal expansion valve is simulated.
  • a desired overheating Ü-S is provided, which via a characteristic K2 in - -
  • Dependence of the respective operating mode BM is determined.
  • a constant value is also suitable, however, in particular in the first mixing operation, an adaptation of the superheating U is advantageous in order to realize a more efficient operation.
  • the power of the compressor 50 is corresponding to the air conditioning evaporator 12 and the chiller split the heat pump so that in the first mixing operation may not reach the required amount of heat in the heating branch 24 and must be heated by means of the auxiliary heater 28.
  • a lower desired superheat Ü-S is set in the first mixing mode than in other operating modes BM, whereby the opening of the expansion valve 48a is set correspondingly larger and a larger refrigerant mass flow through the chiller 46, while through the air-conditioner evaporator 12, a reduced refrigerant mass flow flows. Due to the control of the compressor 50 relative to the air-conditioning evaporator 12, the power of the compressor 50 is then automatically increased, so that in turn more heat is transferred via the heat pump in the heating branch.
  • FIG. 3a Another special feature of the control concept shown in FIG. 3a is the additional influencing of the control variable output by the fourth controller R4 by means of an additional adjustment factor AF, which at the same time decisively participates in the definition of the various operating modes BM.
  • the Abregelmin AF essentially serves to realize a reduction in the power that is transmitted from the heat pump, and thus the setting of the second mixing mode. Since only a smaller amount of heat is required in this compared to the heating mode and the first mixing operation in the heating branch 24, the heat pump is withdrawn by additional Abregein the expansion valve 48 a and thus less heat from the refrigerant circuit 4 in the heating branch 24 transmitted. As a result, an unnecessarily high and inadequate amount of heat in the heating branch 24 is avoided and the overall efficiency of the heat pump system 2 is improved.
  • the Abregeltic AF is in the example shown as a factor in the range of 0 to 1 depending on the above-mentioned Schusterg actual temperature T-HZ-I, more precisely, as a function of the difference between the Schuzweig target temperature T-HZ-S and the heating branch Actual temperature T-HZ-I.
  • the difference for determining a suitable value of the regulation factor AF is used on the basis of a characteristic curve K3.
  • Fig. 3b shows the Abregeltex AF as a function of the above difference.
  • the reduction factor AF is selected to be lower, so that the expansion valve 48a is further closed, while the performance of the chiller 46 is reduced exactly to the extent necessary.
  • the fourth regulator R4 and the superheating Ü is increased, which should be accepted in this case, however. Therefore, for the second mixing operation, that is, at a Abregelmine between 0 and 1, at least the I component of the fourth - -
  • Regulator R4 stopped, in one variant, the P component, so that counteracting the fourth controller R4 is prevented against the additional intervention on the Abregelmin AF.
  • the heat pump system 2 is automatically switched to the third mixing mode.
  • the expansion valve 48a is then fully closed and the heat pump is deactivated.
  • the characteristic K3 for the Abregeltic AF is also considered that a maximum Schuzweigemperatur T-HK-max should not be exceeded, so that the Abregeltex AF is 0, before or at the latest when the Schuzweig actual temperature T-HZ-I, the maximum Schuzweig - Temperature T-HK-max reached.
  • the third mixing operation sets in that over a suitable timing of the shut-off valve 32 any excess heat from the heating branch 24 is removed.
  • the transition between the second and the third mixing operation is therefore characterized in that the power of the heat pump can not be reduced further, but still excess heat in the heating branch is present, so that now the heating branch 24 is opened via the shut-off valve 32.
  • the expansion valve 48a upstream of the chiller 46 is completely closed because the heat used for heating is taken out of the refrigerant circuit and the heat pump is not needed, thus saving energy that would otherwise be needed to operate the compressor 50 Heat transfer would be needed by means of the heat pump.
  • full closure of the expansion valve 48a in front of the chiller 46 is disadvantageous, so in such cases the control is bypassed and instead a minimum opening is adjusted by using a minimum value ExV-min as the lower limit for the control variable.
  • This procedure is particularly useful when starting the heat pump system 2, d. H. in particular when starting the vehicle, so that when the vehicle is turned off, the minimum opening is set to be set accordingly when starting.
  • Such an open position with an inactive heat pump system 2 and generally inactive vehicle also allows pressure equalization in the refrigerant circuit 4, so that conspicuous pressure pulses and noise when starting are avoided.
  • the setting of a minimum opening is particularly necessary for the heating operation and especially for the first mixing operation and generally for such situations and operating modes BM, in which in addition to the expansion valve 48a before the chiller 46 and the expansion valve 48b is used in front of the climate evaporator 12 and is open , In this situation, the two expansion valves 48a, 48b and in particular also the expansion valve 48c jointly influence the superheating Ü in front of the compressor 50.
  • the minimum opening an excessive closure of the expansion valve 48a in front of the chiller 46 is avoided. This has a particularly stabilizing effect on the operation of the heat pump system 2.
  • Fig. 4a shows a control concept for the shut-off valve 32, d. H.
  • the shut-off valve 32 is opened for the cooling operation to realize a coolant exchange and a heat dissipation via the NT cooler 44, while the shut-off valve 32 for heating operation throughout is closed to keep as much heat in the heating branch 24 and in the heating loop 36.
  • the shut-off valve 32 is closed continuously. Only when too much accumulation of heat in the heating branch 24, the shut-off valve 32 is operated clocked and thereby set the third mixing mode.
  • the control of the shut-off valve 32 takes place for this purpose by specifying a clock TAV for recurrent opening and closing of the shut-off valve 32. This is therefore opened during a first time interval to, then closed during a second time interval tg, the two time intervals to and tg then in total one Period PD - -
  • the predetermined clock TAV is, for example, the ratio of the first time interval t-o to the period PD.
  • the clock TAV is determined via a characteristic K4, which links the clock TAV to be set with the temperature of the coolant in the heating branch 24. 4a, the selection is made on the basis of the characteristic curve K4 as a function of the difference between the heating branch actual temperature T-HZ-I and a maximum heating branch setpoint temperature T-HZ-S-max, which in turn depends on the heating branch.
  • Target temperature T-HZ-S is determined by a characteristic K5.
  • the control system 22 thus controls the shut-off valve 32 as a function of the heating branch setpoint temperature T-HZ-S predetermined by the user or the higher-level air conditioning function logic and limits this control by means of a maximum temperature for the heating branch 24.
  • FIG. 4b shows an exemplary characteristic K4 for determining the clock TAV.
  • the shut-off valve 32 is operated in a clocked manner by selecting a clock TAV between 0 and 1. Accordingly, the third mixing operation is automatically set if more heat than needed in the heating branch 24 is present.
  • the cooling operation is then set and the shut-off valve 32 is opened continuously by setting a cycle TAV of 1 in order to ensure maximum heat removal from the heating branch 24.
  • the control of the shut-off valve 32 provides - -
  • the heat dissipation via the NT cooler 44 is also of integral importance. An unnecessary removal of heat should be avoided as much as possible.
  • the position of this bypass valve 62 defines a heat storage configuration WS, wherein with open bypass valve 62, the heat storage configuration WS is set and no or only low heat dissipation via the NT cooler 44 takes place. Instead, most of the coolant is passed over the NT cooler bypass 60.
  • This configuration is expediently activated only when there is a heating request and heat is to be supplied to the heating heat exchanger 14.
  • a 3/2-way valve is used instead of the bypass valve 62 or two shut-off valves are used, - -
  • the heat contained in the coolant circuit 6 is then not released to the environment, but the heating branch 24 is supplied.
  • the shut-off valve 32 must be opened accordingly.
  • the heat storage configuration WS is set as a function of an outside temperature T-a, the actual coolant temperature T-KM-I and a maximum coolant temperature T-KM-max.
  • the maximum coolant temperature T-KM-max is an upper limit for the temperature of the coolant, which is not to be exceeded, in order to prevent overheating of the coolant by dissipating heat via the NT cooler 44.
  • the heat storage configuration WS is then activated if the actual coolant temperature T-KM-I is greater than the outside temperature Ta, so that at least potentially heat could be released to the environment, and if the actual coolant temperature T-KM-I is less than the maximum coolant temperature T-KM-max. Accordingly, in this case, the bypass valve 62 is automatically switched.
  • the heat storage configuration WS is also automatically activated if the NT heating configuration NTH is active.
  • the heating heat exchanger 14 is particularly efficiently supplied directly with heat from the cooling branch 33, without going through the heat pump via the detour. Instead, the coolant heated in the cooling branch 33 is led past the NT heat exchanger 44 into the heating branch 24, thereby significantly improving the efficiency of the heat pump system 2.
  • the activation of the NT heating configuration NTH is subject to certain requirements, which are shown in more detail in FIG. Accordingly, the control system 22, the NT heating configuration NTH then, if the Schuzweig target temperature T-HZ-S is less than the coolant actual temperature T-KM-I and greater than the Schuzweig actual temperature T-HZ-I.
  • the heating request is just such that there is a heat requirement at all and that the coolant downstream of the chill 46 has a higher temperature than in the heating branch 24, d. H. there is a suitable heat potential and the coolant emits heat at the heating heat exchanger 14.
  • the heater branch actual temperature may exceed the heater arm setpoint temperature. However, as long as the actual coolant temperature is sufficiently high, i. especially greater than the Schuzweig set temperature, the NT heating configuration remains activated.
  • the heat exchange is expediently adapted to the respective situation.
  • This heat exchange is largely determined by an air flow through the NT cooler 44, i. an amount of ambient air, which is conducted by the fan 45 via the NT cooler 44 per time.
  • the fan 45 is here an electrically driven fan 45, also called e-fan, with an adjustable fan speed LD, for adjusting the air flow and thus a certain heat exchange.
  • the fan speed LD is set in the exemplary embodiment shown here in accordance with the control concept of FIG. Accordingly, the - -
  • the minimum coolant temperature T-KM-min indicates a lower limit, which prevents the coolant at the NT cooler 44 is cooled so much that it iced.
  • the minimum coolant temperature T-KM-min is determined, for example, in a manner not shown here via a characteristic as a function of the outside temperature Ta, and in particular such that the minimum coolant temperature T-KM-min is at most negligibly lower than the dew point of the ambient air in the current one Situation.
  • minimum coolant temperature T-KM-min is less than the outside temperature T-a.
  • the characteristic K6 is now designed such that when approaching the actual coolant temperature T-KM-I to the minimum coolant temperature T-KM- min, ie with decreasing difference between the two temperatures, the fan speed LD is increased by heating the Coolant to avoid icing of the NT cooler.
  • Another characteristic K7 is designed such that a higher fan speed LD is set in the heat dissipation via the NT cooler and with increasing actual coolant temperature T-KM-I in order to cool the correspondingly warmer coolant in the NT cooler more.
  • the selection of the fan speed LD from the two characteristic curves K6, K7 is effected by a maximum selection M, ie the larger of the two fan speeds LD is used.
  • a control of the fan 45 is dispensed with and this is in particular completely deactivated, since a heat exchange with the environment in this case is not needed and is not desirable.
  • the air flow is thus controlled as needed and thus particularly efficient. Only when required, the fan speed LD is increased, so that by the controller - -
  • the behavior of the control system 22 and thus of the heat pump system 2 is significantly influenced by the heating requirement of the user or a higher-level air conditioning function logic on the Schuzweig target temperature T-HZ-S, by the actual refrigerant temperature T-KM-I as an expression of heat within the heat pump system 2 and controlled by the outside temperature Ta as an expression of the weather and the environmental conditions and controlled.
  • the aforementioned control and regulating concepts are particularly suitable for the illustrated in Fig. 1 heat pump system 2, but are basically also applicable to other heat pump systems 2 and to extensions of this heat pump system to eg a coolant-cooled high-voltage storage cooling transferable.
  • T-KV-S Evaporator setpoint temperature to first time interval tg second time interval

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Abstract

Es wird ein Steuerungssystem (22) angegeben, zur Klimatisierung eines Fahrzeugs mittels eines Wärmepumpensystems (2), wobei in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung automatisch einer von mehreren Betriebsmodi (BM) eingestellt wird. Der Fahrgastraum (10) wird mittels eines Klima-Verdampfers (12) gekühlt, und/oder wird mittels eines Heizungswärmetauschers (14) beheizt. Der Heizungswärmetauscher (14) ist in einem Heizzweig (24) eines Kühlmittelkreislaufs (6) angeordnet und wird über eine Wärmepumpe mit Wärme versorgt. Im Falle einer Kühlanforderung wird der Heizzweig (24) geöffnet und die Wärmepumpe deaktiviert. Im Falle einer Heizanforderung wird der Heizzweig (24) geschlossen und dem Heizungswärmetauscher (14) über die Wärmepumpe Wärme zugeführt. Zur Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig (24) wird dieser geöffnet und der NT-Kühler (44), der Kondensator (26) und der Heizungswärmetauscher (14) werden in Serie geschaltet betrieben. Fig. 1

Description

STEUERUNGSSYSTEM ZUR KLIMATISIERUNG EINES FAHRZEUGS
Die Erfindung betrifft ein Steuerungssystem zur Klimatisierung eines Fahrzeugs.
Ein Steuerungssystem zur Klimatisierung eines Fahrzeugs dient üblicherweise der situationsabhängigen Kühlung und/oder Beheizung beispielsweise einer Fahrzeugkomponente oder des Fahrgastraums des Fahrzeugs. Die Klimatisierung erfolgt dabei häufig mittels eines Wärmepumpensystems, das vom Steuerungssystem gesteuert und/oder geregelt wird.
Ein Wärmepumpensystem ist beispielsweise in der auf die Anmelderin zurückgehenden, unveröffentlichten Anmeldung DE 10 2014 217 960 beschrieben.
Allgemein ergibt sich bei Elektrofahrzeugen oder auch Hybridfahrzeugen das Problem, dass ein durchgängig Wärme produzierender Verbrennungsmotor und ein dazugehöriger Hochtemperaturkühlkreis zumeist nicht vorhanden sind und die zum Erwärmen von Kühlmittel benötigte Wärme zum Heizen des Fahrgastraums des Fahrzeugs aus einer anderen Quelle entnommen werden muss. Das auf diese Weise erwärmte Kühlmittel weist zumeist jedoch ein zu geringes Temperaturniveau auf, sodass häufig ein Wärmepumpensystem verwendet werden muss, um das Kühlmittel auf ein hinreichendes Temperaturniveau zu befördern. Als Wärmequellen bieten sich insbesondere elektrische Leistungskomponenten an, die üblicherweise im Kühlmittelkreislauf, d.h. insbesondere einem Niedertemperaturkreis oder auch einfach nur Kühlkreislauf angeordnet sind, beispielsweise eine elektrische Antriebsmaschine, d.h. ein Elektromotor, oder auch elektrische Leistungskomponenten, wie beispielsweise Wechselrichter, Gleichstromwandler, Ladeelektronik oder dergleichen. Unter Umständen ist auch eine Nutzung von Abwärme eines Hochvoltspeichers, d.h. einer Batterie zur Versorgung der Antriebsmaschine des Fahrzeuges möglich.
Die verschiedenen Wärmequellen müssen jedoch typischerweise jeweils separat eingebunden werden, wodurch sich eine komplexe Verschaltung ergibt. Besonders unter dem Aspekt der Innenraumklimatisierung bedingen üblicherweise verschiedene Betriebszustände entsprechende Einstellungen, in welchen die Wärme jeweils unterschiedlich entweder in den Fahrgastraum und/oder an die Umgebung geleitet werden soll, wodurch wiederum eine Vielzahl an Ventilen, insbesondere komplexen Ventilen benötigt wird sowie eine aufwändige Steuerung und Regelung. Dies führt besonders bei Elektrofahrzeugen zu einem hohen Aufwand, da hier, wie oben beschrieben, insgesamt weniger Wärme zur Verfügung steht, deren effiziente Verteilung dann umso kritischer ist.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein verbessertes Steuerungssystem zur Klimatisierung eines Fahrzeugs, insbesondere eines Elektro- oder Hybridfahrzeugs anzugeben, welches ein Kühlen sowie ein Heizen eines Fahrgastraums des Fahrzeugs ermöglicht und dabei einen möglichst effizienten, möglichst stabilen sowie möglichst geräuscharmen Betrieb gewährleistet.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch ein Steuerungssystem mit den Merkmalen gemäß Anspruch 1 . Vorteilhafte Ausgestaltungen, Weiterbildungen und Varianten sind Gegenstand der Unteransprüche. Durch das Steuerungssystem wird insbesondere auch ein Verfahren zum Betrieb eines Wärmepumpensystems realisiert. Die im Zusammenhang mit dem Steuerungssystem genannten Weiterbildungen und Vorteile gelten dann - -
sinngemäß auch für dieses Verfahren sowie für das Wärmepumpensystem und umgekehrt.
Das Steuerungssystem dient der Klimatisierung eines Fahrzeugs, insbesondere eines Elektro- oder Hybridfahrzeugs, und ist dazu insbesondere mit einem Wärmepumpensystem kombiniert, d.h. vorzugsweise verbunden. Darunter wird insbesondere verstanden, dass das Steuerungssystems mittels einer Anzahl von Stellgliedern das Wärmepumpensystem manipuliert und einstellt. Das Wärmepumpensystem weist insbesondere eine Anzahl von Komponenten zur Klimatisierung des Fahrzeugs auf. Diese Komponenten werden dann durch das Steuerungssystem gesteuert und/oder geregelt und sind in diesem Zusammenhang insbesondere Stellglieder des Steuerungssystems. In diesem Sinne wird mittels des Steuerungssystems das Fahrzeug klimatisiert, indem das Steuerungssystem das Wärmepumpensystem steuert und/oder regelt.
Dabei wird eine Klimatisierungsanforderung für einen Fahrgastraum des Fahrzeugs dadurch bedient, dass in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung einer von mehreren Betriebsmodi eingestellt wird, d.h. ein geeigneter von mehreren Betriebsmodi oder auch Betriebszuständen eingenommen wird. Falls die Klimatisierungsanforderung eine Kühlanforderung oder eine Entfeuchtungsanforderung umfasst, wird der Fahrgastraum mittels eines Klima-Verdampfers gekühlt. Falls die Klimatisierungsanforderung eine Heizanforderung umfasst wird der Fahrgastraum mittels eines Heizungswärmetauschers beheizt. Dabei ist es grundsätzlich möglich, dass gleichzeitig sowohl eine Heizanforderung als auch eine Kühlanforderung vorliegen, insbesondere beim Entfeuchten.
Der Heizungswärmetauscher ist in einem Heizzweig eines Kühlmittelkreislaufs angeordnet und wird über eine Wärmepumpe mit Wärme - -
versorgt. Diese weist einen Chiller und einen Kondensator, alternativ einen Gaskühler auf, welche beide an einen Kältekreis angeschlossen sind, wobei der Chiller in einem Kühlzweig des Kühlmittelkreislaufs angeordnet ist und der Kondensator im Heizzweig. Im Falle einer Kühlanforderung ohne eine zusätzliche Heizanforderung wird der Heizzweig geöffnet, der Chiller der Wärmepumpe deaktiviert und auf diese Weise ein Kühlbetrieb realisiert, d.h. insbesondere eingestellt. Im Falle einer Heizanforderung ohne eine zusätzliche Kühlanforderung wird der Heizzweig geschlossen, dem Heizungswärmetauscher über den Kondensator der Wärmepumpe, über den Kühlzweig und/oder durch Wärmeaufnahme über den NT-Kühler Wärme zugeführt und auf diese Weise ein Heizbetrieb realisiert. Der Heizbetrieb und der Kühlbetrieb sind jeweils ein Betriebsmodus. Zur Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig wird dieser geöffnet und der NT-Kühler, der Kondensator und der Heizungswärmetauscher werden in Serie geschaltet betrieben.
Das Steuerungssystem ermöglicht einen Betrieb des Wärmepumpensystems in diversen Betriebsmodi, zur optimalen Klimatisierung des Fahrzeugs in einer gegebenen Situation, d.h. bei gegebener Klimatisierungsanforderung. Die unterschiedlichen Betriebsmodi werden durch eine Steuerung und/oder Regelung der einzelnen Komponenten des Wärmepumpensystems eingestellt. Diese Komponenten sind insbesondere der Heizzweig, der Klima- Verdampfer und die Wärmepumpe. Das Steuerungssystem ist dabei nicht auf eine Manipulation dieser Komponenten beschränkt. Zudem wird hier und im Folgenden unter dem Begriff Steuerungssystem auch ein Regelungssystem oder Steuerungs- und Regelungssystem verstanden, d.h. das Steuerungssystem ist nicht ausschließlich zur Steuerung ausgelegt, sondern ggf. auch zur Regelung.
Ein mit der Erfindung erzielter Vorteil besteht insbesondere darin, dass ein mittels des Steuerungssystems betriebenes Wärmepumpensystem besonders energieeffizient, robust und geräuscharm betrieben wird. - -
Demnach erfolgt die Klimatisierung bei Verwendung des Steuerungssystems besonders energieeffizient, robust und geräuscharm. Dabei ermöglicht das Steuerungssystem einen besonders energieeffizienten Betrieb des Wärmepumpensystems insbesondere dadurch, dass in einer gegebenen Klimatisierungssituation, welche durch diverse Kühl- und Heizanforderungen charakterisiert ist, automatisch ein geeigneter Betriebsmodus eingestellt wird, wobei unter „Einstellen eines Betriebsmodus" oder auch „Umschalten zwischen den Betriebsmodi" verstanden wird, dass die gesteuerten und geregelten Komponenten entsprechend der Umstände und Anforderungen durch das Steuerungssystem eingestellt werden, wodurch dann insgesamt zu einem gegebenen Zeitpunkt ein bestimmter Betriebsmodus automatisch eingestellt und realisiert ist. Mit anderen Worten: aufgrund der Einstellung der Komponenten des Wärmepumpensystems durch das Steuerungssystem ergibt sich automatisch ein jeweiliger Betriebsmodus. Ein jeweiliger Betriebsmodus ist somit dann insbesondere durch jeweilige Schaltzustände der einzelnen gesteuerten und/oder geregelten Komponenten definiert und eine Folge der Einstellung diese Komponenten. Der Betriebsmodus ergibt sich also durch das Einstellen der Komponenten und nicht andersherum.
Zudem werden die einzelnen Komponenten besonders effizient gesteuert und/oder geregelt. Die insgesamt durch das spezielle Steuern und Regeln der einzelnen Komponenten des Wärmepumpensystems erzielten quasi gleitenden Übergänge zwischen den diversen Betriebsmodi gewährleisten dann einen besonders robusten und stabilen Betrieb, insbesondere ohne Wartezeiten und Störgeräusche beim Umschalten, d.h. beim Einstellen eines anderen Betriebsmodus. Ein besonders geräuscharmer Betrieb wird dann insbesondere dadurch realisiert, dass auf eine Umkehr der jeweiligen Strömungsrichtung des Kühlmittels im Kühlmittelkreislauf und des Kältemittels im Kältekreis verzichtet wird. Zudem ist auch die Anzahl an Schaltventilen gegenüber herkömmlichen Wärmepumpensystemen deutlich reduziert, sodass das Wärmepumpensystem einerseits besonders kostengünstig ist und andererseits auch dessen Akustik im Betrieb deutlich verbessert ist, insbesondere aufgrund einer reduzierten Anzahl an Schaltvorgängen.
Ein weiterer mit der Erfindung erzielter Vorteil besteht insbesondere darin, dass durch eine Verwendung des Steuerungssystem eine spezielle Verschaltung der diversen Komponenten des Wärmepumpensystems ermöglicht ist, welche zu einem besonders effizienten Betrieb führt. Wesentlich ist hierbei insbesondere der serielle Betrieb des Heizungswärmetauschers und des Kondensators im Heizzweig in Kombination mit dem seriellen Betrieb bezüglich des NT-Kühlers. In dieser Konfiguration wird der Heizungswärmetauscher insbesondere permanent von Kühlmittel durchströmt, welches mittels des Kondensators erwärmt wird, sodass ein üblicherweise teures Umschaltventil zur Umleitung des Kühlmittels zum Heizungswärmetauscher nicht benötigt wird und daher vorzugsweise auf ein solches auch verzichtet wird. Zur Beheizung des Fahrgastraums mittels des Heizungswärmetauschers wird der Heizzweig üblicherweise abgesperrt und insbesondere nur dann geöffnet, wenn ein Wärmeüberschuss vorliegt, d.h. im Kühlmittelkreis mehr Wärme vorhanden ist, als zur Innenraumbeheizung benötigt wird. In diesem Fall wird Wärme zusätzlich abgeführt, indem Kühlmittel aus dem Heizzweig über den NT- Kühler geführt wird. Liegt kein Wärmeüberschuss vor, wird der Heizzweig abgesperrt betrieben, sodass die Wärmeabfuhr ausschließlich am Heizungswärmetauscher zum Zweck der Innenraumbeheizung erfolgt.
Insgesamt wird das Verhalten des Wärmepumpensystem maßgeblich durch die Klimatisierungsanforderung bestimmt, welche beispielsweise eine konkrete Nutzereingabe über ein Bedienelement des Steuerungssystems umfasst und/oder Umgebungsbedingungen berücksichtigt, welche mittels geeigneter Sensoren des Steuerungssystems ermittelt werden, beispielsweise Temperatursensoren zur Messung der Außentemperatur oder der Temperatur im Innernaum des Fahrzeugs, der Temperatur eines Hochvoltspeichers des Fahrzeugs oder an bestimmten Stellen des Wärmepumpensystems. Eine weitere Möglichkeit besteht darin, dass die Klimatisierungsanforderung an das Wärmepumpensteuerungssystem von einem übergeordneten Steuerungssystem, beispielsweise einer Klimatisierungsfunktionslogik bestimmt wird. Das hier beschriebene Steuerungssystem ist dabei dann insbesondere ein Subsystem des übergeordneten Steuerungssystems. Von besonderer Bedeutung sind eine Klimatisierungsanforderung bezüglich des Fahrgastraums, eine Heizanforderung des Nutzers, bei einem Elektro- oder Hybridfahrzeug eine Klimatisierungsanforderung bezüglich des Hochvoltspeichers sowie die Außentemperatur als Ausdruck der Witterung und der Umgebungsverhältnisse. Dabei erfolgt eine automatische, bedarfsgerecht und optimale Steuerung und Regelung der einzelnen Komponenten und des gesamten Wärmepumpensystems an sich durch eine geeignete Verknüpfung der Klimatisierungsanforderung in Form von vorgegebenen und/oder ermittelten Parametern, welche die Klimatisierungsanforderung beschreiben, mit geeigneten Steuer- und Regelkonzepten zur Manipulation des Wärmepumpensystems. Dabei kann grundsätzlich das gesamte Wärmepumpensystem als Teil des Steuerungssystems angesehen werden, zumindest sind jedoch einzelne Komponenten des Wärmepumpensystems ein Teil des Steuerungssystems.
Der Kühlmittelkreislauf ist insbesondere ein Kühlkreis, in welchem ein Kühlmittel zirkuliert beispielsweise ein Wasser-Glykol-Gemisch. Der Kühlmittelkreislauf umfasst geeigneterweise mehrere, insbesondere drei Abschnitte, die an zwei Verzweigungen miteinander verbunden sind. Auf dem ersten Abschnitt ist dann der NT-Kühler angeordnet, der zweite Abschnitt umfasst den Heizzweig, welcher über einen Vorlauf und einen Rücklauf mit dem ersten Abschnitt verbunden ist, wobei der Vorlauf und der Rücklauf hierbei insbesondere ebenfalls Teile des zweiten Abschnitts sind. Der dritte - -
Abschnitt ist dann der Kühlzweig für Fahrzeugkomponenten. Stromab des ersten Abschnitts ist insbesondere eine der Verzweigungen als erste Verzweigung angeordnet. An dieser ersten Verzweigung beginnen der Vorlauf des Heizzweigs und der Kühlzweig. Stromab der beiden Zweige werden der Kühlzweig und der Rücklauf des Heizzweigs an der anderen Verzweigung als zweite Verzweigung zusammengeführt und münden gemeinsam in den ersten Abschnitt.
Im Kältekreis ist ein Verdichter angeordnet, zum Verdichten von Kältemittel, wodurch dieses auf ein höheres Temperaturniveau gebracht wird. Dabei ist der Verdichter stromab des Klima-Verdampfers und des Chiliers angeordnet sowie stromauf des Kondensators. Der Verdichter ist insbesondere ein sogenannter elektrischer Kältemittelverdichter, kurz EKMV. Je nach verwendetem Kältemittel wird unter Kondensator ganz allgemein ein Wärmetauscher zur Wärmeabgabe aus dem Kältekreis verstanden. Entsprechend wird dann beispielsweise bei Verwendung von C02, auch als R744 bezeichnet, ein Gaskühler anstelle eines herkömmlichen Kondensators verwendet. Weiterhin ist im Kältekreis stromauf des Klima-Verdampfers ein Ventil angeordnet, das beim insbesondere reinen Heizbetrieb, d.h. beim ausschließlichen Heizbetrieb geschlossen ist und beim Kühlbetrieb als Expansionsorgan dient. Das Expansionsorgan ist vorzugsweise ein besonders kostengünstiges thermisches Expansionsventil, kurz TxV.
Ein Fahrzeug, welches als Elektro- oder Hybridfahrzeug ausgestaltet ist, weist zum Antrieb regelmäßig einen Hochvoltspeicher auf, welcher dann ebenfalls zur Klimatisierungsanforderung beiträgt und beispielsweise gekühlt oder geheizt werden soll. In einer möglichen Ausgestaltung ist der Hochvoltspeicher dann an den Kältekreis angeschlossen, d.h. der Hochvoltspeicher ist über einen HVS-Verdampfer thermisch an den Kältekreis angeschlossen, zur Wärmeabgabe an den Kältekreis. - -
Dieser HVS-Verdampfer ist dann zweckmäßigerweise im Kältekreis parallel zum Chiller geschaltet und dient auf diese Weise bei einer Kühlanforderung bezüglich des Hochvoltspeichers als zusätzliche oder alternative Wärmequelle im Kältekreis. Besonders im Falle einer Kühlanforderung am Hochvoltspeicher, d.h. bei einer HVS-Kühlanforderung und einer Heizanforderung wird in einer vorteilhaften Ausgestaltung zunächst auf eine Aktivierung des Chillers verzichtet und stattdessen mittels des Kondensators Abwärme des Hochvoltspeichers zum Heizungswärmetauscher geführt. Dem HVS-Verdampfer ist ein Expansionsorgan, vorzugsweise ein kostengünstiges thermisches Expansionsventil, d.h. ein TxV vorgeschaltet. Denkbar ist allerdings auch eine Variante, bei welcher der Hochvoltspeicher kühlmittelgekühlt ist, d.h. an den Kühlmittelkreislauf angeschlossen ist. insbesondere an den Kühlzweig.
Der Kondensator der Wärmepumpe ist insbesondere als wassergekühlter Kondensator ausgebildet und weist einen Kältemittel-Kondensator und einen Kondensator-Wärmetauscher auf, die miteinander thermisch gekoppelt sind. Dabei ist der Kältemittel-Kondensator an den Kältekreis angeschlossen und der Kondensator-Wärmetauscher an den Kühlmittelkreislauf. Der Chiller weist einen Kältemittel-Verdampfer und einen Chiller-Wärmetauscher auf, die miteinander thermisch gekoppelt sind, wobei der Kältemittel-Verdampfer an den Kältekreis angeschlossen ist und der Chiller-Wärmetauscher an den Kühlmittelkreislauf.
Die Wärmepumpe entnimmt Wärme zweckmäßigerweise über den NT- Kühler aus der Umgebung des Fahrzeugs und/oder von der Fahrzeugkomponente aus dem Kühlzweig. Dazu sind der NT-Kühler, die zumindest eine Fahrzeugkomponente und der Chiller insbesondere zueinander in Serie geschaltet, wobei der Chiller vorzugsweise stromab der zu kühlenden Fahrzeugkomponenten und in räumlicher Nähe zu dieser angeordnet ist, um eine möglichst effiziente Wärmeübertragung von der zu - -
kühlenden Fahrzeugkomponente zum Chiller zu erzielen. Die Fahrzeugkomponente ist beispielsweise eine Leistungselektronik, ein Elektromotor zum Antrieb des Fahrzeugs oder ein Hochvoltspeicher zur Energieversorgung. Eine jeweilige zu kühlende Fahrzeugkomponente ist üblicherweise über einen geeigneten Wärmetauscher mit dem Kühlmittelkreis thermisch gekoppelt, um an das Kühlmittel Wärme abzugeben.
Im Folgenden werden als vorteilhafte Ausgestaltungen diverse Steuerungsund Regelkonzepte für verschiedene Komponenten des Wärmesystems beschrieben, um dieses automatisch und kontinuierlich zwischen den diversen Betriebsmodi umzuschalten, d.h. je nach Anforderung einen geeigneten Betriebsmodus zu realisieren. Dabei sind die einzelnen Konzepte zunächst jeweils für sich genommen schon vorteilhaft und werden daher unabhängig voneinander als erfinderisch angesehen. Bei der Kombination mehrerer der diversen Konzepte ergibt sich jedoch zumindest ein zusätzlicher Vorteil insbesondere dadurch, dass die verschiedenen Konzepte teilweise auf dieselben Führungs-, Stell-, Steuer- und/oder Regelgrößen zugreifen und auf diese Weise ein besonders effizientes Gesamtkonzept zur Steuerung und Regelung des Wärmepumpensystems bilden.
Grundsätzlich werden zur Klimatisierung in unterschiedlichen Situationen mit entsprechend unterschiedlichen Klimatisierungsanforderungen zumindest ein Kühlbetrieb, auch Sommerbetrieb genannt, und ein Heizbetrieb, auch Winterbetrieb genannt, automatisch eingestellt. Unter automatisch wird dabei insbesondere verstanden, dass das Einstellen direkt und vorrangig in Abhängigkeit einer konkreten Klimatisierungsanforderung erfolgt. Darüber hinaus sind vorzugsweise zusätzlich noch eine Anzahl von Mischbetrieben als Übergangsbetriebe zwischen dem Kühl- und dem Heizbetrieb verfügbar, d.h. zusätzlich zu dem Kühlbetrieb und dem Heizbetrieb ist das Wärmepumpensystem dann noch in einer Anzahl von Mischbetrieben - -
betreibbar und wird je nach Klimatisierungsanforderung auch in diesen betrieben.
Der Kühlbetrieb ergibt sich insbesondere bei der Bedienung einer reinen, d.h. ausschließlichen Kühlanforderung, d.h. es erfolgt eine Wärmeaufnahme lediglich über den Klima-Verdampfer. In einer Variante erfolgt eine Wärmeaufnahme zusätzlich oder insbesondere alternativ über den HVS- Verdampfer. Dabei wird die Wärmepumpe deaktiviert und der Heizzweig wird geöffnet, sodass Kühlmittel aus dem Heizzweig und insbesondere auch aus dem Kühlzweig über den NT-Kühler geführt wird. Weiterhin strömt ständig Kühlmittel das über den NT-Kühler insbesondere auf nahezu Umgebungstemperatur abgekühlt wurde durch den Heizzweig. Es erfolgt keine Wärmeabgabe über den Heizungswärmetauscher. Dieser ist insbesondere in einem Klimagerät angeordnet und wird von einem Luftstrom durchströmt, welcher im Kühlbetrieb zweckmäßigerweise unterbrochen wird, beispielsweise durch eine dem Steuerungssystem übergeordnete oder parallele Klimagerätesteuerung. Mit anderen Worten: liegt keine Heizanforderung vor, wird der Heizungswärmetauscher luftseitig abgesperrt.
Im Heizbetrieb wird insbesondere ausschließlich eine Heizanforderung bedient, indem über den Heizungswärmetauscher Wärme an den diesen durchströmenden Luftstrom abgegeben wird. Dazu wird dem Heizungswärmetauscher über den Kondensator der Wärmepumpe Wärme zugeführt, welche ursprünglich durch Wärmeaufnahme über den NT-Kühler und /oder eine zu kühlende Fahrzeugkomponente in den Kühlmittelkreislauf gelangt und von dort mittels des Chiliers an den Kondensator übergeben wird. Liegt eine Kühlanforderung für einen Hochvoltspeicher vor, welcher an den Kältekreis angeschlossen ist, so wird alternativ zweckmäßigerweise Wärme über den HVS-Verdampfer in den Kältekreis eingebracht, sodass auf der Chiller nicht unbedingt benötigt wird und dann geeigneterweise deaktiviert wird. Weiterhin wird im Heizbetrieb der Heizzweig geschlossen, um in diesem - -
möglichst viel Wärme zu halten. Der Klima-Verdampfer ist dabei deaktiviert, sodass über diesen keine Wärmeaufnahme erfolgt.
In den Mischbetrieben ist dann jeweils ein kombiniertes Heizen und Kühlen realisiert, wobei sich unterschiedliche Mischbetriebe insbesondere durch ein verändertes Verhältnis von Kühlanforderung zu Heizanforderung unterscheiden.
In einer bevorzugten Ausgestaltung wird ausgehend vom Heizbetrieb ein erster Mischbetrieb automatisch dadurch eingestellt, dass der Klima- Verdampfer aktiviert, d.h. hinzugeschaltet wird, um gleichzeitig zu heizen und zu kühlen. Ausgehend vom ersten Mischbetrieb wird dann ein zweiter Mischbetrieb erforderlich und daher auch automatisch eingestellt, wenn die Heizleistung geringer wird, indem die Leistung des Chiliers und somit der Wärmepumpe zurückgefahren wird. Dazu wird ein Expansionsventil abgeregelt, welches dem Chiller im Kältekreis vorgeschaltet ist. Unter „abgeregelt" wird dabei insbesondere verstanden, dass zusätzlich zu einer möglicherweise vorhandenen und insbesondere herkömmlichen Regelung eine Abregelung und dadurch eine weitere Reduzierung der Leistung der Wärmepumpe erfolgt. Ausgehend vom zweiten Mischbetrieb wird ein dritter Mischbetrieb automatisch dadurch eingestellt, dass der Heizzweig getaktet betrieben wird, um insbesondere überschüssige Wärme aus dem Heizzweig abzuführen. Ausgehend vom dritten Mischbetrieb wird dann der Kühlbetrieb automatisch dadurch eingestellt, dass der Heizzweig durchgängig geöffnet wird. Das automatische Einstellen in umgekehrter Richtung, d.h. vom Kühlbetrieb, zum dritten Mischbetrieb, zum zweiten Mischbetrieb, zum ersten Mischbetrieb und schließlich zum Heizbetrieb, erfolgt sinngemäß umgekehrt. Das Einstellen der diversen Betriebsmodi erfolgt somit insgesamt auf vorteilhafte Weise automatisch, gleitend und kontinuierlich. - -
Von den vorgenannten Betriebsmodi ist allgemein immer lediglich einer aktiv, d.h. zu einem gegebenen Zeitpunkt ist immer nur ein bestimmter Betriebsmodus eingestellt. Dies ist insbesondere dadurch bedingt, dass die Betriebsmodi wesentlich durch die jeweilige konkrete Einstellung des Heizzweigs und des Expansionsventils vor dem Chiller definiert sind und sich daher gegenseitig ausschließen.
Im Kältekreis ist ein Verdichter angeordnet, der mit einer bestimmten Verdichterdrehzahl betrieben wird und in Abhängigkeit ebendieser eine bestimmte Leistung aufweist. In einer bevorzugten Ausgestaltung weist das Steuerungssystem einen ersten und einen zweiten Regler auf, mittels derer der Verdichter, genauer gesagt dessen Leistung geregelt wird, indem die Verdichterdrehzahl eingestellt, d.h. geregelt wird, welche jeweils als eine Steuergröße für die beiden Regler dient, wobei lediglich einer der beiden Regler und dessen Steuergröße in Abhängigkeit des Klimatisierungsbedarfs zur Regelung des Verdichters ausgewählt werden. Der Verdichter ist somit insbesondere ein Stellglied des Steuerungssystems. Die Verdichterdrehzahl bestimmt maßgeblich die vom Verdichter aufgebrachte Leistung und damit mittelbar eine jeweilige Klimatisierungsleistung des Klima-Verdampfers und der Wärmepumpe. Der Verdichter wird über einen ersten und einen zweiten Regler geregelt, von denen lediglich einer zu einem gegebenen Zeitpunkt verwendet wird. Mit anderen Worten: die Regler sind nicht gleichzeitig aktiv, sondern lediglich einer der Regler wird in Abhängigkeit des vorliegenden Klimatisierungsbedarfs ausgewählt und dann verwendet. Dadurch reagiert das Steuerungssystem automatisch auf sich ändernde Umgebungsbedingungen, beispielsweise eine geänderte Heizanforderung durch den Nutzer. Die beiden Regler sind dabei für entsprechend unterschiedliche Klimatisierungsanforderungen ausgelegt und optimiert. Insbesondere wird der verwendete Regler dann auch in Abhängigkeit desjenigen Betriebsmodus ausgewählt, der gerade vorliegt. - -
Im Heizbetrieb, erfolgt zweckmäßigerweise eine Regelung mittels des ersten Reglers, wobei als eine Regelgröße dann geeigneterweise eine Heizzweig- Isttemperatur verwendet wird, d.h. eine Temperatur des Kühlmittels im Heizzweig oder in der Heizschleife. Die Heizzweig-Isttemperatur wird vorzugsweise zwischen dem Kondensator und dem Heizungswärmetauscher gemessen. Die Temperatur des Kühlmittels an dieser Stelle bestimmt die Heizleistung des Heizungswärmetauschers und damit die Beheizung des Fahrgastraums, insbesondere in Kombination mit dem eingestellten Luftdurchsatz und der Eintrittstemperatur des Luftstroms in den Heizungswärmetauscher. Zum Erreichen einer bestimmten Temperatur des Fahrgastraums, welche beispielsweise vom Nutzer über ein Bedienelement eingestellt wird, muss dann das Kühlmittel am Heizungswärmetauscher eine bestimmte Heizzweig-Solltemperatur aufweisen, welche als Führungsgröße für den ersten Regler verwendet wird und dem Steuerungssystem beispielsweise von einer übergeordneten Klimatisierungsfunktionslogik vorgegeben wird. Entsprechend wird der erste Regler dann auch als Heiz- Regler bezeichnet.
Bei Vorliegen einer Kühlanforderung, d.h. falls ein Kühlbetrieb oder einer der Mischbetriebe eingestellt ist, mit anderen Worten in denjenigen Betriebsmodi, in denen der Klima- Verdampfer aktiv ist und zur Wärmeaufnahme verwendet wird, wird der Verdichter dagegen vorteilhafterweise mittels des zweiten Reglers in Abhängigkeit einer Verdampfer-Isttemperatur als eine Regelgröße geregelt, d.h. insbesondere derjenigen Temperatur, welche am Klima- Verdampfer vorliegt. Diese wird beispielsweise ermittelt, indem eine Lufttemperatur gemessen wird, d.h. die Temperatur derjenigen Luft, die den Klima-Verdampfer zwecks Kühlung überströmt und in den Fahrgastraum zur Klimatisierung eingeströmt wird. In einer möglichen Ausgestaltung entspricht die Lufttemperatur der Verdampfer-Isttemperatur und wird direkt als Regelgröße verwendet. Als Führungsgröße wird eine Verdampfer- Solltemperatur verwendet, welche analog eine Zieltemperatur am Klima- - -
Verdampfer oder eine Zieltemperatur für die Luft darstellt und beispielsweise vom Nutzer eingestellt oder über eine übergeordnete Klimatisierungsfunktionslogik vorgegeben wird. Der zweite Regler wird entsprechend auch als Kühl-Regler bezeichnet.
Zu beachten ist bei der Regelung mittels des zweiten Reglers insbesondere, dass gerade auch in den Mischbetrieben, in denen gleichzeitig zu einer Kühlanforderung in Form der Verdampfer-Solltemperatur auch eine Heizanforderung in Form der Heizzweig-Solltemperatur vorliegt, der Verdichter trotzdem in Abhängigkeit der Kühlanforderung mittels des zweiten Reglers geregelt wird. Der Verdichter wird lediglich im Heizbetrieb mittels des ersten Reglers geregelt. Auf diese Weise ist eine effiziente und vor allem stabile Regelung des Verdichters und des Wärmepumpensystems insbesondere in sämtlichen Betriebsmodi gewährleistet. Die beiden Regler sind beispielsweise jeweils als Pl-Regler ausgebildet.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung weist das Steuerungssystem einen dritten Regler auf, mittels dessen der Verdichter geregelt wird, indem dem dritten Regler eine Kühlmittel-Isttemperatur als eine Regelgröße und eine minimale Kühlmitteltemperatur als eine Führungsgröße zugeführt wird. Der dritte Regler wird insbesondere parallel, d. h. hier insbesondere gleichzeitig zum ersten Regler betrieben. Der Verdichter wird dann in Abhängigkeit der Kühlmittel-Isttemperatur geregelt, d.h. einer Temperatur des Kühlmittels außerhalb des Heizzweigs und der Heizschleife und insbesondere einer Temperatur des Kühlmittels stromab des Chiliers sowie stromauf des NT-Kühlers. Dadurch ist auf vorteilhafte Weise eine zusätzliche Regelstrecke ausgebildet, mittels welcher ein Vereisen des NT-Kühlers durch ein zu stark im Chiller abgekühltes Kühlmittel effizient vermieden wird, indem rechtzeitig die Verdichterdrehzahl heruntergefahren wird. Die minimale Kühlmitteltemperatur ist hierzu insbesondere ein unterer Grenzwert, welcher - -
zur Vermeidung einer Vereisung nicht unterschritten werden soll. Daher wird der dritte Regler auch als Begrenzungs-Regler bezeichnet.
Vorzugsweise sind der erste und der dritte Regler unterschiedliche Regler, wobei wie oben beschrieben der erste Regler auf die Heizkreis- Solltemperatur regelt und der dritte Regler auf die minimale Kühlmitteltemperatur. Der erste und der dritte Regler erzeugen jeweils eine Steuergröße, von denen das Steuerungssystem in einer bevorzugten Ausgestaltung eine auswählt. Dabei erzeugt der erste Regler eine Betriebs- Steuergröße und der dritte Regler eine Begrenzungs-Steuergröße. Zur Regelung des Verdichters wird dann diejenige der beiden Steuergrößen, die ausgewählt wurde, nämlich die des ersten oder die die des dritten Reglers verwendet. Die Steuergröße wird dazu mittels eines Vergleichers ausgewählt, wobei der Vergleicher einen Minimalvergleich durchführt und die niedrigere der beiden Steuergrößen auswählt.
In einer Ausgestaltung mit drei Reglern sind diese dann vorteilhafterweise derart miteinander verschaltet, dass der Verdichter zunächst abhängig vom eingestellten Betriebsmodus grundsätzlich über den Heiz- oder den Kühl- Regler geregelt wird und zugleich bei einer Regelung über den Heiz-Regler im Heizbetrieb eine Absicherung gegen ein Vereisen des NT-Kühler gewährleistet ist, indem bei einer zu hohen Verdichterleistung automatisch der dritte Regler, d.h. der Begrenzungs-Regler anstelle des Heiz-Reglers verwendet wird. Insgesamt erfolgt also eine betriebsmodusbedingte Auswahl zwischen dem ersten Regler und dem zweiten Regler und im Falle der Auswahl des ersten Reglers eine zusätzliche Begrenzung über den Vergleicher und den dritten Regler.
In einer zweckmäßigen Variante wird die Verdichterdrehzahl zusätzlich begrenzt, indem die zur Regelung verwendete Steuergröße, mit einem Begrenzungsfaktor multipliziert wird. Der Begrenzungsfaktor wird - -
insbesondere mittels einer Kennlinie in Abhängigkeit einer Begrenzungsgröße ausgewählt. Der Begrenzungsfaktor ist insbesondere abhängig von einem Grenzwert für eine thermodynamische Kenngröße des Kältemittels und beispielsweise ein Druck oder eine Temperatur. Durch Multiplikation mit dem Begrenzungsfaktor wird dann vorteilhaft vermieden, dass der Druck einen minimalen Niederdruck vor dem Verdichter unterschreitet oder einen maximalen Hochdruck nach dem Verdichter überschreitet oder dass die Temperatur eine maximale Heißgastemperatur des Kältemittels nach dem Verdichter überschreitet. Mit anderen Worten: der Begrenzungsfaktor stellt sicher, dass bestimmte Grenzwerte für Kenngrößen des Kältemittels, beispielsweise die vorgenannten Parameter, beim Betrieb des Wärmepumpensystems eingehalten werden. In einer Variante werden entsprechend mehrere Kenngrößen überwacht und daraus mehrere oder ein gemeinsamer Begrenzungsfaktor ermittelt, welcher/welche dann mit der Steuergröße multipliziert werden.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung weist das Steuerungssystem einen Überhitzungs-Regler auf, auch als vierter Regler bezeichnet, mittels dessen eine Überhitzung des Kältemittels eingestellt wird, indem das Expansionsventil geregelt wird, welches stromauf des Chiliers angeordnet ist und welches eine Öffnung aufweist, die als eine Stellgröße des vierten Reglers dient. Dabei dient die Überhitzung als eine Regelgröße des vierten Reglers und eine Soll-Überhitzung, welche in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung bestimmt wird, als eine Führungsgröße. Durch die Regelung des Expansionsventils wird demnach eine bestimmte Überhitzung des Kältemittels vor dem Verdichter eingestellt und somit letztendlich die Leistung der Wärmepumpe, d.h. die von der Wärmepumpe vom Kältekreis in den Heizzweig übertragene Wärmemenge. Das Expansionsventil ist dabei insbesondere ein Stellglied des Steuerungssystems. - -
Mit den Bezeichnungen erster, zweiter, dritter und vierter Regler soll lediglich eine Unterscheidung bei der Benennung der Regler erfolgen. Dabei ist durch die Verwendung des Begriffes„vierter Regler" gerade nicht gemeint, dass auf jeden Fall noch drei weitere Regler existieren. Vielmehr ist insbesondere auch eine Ausgestaltung möglich, bei welcher lediglich der vierte Regler vorhanden ist, die anderen oben genannten Regler jedoch durch andere Mechanismen ersetzt sind. Analoges gilt für den ersten, zweiten und dritten Regler.
Die Überhitzung entspricht der Differenz zwischen einer Kältemittel- Isttemperatur vor dem Verdichter und einer druckabhängigen Sattdampftemperatur des Kältemittels. Die Überhitzung wird üblicherweise in Kelvin angegeben und beträgt optimalerweise zwischen 2 und 15 K. Zur Ermittlung der Überhitzung werden in einer geeigneten Ausgestaltung die Temperatur und der Druck des Kältemittels vor dem Verdichter gemessen und daraus dann die Überhitzung, d. h. die Ist-Überhitzung ermittelt, insbesondere über eine Kennlinie. Um dann ein zu häufiges Verstellen des Expansionsventils durch den vierten Regler zu vermeiden, werden in einer zweckmäßigen Weiterbildung schnelle Änderungen der Temperatur dadurch abgefangen, dass die gemessene Temperatur zeitlich gefiltert, d.h. geglättet wird, wodurch insbesondere die Trägheit eines TxV, also eines thermischen Expansionsventils simuliert wird.
Die Regelung des Expansionsventils und das Einstellen der Überhitzung erfolgt mittels des vierten Reglers, d.h. des Überhitzungs-Reglers. Die Soll- Überhitzung als die Führungsgröße wird vorzugsweise über eine Kennlinie in Abhängigkeit der vorliegenden Klimatisierungsanforderung bestimmt. Grundsätzlich ist allerdings auch ein konstanter Wert geeignet. Abweichend hiervon ist jedoch insbesondere zur Effizienzsteigerung und zur Vermeidung einer bei einem Heizleistungsdefizit erforderlichen elektrischen Zuheizung im Heizzweig für den ersten Mischbetrieb eine Anpassung der Überhitzung - -
vorteilhaft. Hierzu werden in einer geeigneten Ausgestaltung der Klima- Verdampfer und der Chiller miteinander vertrimmt und es wird eine geringere Soll-Überhitzung eingestellt als für den Heizbetrieb. Hierbei ist der Klima- Verdampfer aktiviert, d. h. es ist kein reiner Heizbetrieb eingestellt, möglicherweise aber ein Mischbetrieb. Insbesondere da der Verdichter wie oben beschrieben außerhalb des Heizbetriebs grundsätzlich über die Differenz aus der Verdampfer-Isttemperatur und der Verdampfer- Solltemperatur geregelt wird, ist die Leistung des Verdichters entsprechend auf den Klima-Verdampfer und die Wärmepumpe aufgeteilt, sodass insbesondere im ersten Mischbetrieb unter Umständen nicht die geforderte Menge an Wärme in den Heizzweig gelangt und beispielsweise mittels eines zusätzlichen Zuheizers zugeheizt werden muss. Um dies möglichst zu vermeiden, wird dann zweckmäßigerweise eine geringere Soll-Überhitzung eingestellt, d. h. die Öffnung des Expansionsventils vor dem Chiller wird entsprechend größer eingestellt und dadurch ein größerer Kältemittelmassenstrom durch den Chiller erzeugt, während durch den Klima-Verdampfer ein verringerter Kältemittelmassenstrom strömt. Aufgrund der Regelung des Verdichters relativ zum Klima-Verdampfer wird dann automatisch die Leistung des Verdichters erhöht, sodass wiederum auch mehr Wärme über die Wärmepumpe in den Heizzweig übertragen wird. Durch diese Anpassung der Soll-Überhitzung in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung, d.h. letztendlich insbesondere in Abhängigkeit des Betriebsmodus, wird dann besonders im ersten Mischbetrieb eine vorteilhafte Vertrimmung des Klima-Verdampfers und des Chillers realisiert und eine höhere Verdichterleistung erzwungen als allein aufgrund der Verdampfer-Isttemperatur zunächst notwendig wäre. Diese zusätzliche Verdichterleistung wird dann zur zusätzlichen Wärmezufuhr in den Heizzweig mittels der Wärmepumpe verwendet, sodass ein im Vergleich hierzu ineffizienter Zuheizer nicht zugeschaltet werden muss. Daraus ergibt sich zudem der Vorteil, dass dann auf einen Zuheizer verzichtet werden kann, wodurch wiederum Kosten eingespart werden. - -
In einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung wird die Stellgröße des vierten Reglers durch einen zusätzlichen Abregelfaktor beeinflusst, d. h. insbesondere mit diesem multipliziert und dadurch reduziert, zur Reduzierung der Menge an Wärme, die von der Wärmepumpe übertragen wird. Mit anderen Worten: zusätzlich zur Regelung des Expansionsventils mittels des vierten Reglers wird das Expansionsventil mittels des Abregelfaktors weiter abgeregelt. Auf diese Weise wird insbesondere der zweite Mischbetrieb eingestellt, welcher sich durch die Abregelung mittels des Abregelfaktors auszeichnet. Grundsätzlich ist der Abregelfaktor jedoch insbesondere auch an der Definition der diversen anderen Betriebsmodi beteiligt. Geeigneterweise wird der Abregelfaktor als Faktor im Bereich von 0 bis 1 bestimmt, wobei der zweite Mischbetrieb dann in solchen Fällen eingestellt ist, in denen der Abregelfaktor größer als 0 und kleiner als 1 ist. Ein Abregelfaktor von 0 oder 1 markiert dann einen Übergang vom zweiten Mischbetrieb zu einem anderen Betriebsmodus, insbesondere zum dritten Mischbetrieb.
Der Abregelfaktor dient wie oben beschrieben vorrangig zur Realisierung einer zusätzlichen Reduzierung der Menge an Wärme, die von der Wärmepumpe übertragen wird, und damit der Realisierung des zweiten Mischbetriebs. Da in diesem im Vergleich zum Heizbetrieb und insbesondere auch zum ersten Mischbetrieb im Heizzweig lediglich eine geringere Menge an Wärme benötigt wird, wird die Wärmepumpe durch das Abregein des Expansionsventils zurückgenommen und somit dann weniger Wärme vom Kältekreis in den Heizzweig übertragen, da weniger Wärme aus dem Kühlmittelkreislauf aufgenommen wird. Dadurch wird eine unnötig hohe und nicht bedarfsgerechte Wärmemenge im Heizzweig vermieden und die Effizienz des Wärmepumpensystems insgesamt verbessert. - -
Geeigneterweise wird der Abregelfaktor in Abhängigkeit einer Temperatur des Kühlmittels im Heizzweig bestimmt, d. h. in Abhängigkeit der oben bereits erwähnten Heizzweig-Isttemperatur, genauer gesagt in Abhängigkeit der Differenz aus der Heizzweig-Solltemperatur und der Heizzweig- Isttemperatur. Hierbei wird die Differenz zur Bestimmung eines geeigneten Wertes des Abregelfaktors zweckmäßigerweise anhand einer Kennlinie ermittelt. Diese verläuft insbesondere derart, dass mit ansteigender Heizzweig-Isttemperatur, welche dann bereits über der Heizzweig- Solltemperatur liegt, der Abregelfaktor geringer gewählt wird, sodass das Expansionsventil weiter geschlossen wird und dabei die Leistung des Chiliers vorteilhaft genau im erforderlichen Maße reduziert wird.
Tatsächlich lässt sich der hier maßgebliche Effekt des Abregeins, d.h. die Reduzierung der Wärmeaufnahme im zweiten Mischbetrieb, vorteilhaft auch durch eine veränderte Vorgabe der Soll-Überhitzung erzielen, nämlich durch Vorgabe einer Soll-Überhitzung, welche größer ist als die tatsächlich gewollte Soll-Überhitzung. Insbesondere anstelle eines expliziten Abregelfaktors wie oben beschrieben wird dann in einer geeigneten Variante eine Reduzierung der Wärmeaufnahme dadurch erzielt, dass die Soll-Überhitzung mit einem zusätzlichen Abregelzuschlag modifiziert wird, d.h. insbesondere, dass zur Soll-Überhitzung der Abregelzuschlag addiert wird, um eine größere Soll- Überhitzung zu erhalten. Dieser Abregelzuschlag ist beispielsweise ein fester Wert oder jener wird aus einer Kennlinie entnommen. Alternativ wird für die Soll-Überhitzung eine andere Kennlinie verwendet, in welcher der Abregelzuschlag bereits berücksichtigt ist.
Durch diesen zusätzlichen Eingriff in die Regelung des Expansionsventils mittels des vierten Reglers wird auch die Überhitzung erhöht, was in dieser Situation jedoch geeigneterweise hingenommen werden soll. Dazu wird in einer zweckmäßigen Ausgestaltung bei einer Reduzierung der Steuergröße durch den Abregelfaktor, d. h. im zweiten Mischbetrieb und insbesondere bei - -
einem Abregelfaktor kleiner 1 , ein I-Anteil des vierten Reglers angehalten, wobei der vierte Regler insbesondere als Pl-Regler ausgebildet ist. In einer Variante wird auch der P-Anteil angehalten. Durch das Anhalten, d.h. deaktivieren des I- und ggf. auch des P-Anteils, wird auf vorteilhafte Weise ein Gegenarbeiten des Reglers gegen den zusätzlichen Eingriff über den Abregelfaktor verhindert.
Bei dem Abregelfaktor und insbesondere bei der der Kennlinie für den Abregelfaktor wird zweckmäßigerweise berücksichtigt, dass eine maximale Heizzweigtemperatur nicht überschritten werden soll, dass also der Abregelfaktor 0 beträgt, bevor oder spätestens wenn die Heizzweig- Isttemperatur die maximale Heizzweig-Temperatur erreicht. Mit anderen Worten: die Kennlinie für den Abregelfaktor ist zweckmäßigerweise derart ausgebildet, dass eine maximale Heizzweigtemperatur nicht überschritten wird. Dadurch wird dann eine Wärmeübertragung mittels der Wärmepumpe bei Erreichen der maximalen Heizzweigtemperatur verhindert.
In einer vorteilhaften Ausgestaltung wird bei Erreichen eines Grenzwertes, d. h. eines minimalen oder maximalen Wertes und insbesondere des Wertes 0 für den Abregelfaktor das Expansionsventil vollständig geschlossen und automatisch der dritte Mischbetrieb eingestellt. Dadurch, dass das Expansionsventil geschlossen wird, wird insbesondere auch die Wärmeaufnahme der Wärmepumpe deaktiviert. Insbesondere wird dann lediglich noch Wärme über den Klimaverdampfer aufgenommen und in den Heizzweig übertragen. Diese Einstellung erfolgt demnach bei einer Heizanforderung, die gegenüber dem Heizbetrieb sowie dem ersten und dem zweiten Mischbetrieb reduziert ist, oder falls überhaupt keine Heizanforderung vorliegt. Um dann auf einfache und effiziente Weise jegliche überschüssige Wärme aus dem Heizzweig zu entfernen, wird automatisch der dritte Mischbetrieb eingestellt und der Heizzweig getaktet betrieben. Der Übergang zwischen zweitem und drittem Mischbetrieb ist demnach - -
insbesondere dadurch gekennzeichnet, dass die Leistung der Wärmepumpe nicht weiter zurückgefahren werden kann, aber dennoch überschüssige Wärme im Heizzweig vorhanden ist, sodass nun der Heizzweig periodisch wiederkehrend geöffnet wird.
In jenen Fällen, in welchen der Chiller nicht aktiv ist, d. h. insbesondere im dritten Mischbetrieb, wird dann auch zweckmäßigerweise ein I-Anteil des insbesondere als Pl-Regler ausgebildeten vierten Reglers angehalten, um dann insbesondere bei einer erneuten Aktivierung des Chiliers zu verhindern, dass der vierte Regler das Expansionsventil in eine Anschlagsposition verfährt, also direkt vollständig öffnet. Stattdessen wird das Expansionsventil dann ausgehend von der geschlossenen Stellung kontinuierlich oder gleitend geöffnet. Dadurch werden insbesondere unnötige Schaltgeräusche und eine übermäßige akustische Belastung der Umgebung vermieden.
In einer bevorzugten Ausgestaltung wird beim Abstellen des Fahrzeugs oder falls sowohl der Chiller als auch der Klima-Verdampfer aktiv sind, für das Expansionsventil vor dem Chiller eine Mindestöffnung vorgegeben, welche die Stellgröße des vierten Reglers begrenzt. Dieser Ausgestaltung liegt die Überlegung zugrunde, dass in bestimmten Situationen ein vollständiges Schließen des Expansionsventils vor dem Chiller nachteilig ist, sodass gerade in diesen Fällen die Regelung des Expansionsventils zweckmäßigerweise umgangen wird und stattdessen eine Mindestöffnung für das Expansionsventil eingestellt wird, indem für die Steuergröße ein Minimalwert als unterer Grenzwert verwendet wird. Insbesondere ist es jedoch im ersten und zweiten Mischbetrieb aufgrund des Abregelfaktors möglich, dass die tatsächlich eingestellte Öffnung dann durch die zusätzliche Abregelung die Mindestöffnung unterschreitet.
Besonders sinnvoll ist dieses Vorgehen einerseits beim Starten des Wärmepumpensystems, d. h. insbesondere beim Starten des Fahrzeugs, - -
sodass zweckmäßigerweise schon beim Abstellen des Fahrzeugs die Mindestöffnung eingestellt wird, um beim Starten dann entsprechend eingestellt zu sein. Eine solche geöffnete Stellung bei einem inaktivem Wärmepumpensystem und allgemein inaktivem Fahrzeug ermöglicht dann einen vorteilhaften Druckausgleich im Kältekreis, sodass auffällige Druckpulse und Geräusche beim Starten vermieden werden.
Das Vorgeben einer Mindestöffnung eignet sich andererseits auch besonders für den ersten Mischbetrieb und generell für solche Situationen und Betriebsmodi, in denen zusätzlich zum Expansionsventil vor dem Chiller auch das Expansionsventil vor dem Klima-Verdampfer verwendet wird und geöffnet ist. In dieser Situation beeinflussen die beiden Expansionsventile gemeinsam die Überhitzung vor dem Verdichter und durch Vorgabe der Mindestöffnung wird dann ein zu starkes Schließen des Expansionsventils vor dem Chiller vermieden. Dies wirkt sich dann in besonderem Maße stabilisierend auf den Betrieb des Wärmepumpensystems aus.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung schließt und öffnet das Steuerungssystem den Heizzweig mittels eines Absperrventils, welches insbesondere in einem Vor- oder einem Rücklauf des Heizzweigs angeordnet ist. Mit anderen Worten: das Steuersystem steuert das Absperrventil. Das Absperrventil ist somit insbesondere ein Stellglied des Steuerungssystems. Zum Öffnen des Heizzweigs wird das Absperrventil geöffnet und dadurch auf besonders einfache Weise der Kühlbetrieb eingestellt. Zum Schließen des Heizzweigs wird das Absperrventil entsprechend geschlossen und dadurch der Heizbetrieb, der erste Mischbetrieb oder der zweite Mischbetrieb eingestellt. Die drei Betriebsmodi Heizbetrieb, erster Mischbetrieb und zweiter Mischbetrieb unterscheiden sich dann voneinander durch die jeweilige Einstellung für die Wärmepumpe und den Klima-Verdampfer. Der dritte Mischbetrieb wird dann dadurch eingestellt, dass das Absperrventil und somit auch der Heizzweig periodisch geöffnet und geschlossen, d. h. getaktet - -
betrieben wird. Der Schaltzustand des Absperrventils definiert somit insbesondere die Übergänge vom zweiten Mischbetrieb zum dritten Mischbetrieb und von diesem zum Kühlbetrieb.
Mittels des Absperrventils ist auf besonders einfache und effiziente Weise ein kontinuierlicher Übergang zwischen verschiedenen Betriebsmodi realisiert. Besonders die getaktete Ansteuerung gewährleistet eine graduelle Anpassung der Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig an die jeweilige Situation und die vorliegende Klimatisierungsanforderung. Für den Kühlbetrieb wird das Absperrventil durchgängig geöffnet, um einen maximalen Kühlmittelaustausch sowie eine Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig über den NT-Kühler zu realisieren, während das Absperrventil für den Heizbetrieb durchgängig geschlossen wird, um möglichst viel Wärme im Heizzweig und in der Heizschleife zu halten. Auch zur Realisierung des ersten und des zweiten Mischbetriebs, in welchem jeweils lediglich die Heizleistung über die Wärmepumpe reduziert wird, ist das Absperrventil dann durchgehend geschlossen. Lediglich bei einer zu starken Ansammlung von Wärme im Heizzweig wird der dritte Mischbetrieb eingestellt und das Absperrventil getaktet betrieben.
Bei einem bevorzugten Steuerkonzept für das Absperrventil, d. h. insbesondere einem Konzept zum automatischen und bedarfsweisen Verbinden und Trennen des Heizzweigs vom übrigen Kühlmittelkreislauf, wir das Absperrventil derart angesteuert, dass ein Takt vorgegeben wird, zum wiederkehrenden Öffnen und Schließen des Absperrventils, wobei das Absperrventil während eines ersten Zeitintervalls geöffnet und anschließend während eines zweiten Zeitintervalls geschlossen wird. Die beiden Zeitintervalle ergeben dabei in Summe eine Periodendauer dieses getakteten Betriebs. Die Periodendauer beträgt beispielsweise 3,6 s, die beiden Zeitintervalle weisen dann entsprechend Werte zwischen 0 und 3,6 s auf. Der - -
vorgegebene Takt ist beispielsweise das Verhältnis des ersten Zeitintervalls zur Periodendauer.
Der Takt wird geeigneterweise über eine Kennlinie ermittelt, welche den einzustellenden Takt mit der Heizzweig-Isttemperatur, d. h. der Temperatur des Kühlmittels im Heizzweig verknüpft. Insbesondere wird der Takt anhand einer Kennlinie und in Abhängigkeit der Differenz zwischen der Heizzweig- Isttemperatur und einer maximalen Heizzweig-Solltemperatur ausgewählt. Diese maximale Heizzweig-Solltemperatur wird wiederum insbesondere in Abhängigkeit der Heizzweig-Solltemperatur über eine geeignete Kennlinie ermittelt.
Das Absperrventil wird somit insgesamt vorzugsweise in Abhängigkeit der insbesondere vom Nutzer vorgegebenen Heizzweig-Solltemperatur und insbesondere in Abhängigkeit des Wärmeüberschusses bezüglich der Heizzweig-Solltemperatur angesteuert und diese Steuerung mittels einer maximalen Temperatur für den Heizzweig begrenzt. Vorzugsweise wird das Absperrventil bei geringer Heizzweig-Isttemperatur durchgehend geschlossen gehalten, indem eine Taktung von 0 ausgewählt wird. Dadurch wird Wärme im Heizzweig gehalten und der Heizbetrieb, der erste Mischbetrieb oder der zweite Mischbetrieb eingestellt. Wird jedoch die Heizzweig-Solltemperatur erreicht oder überschritten , wird das Absperrventil getaktet betrieben, indem ein Takt zwischen 0 und 1 ausgewählt wird, um überschüssige Wärme aus dem Heizzweig abzuführen. Demnach wird der dritte Mischbetrieb auf vorteilhafte Weise automatisch eingestellt, falls mehr Wärme als benötigt im Heizzweig vorhanden ist.
Bei einer weiteren Erhöhung der Heizzweig-Isttemperatur wird dann automatisch der Kühlbetrieb eingestellt und das Absperrventil durch Einstellen eines Takts von 1 durchgehend geöffnet, um eine maximale Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig zu gewährleisten. Die Steuerung des - -
Absperrventils stellt also automatisch den geeigneten Takt ein und gewährleistet einen kontinuierlichen Übergang zwischen den Betriebsmodi, insbesondere zwischen den Betriebsmodi mit einer Heizanforderung, d. h. hier dem Heizbetrieb und dem ersten und zweiten Mischbetrieb, und den Betriebsmodi mit im Vergleich dazu geringer oder verschwindender Heizanforderung, d.h. dem dritten Mischbetrieb und dem Kühlbetrieb. Von besonderer Bedeutung für einen optimalen Übergang ist hierbei eine entsprechend geeignete Bedatung, d. h. Auslegung der Kennlinien, beispielsweise durch Ermittlung über eine Versuchsreihe.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung stellt das Steuerungssystem automatisch eine NT-Heizkonfiguration ein, indem die Wärmeaufnahme der Wärmepumpe über den Chiller deaktiviert wird und zum Heizen Abwärme einer Fahrzeugkomponente verwendet wird, die an den Kühlzweig angeschlossen ist. In der NT-Heizkonfiguration ist somit eine alternative Wärmezufuhr zum Heizungswärmetauscher realisiert, wobei auf die Verwendung der Wärmeaufnahme der Wärmepumpe über den Chiller verzichtet wird und die Wärme direkt über den Kühlmittelkreislauf zugeführt wird. Dabei wird die Wärmeaufnahme der Wärmepumpe über den Chiller insbesondere dadurch deaktiviert, dass das Expansionsventil vor dem Chiller geschlossen wird. Dieser Ausgestaltung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass in bestimmten Situationen eine Nutzung der Abwärme der Fahrzeugkomponente ohne Verwendung der Wärmepumpe möglich ist. Falls zugleich jedoch noch eine Kühlanforderung für den Fahrgastraum besteht, wird weiterhin Wärme über den Klima-Verdampfer in den Kältekreis aufgenommen, sodass der Verdichter in diesem Fall aktiviert bleibt. Falls allerdings keine Kühlanforderung für den Fahrgastraum besteht, wird die Wärmepumpe geeigneterweise vollständig abgeschaltet, d.h. der Verdichter wird abgeschaltet. - -
Eine Situationen, in welcher eine Nutzung der Abwärme der Fahrzeugkomponente ohne Verwendung der Wärmepumpe möglich ist, liegt insbesondere dann vor, wenn die Heizzweig-Solltemperatur geringer ist als die Kühlmittel-Isttemperatur. Eine Aktivierungsbedingung der NT- Heizkonfiguration ist dann insbesondere, dass die Heizzweig-Solltemperatur auch größer ist als die Heizzweig-Isttemperatur, sodass die NT- Heizkonfiguration geeigneterweise genau in dieser Situation aktiviert wird. Ist die NT-Heizkonfiguration aktiviert, übersteigt die Heizzweig-Isttemperatur möglicherweise die Heizzweig-Solltemperatur. Solange die Kühlmittel- Isttemperatur jedoch hinreichend groß ist, d.h. insbesondere größer als die Heizzweig-Solltemperatur, bleibt die NT-Heizkonfiguration zweckmäßigerweise aktiviert. Mit anderen Worten: die NT-Heizkonfiguration wird aktiviert, falls eine Heizanforderung vorliegt und das Kühlmittel stromab des Chiliers eine höhere Temperatur aufweist als im Heizzweig, d. h. ein geeignetes Wärmepotential vorliegt und das Kühlmittel am Heizungswärmetauscher dann Wärme abgeben kann. Die Aktivierung erfolgt jedoch nicht, falls die Kühlmittel-Isttemperatur unterhalb der Heizzweig- Isttemperatur liegt. Durch diese untere Beschränkung der Aktivierung wird insbesondere vermieden, dass bei einer Änderung der Heizanforderung durch den Nutzer hin zu einer geringeren Heizanforderung unnötig Wärme aus dem Heizzweig abgeführt wird, wodurch wiederum die Effizienz des Wärmepumpensystems verbessert ist.
In der NT-Heizkonfiguration ist das Wärmepumpensystem insbesondere bezüglich der diversen Ventile wie im Kühlbetrieb eingestellt, d.h. mit geschlossenem Expansionsventil vor dem Chiller und mit geöffnetem Heizzweig. Das Expansionsventil stromauf des Chiliers wird vollständig geschlossen, da die zum Heizen verwendete Wärme aus dem Kühlzweig entnommen wird und die Wärmeaufnahme der Wärmepumpe über den Chiller nicht benötigt wird. Die Besonderheit besteht nun insbesondere darin, dass diese Einstellung der Ventile, die ja ansonsten nur im Kühlbetrieb - -
vorliegt, auch eingestellt wird, obwohl keine Kühlanforderung für den Fahrgastraum besteht.
Eine Abfuhr überschüssiger Wärme an die Umgebung erfolgt grundsätzlich über den NT-Kühler. Um jedoch ein unnötiges Abführen von Wärme an die Umgebung möglichst zu vermeiden, stellt das Steuerungssystem in einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung eine Wärmespeicherkonfiguration ein, um eine Wärmeabgabe an die Umgebung zu vermeiden. Dazu wird das Kühlmittel über einen NT-Kühlerbypass am NT-Kühler vorbeigeführt, d.h. insbesondere, dass der NT-Kühlerbypass zum NT-Kühler parallel geschaltet ist. Weiterhin ist geeigneterweise im NT-Kühlerbypass ein Bypass-Ventil angeordnet, welches zum Einstellen der Wärmespeicherkonfiguration geöffnet wird und zum deaktivieren entsprechend geschlossen wird. Die Stellung dieses Bypass-Ventil definiert somit den Wärmespeicherbetrieb. Das Bypass-Ventil ist zudem insbesondere ein Stellglied des Steuerungssystems.
In einer besonders kostengünstigen Ausgestaltung ist das Bypass-Ventil ein Absperrventil, welches dann entlang des NT-Kühlerbypass angeordnet ist. In einer besonders effizienten Weiterbildung ist zusätzlich ein weiteres NT- Absperrventil angeordnet, zum Absperren des NT-Kühlers. Dieses NT- Absperrventil wird dann insbesondere umgekehrt zum Bypass-Ventil betrieben, sodass das Kühlmittel entweder vollständig über den NT-Kühler geführt wird oder vollständig über den NT-Kühlerbypass. In einer alternativen Ausgestaltung ist anstelle der beiden Absperrventile ein Umschaltventil, insbesondere 3/2-Wegeventil angeordnet, und zwar stromauf oder -ab des NT-Kühlers, sodass eine Aktivierung und Deaktivierung des Wärmespeicherbetriebs durch Umschalten des Umschaltventils erfolgt.
In einer geeigneten Ausgestaltung wird die Wärmespeicherkonfiguration genau dann automatisch eingestellt, falls die Kühlmittel-Isttemperatur größer - -
ist als eine Außentemperatur, d.h. eine Temperatur in der Umgebung des Fahrzeugs, und falls die Kühlmittel-Isttemperatur geringer ist als eine maximale, d.h. eine maximal erlaubte Kühlmitteltemperatur. In dieser Situation, falls also die Kühlmittel-Isttemperatur größer ist als die Außentemperatur könnte zumindest potentiell Wärme an die Umgebung abgegeben werden, was aber durch Aktivierung der Wärmespeicherkonfiguration verhindert wird. Die Begrenzung durch die maximale Kühlmitteltemperatur schützt dann den Kühlmittelkreislauf und die daran angeschlossenen Komponenten, wie beispielsweise die Leistungselektronik oder den elektrischen Antriebsstrang vor einer Überwärmung durch eine zu starke Erwärmung des Kühlmittels.
Die Wärmespeicherkonfiguration wird also insbesondere lediglich dann aktiviert, wenn bei bestimmten Umgebungsbedingungen die im Kühlmittelkreislauf enthaltene Wärme nicht an die Umgebung abgegeben werden soll, sondern über eine Wärmeaufnahme durch den Chiller und eine Wärmeabgabe über den Kondensator dem Heizzweig zugeführt werden soll. Mit anderen Worten: die Wärme soll im Kühlmittelkreislauf behalten werden, insbesondere auch dann, wenn zum aktuellen Zeitpunkt keine Heizanforderung vorliegt, die Wärme aber zu einem späteren Zeitpunkt genutzt werden soll. Die Umgebungsbedingungen sind durch die Außentemperatur, die Kühlmittel-Isttemperatur und die maximale Kühlmitteltemperatur charakterisiert. Die Wärmespeicherkonfiguration wird in Abhängigkeit dieser drei Temperaturen aktiviert oder deaktiviert. Insbesondere wird hierzu auch das Absperrventil geöffnet, um ein Einströmen des Kühlmittels in den Heizzweig zu realisieren.
In einer vorteilhaften Ausgestaltung wird die Wärmespeicherkonfiguration auch automatisch aktiviert, falls im Kühlzweig mehr Wärme generiert wird als über den Chiller in den Kältekreis übertragen wird. Mit anderen Worten: falls die Heizanforderung geringer ist als eine Kühlanforderung an die - -
Wärmequelle im Kühlzweig, wird präventiv die Wärmespeicherkonfiguration aktiviert, um die zunächst überschüssige Abwärme für mögliche, zukünftige Heizanforderungen im Kühlmittelkreislauf zu halten. Dabei richtet sich die Menge an Wärme, welche vom Chiller übertragen wird nach dessen maximaler Leistung sowie nach der momentanen Heizanforderung. Die verfügbare Menge an Wärme richtet sich nach der von der Wärmequelle generierten Abwärme, d.h. vom konkreten Betriebszustand der Wärmequelle abhängt und im Falle der Leistungselektronik oder des Antriebsstrangs des Fahrzeugs vom aktuellen Fahrmodus oder Fahrzyklus, in welchem das Fahrzeug gefahren wird. Falls also weniger Wärme benötigt wird als zur Verfügung steht, wird die überschüssige Wärme zweckmäßigerweise zur späteren Verwendung gespeichert, zumindest insbesondere solange die Kühlmittel-Isttemperatur nicht eine maximale Kühlmitteltemperatur überschreitet, wobei die maximale Kühlmitteltemperatur nicht zwingend der oben genannten maximalen Kühlmitteltemperatur entspricht, sondern alternativ eine maximale Kühlzweig-Temperatur ist.
Die Wärmespeicherkonfiguration ist insbesondere in Kombination mit der vorgenannten NT-Heizkonfiguration von Vorteil, da hier die Abwärme der Fahrzeugkomponente im Kühlzweig möglichst vollständig in den Heizzweig gelangen soll und möglichst keine Wärme über den NT-Kühler verloren gehen soll. Daher wird die Wärmespeicherkonfiguration zweckmäßigerweise automatisch eingestellt, wenn die NT-Heizkonfiguration eingestellt wird.
Dem NT-Kühler ist ein Lüfter zugeordnet, mit einer zweckmäßigerweise einstellbaren Lüfterdrehzahl. Vorzugsweise wird der Lüfter vom Steuerungssystem angesteuert, indem die Lüfterdrehzahl in Abhängigkeit der Kühlmittel-Isttemperatur und einer minimalen Kühlmitteltemperatur eingestellt wird. Dadurch wird der Wärmetausch über den NT-Kühler, d. h. insbesondere mit der Umgebung vorteilhafterweise bedarfsgerecht eingestellt und an die jeweils vorliegende Situation angepasst, insbesondere - -
an die Temperaturverhältnisse im Kühlkreislauf. Dabei wird der Wärmetausch maßgeblich durch einen Luftstrom über den NT-Kühler bestimmt, d.h. einen Luftdurchsatz oder eine Menge an Umgebungsluft, die pro Zeit über den NT- Kühler geführt wird. Durch Einstellen der Lüfterdrehzahl wird dann der Luftdurchsatz gesteuert. Der Lüfter ist somit insbesondere ein Stellglied des Steuerungssystems. Der Lüfter ist insbesondere ein elektrisch angetriebener Lüfter und wird auch als E-Lüfter bezeichnet. Die Lüfterdrehzahl ist dann eine Stellgröße für eine Steuerung, mit der Kühlmittel-Isttemperatur als Steuergröße.
Die minimale Kühlmitteltemperatur gibt einen unteren Grenzwert an, welcher verhindert, dass das Kühlmittel am NT-Kühler derart stark abgekühlt wird, dass der NT-Kühler vereist. Dazu wird die minimale Kühlmitteltemperatur beispielsweise über eine Kennlinie in Abhängigkeit der Außentemperatur bestimmt und insbesondere derart, dass die minimale Kühlmitteltemperatur höchstens unwesentlich geringer ist als der Taupunkt der Umgebungsluft in der aktuellen Situation. Üblicherweise ist die minimale Kühlmitteltemperatur dabei geringer als die Außentemperatur.
In einer bevorzugten Weiterbildung wird die Lüfterdrehzahl mittels einer Kennlinie bestimmt, welche derart ausgebildet ist, dass bei Annäherung der Kühlmittel-Isttemperatur an die minimale Kühlmitteltemperatur, d. h. bei geringer werdender Differenz zwischen den beiden Temperaturen, die Lüfterdrehzahl erhöht wird, um durch eine Erwärmung des Kühlmittels mittels einer Erhöhung der Wärmeaufnahme aus der Umgebung eine Vereisung des NT-Kühlers zu vermeiden. Alternativ und bevorzugterweise zusätzlich ist die Kennlinie oder eine zusätzliche Kennlinie derart ausgebildet, dass bei der Wärmeabfuhr über den NT-Kühler und bei steigender Kühlmittel- Isttemperatur eine höhere Lüfterdrehzahl eingestellt wird, um das entsprechend wärmere Kühlmittel im NT-Kühler stärker abzukühlen. Vorzugsweise sind beide der oben genannten Alternativen verwirklicht und - -
über eine Maximal-Auswahl verknüpft. Aus zwei Kennlinien wird dann jeweils eine Lüfterdrehzahl bestimmt und die größere ausgewählt, sodass für eine sinkende Kühlmittel-Isttemperatur eine Vereisung des NT-Kühlers durch eine erhöhte Wärmeaufnahme aus der Umgebung verhindert wird und bei steigender Kühlmittel-Isttemperatur eine übermäßige Erwärmung des Kühlmittels durch eine erhöhte Wärmeabgabe an die Umgebung verhindert wird.
Im Wärmespeicherbetrieb wird auf eine Steuerung des Lüfters zweckmäßigerweise verzichtet und dieser dann deaktiviert, da ein Wärmetausch mit der Umgebung in diesem Fall nicht erwünscht ist und durch Deaktivieren des Lüfters entsprechend sowohl Energie für den Betrieb des Lüfters als auch durch den ansonsten vermehrten Wärmeaustausch am NT- Kühler eingespart wird.
Der Luftdurchsatz am NT-Kühler ist durch die oben beschriebenen Steuerungskonzepte für den Lüfter bedarfsangepasst gesteuert und dadurch besonders effizient. Lediglich bei entsprechendem Bedarf wird die Lüfterdrehzahl erhöht und ansonsten möglichst gering gehalten, sodass insgesamt auch eine verbesserte Akustik des Wärmepumpensystems erzielt wird.
Grundsätzlich weist das Steuerungssystem einen Speicher auf, in welchem eine Anzahl von Modellparametern gespeichert ist, insbesondere diejenigen Temperaturen, welche kritische Grenztemperaturen des Kühlmittels darstellen. Ein Beispiel für solch eine kritische Grenztemperatur und somit für einen Modellparameter ist die oben erwähnte minimale Kühlmitteltemperatur. Diese Kenntnis ermöglicht in Kombination mit einer Messung der Kühlmittel- Isttemperatur eine vorteilhaft regelmäßige und insbesondere kontinuierlich Überwachung der Kühlmittel-Isttemperatur im Hinblick auf eine mögliche - -
Vereisungsgefahr durch eine Annäherung an die minimale Kühlmitteltemperatur.
In einer bevorzugten Ausgestaltung wird dann eine insbesondere potentielle Vereisung dadurch vermieden, dass der Heizzweig zyklisch geöffnet und Wärme aus dem Heizzweig zum NT-Kühler geführt wird. Mit anderen Worten: in Abhängigkeit der Differenz zwischen der minimalen Kühlmitteltemperatur und der Kühlmittel-Isttemperatur wird der Kühler in regelmäßigen zeitlichen Abständen mittels des Heizzweigs beheizt. Hierbei wird insbesondere in Anlehnung an den dritten Mischbetrieb durch ein zyklisches Öffnen des Heizzweigs aus diesem Wärme abgeführt und dadurch ein Vereisungsvermeidungsbetrieb eingestellt, d.h. ein Vereisungsschutz realisiert. Dabei wird unter zyklischem Öffnen verstanden, dass der Heizzweig nicht wie im dritten Mischbetrieb getaktet betrieben wird, sondern dass vielmehr der Heizzweig grundsätzlich über einen längeren Zeitraum von mehreren Minuten geschlossen ist, insbesondere wenigstens 10 min, und lediglich während eines kurzen Zeitraums von wenigen Sekunden, beispielsweise 1 bis 10 s, insbesondere bis 60 s, geöffnet wird. Dadurch wird dann während des kurzen Zeitraums Wärme aus dem Heizzweig in den übrigen Kühlmittelkreislauf abgegeben und zum NT-Kühler geführt ohne den eigentlich gewollten Betriebsmodus signifikant zu unterbrechen. Mit anderen Worten: in Abhängigkeit der Kühlmittel-Isttemperatur wird ein zyklischer Enteisungsbetrieb dadurch realisiert und eingestellt, dass der Heizzweig ausgehend von einem momentan vorliegenden Betriebsmodus, insbesondere einem solchen mit geschlossenem Heizzweig, kurzzeitig geöffnet wird. Der Vereisungsvermeidungsbetrieb unterbricht sozusagen kurzzeitig einen jeweiligen eingestellten Betriebsmodus. Durch geeignete Auslegung des Steuerungssystems wird dann der zyklische Vereisungsvermeidungsbetrieb derart aktiviert, dass erst gar keine Vereisung entsteht. Dieser ist besonders für Fahrzeuge mit künstlich erzeugter, zusätzlicher Abwärme im Kühlmittelkreislauf geeignet, wobei dann durch - -
entsprechende Erzeugung einer solchen zusätzlichen Abwärme die Temperatur des Kühlmittels im Kühlmittelkreislauf insgesamt angehoben wird, beispielsweise um wenige °C, sodass es entsprechend erst gar nicht zur Vereisung am NT-Kühler kommt.
Bei den oben beschriebenen Steuer- und Regelkonzepten für die diversen Komponenten kommt den diversen Kennlinien, über welche zum Einen weitere Parameter für die jeweilige Steuerung oder Regelung ermittelt werden und zum Anderen ein Bezug zu den diversen Steuergrößen hergestellt wird, eine besondere Bedeutung zu. Diese Kennlinien bestimmen nämlich maßgeblich das konkrete Verhalten des Steuerungssystems sowie das von diesem durchgeführte automatische Einstellen der diversen Betriebsmodi, insbesondere die Bedingungen für die Übergänge. Zudem werden in den Kennlinien vorteilhafterweise auch bestimmte Grenzbedingungen in Form von oberen und unteren Grenzwerten für einen reibungslosen Betrieb des Wärmepumpensystems berücksichtigt. Die Kennlinien werden dann insbesondere durch geeignete Versuche bestimmt und geeigneterweise im Sinne einer Wertetabelle oder einer Berechnungsvorschrift im Speicher des Steuerungssystems hinterlegt.
Geeigneterweise weist das Steuerungssystem eine Steuerungselektronik oder einen Controller auf, um insbesondere eine oder mehrere der oben genannten Einstellungen, Steuerungen, Regelungen, Berechnungen und/oder sonstigen Operationen durchzuführen.
Durch das Steuerungssystem ist das Wärmepumpensystem des Fahrzeugs dann insgesamt besonders sicher, robust, effizient und geräuscharm im Betrieb. Mittels des Steuerungssystems können zudem vorteilhaft auch komplexe Klimatisierungsanforderungen realisiert werden, wie beispielsweise gleichzeitiges Beheizen des Fahrgastraums und Kühlen von Fahrzeugkomponenten im Kühlkreislauf und/oder über weitere Verdampfer - -
im Kältekreis. Gegenüber herkömmlichen Wärmepumpensystemen ist das Wärmepumpensystem besonders energieeffizient und daher insbesondere zur Verwendung in einem Elektro- oder Hybridfahrzeug geeignet.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen jeweils schematisch:
Fig. 1 ein Wärmepumpensystem,
Fig. 2 ein Regelkonzept für einen Verdichter des
Wärmepumpensystems,
Fig. 3a ein Regelkonzept für ein Expansionsventil einer Wärmepumpe des
Wärmepumpensystems,
Fig. 3b eine Kennlinie zur Bestimmung eines Abregelfaktors für das
Regelungskonzept aus Fig. 3a,
Fig. 4a ein Steuerkonzept für ein Absperrventil eines Heizzweigs des
Wärmepumpensystems,
Fig. 4b eine Kennlinie zur Bestimmung eines Takts für das Steuerkonzept aus Fig. 4a,
Fig. 5 ein Steuerkonzept für ein Bypass-Ventil des
Wärmpumpensystems,
Fig. 6 Bedingungen zur Aktivierung einer NT-Heizkonfiguration des
Wärmepumpensystems, und
Fig. 7 ein Steuerkonzept für einen Lüfter des Wärmepumpensystems. - -
In Fig. 1 ist ein Wärmepumpensystem 2 für ein nicht näher gezeigtes Fahrzeug dargestellt, insbesondere für ein Elektro- oder ein Hybridfahrzeug. Das Wärmepumpensystem 2 weist einen Kältekreis 4 auf, in dem ein Kältemittel zirkuliert, sowie einen Kühlmittelkreislauf 6, in welchem ein Kühlmittel zirkuliert, beispielsweise ein Wasser/Glykol-Gemisch. Der Kältekreis 4 ist in Fig. 1 mit gestrichelter Linie dargestellt, der Kühlmittelkreislauf 6 mit durchgezogener Linie. Der Kühlmittelkreislauf 6 ist ein Kühlkreis, in welchem das Kühlmittel üblicherweise eine Temperatur zwischen etwa -25 bis +70 °C oder sogar bis +90 °C aufweist. Das Wärmepumpensystem 2 weist weiterhin ein Klimagerät 8 auf, zur Klimatisierung eines Fahrgastraums 10, d. h. eines Innenraums, des Fahrzeugs. Dazu weist das Klimagerät 8 einen Klima- Verdampfer 12 auf, welcher an den Kältekreis 4 angeschlossen ist, sowie einen Heizungswärmetauscher 14, welcher an den Kühlmittelkreislauf 6 angeschlossen ist. Der Klima- Verdampfer 12 dient dann der Kühlung und Entfeuchtung des Fahrgastraums 10, der Heizungswärmetauscher 14 dient der Beheizung.
Weiterhin umfasst das Klimagerät 8 einen Luftkanal 1 6 zur Zuleitung von Luft L in den Fahrgastraum 10. Dabei ist der Heizungswärmetauscher 14 bezüglich der einströmenden Luft L stromab des Klima- Verdampfers 12 angeordnet, sodass je nach Betrieb der beiden Komponenten die Luft L erwärmt, gekühlt oder beides wird.
Das Wärmepumpensystem 2 ist mittels eines Steuerungssystems 22 zunächst zwischen einem Heizbetrieb und einem Kühlbetrieb umschaltbar. Dabei erfolgt im Heizbetrieb eine Beheizung des Fahrgastraums 10 mittels des Heizungswärmetauschers 14, im Kühlbetrieb erfolgt dagegen eine Kühlung und Entfeuchtung des Fahrgastraums 10 mittels des Klima- Verdampfers 12. Die zur Beheizung verwendete Wärme wird dem - -
Heizungswärmetauscher 14 über den Kühlmittelkreislauf 6 zugeführt. Dazu ist der Heizungswärmetauscher 14 in einem Heizzweig 24 an den Kühlmittelkreislauf 6 angeschlossen. In diesem Heizzweig 24 ist ebenfalls ein Kondensator 26 angeschlossen, zur Übertragung von Wärme vom Kältekreis 4 in den Kühlmittelkreislauf 6. Der Kondensator 26 ist als wassergekühlter Kondensator ausgebildet, mit einem geeigneten Wärmetauscher, welcher an den Kühlmittelkreislauf 6 angeschlossen ist. Als weitere Wärmequelle ist in dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel im Heizzweig 24 zusätzlich ein Zuheizer 28 angeordnet, und zwar stromauf des Heizungswärmetauschers 14 und stromab des Kondensators 26. Des Weiteren ist im Heizzweig 24 eine Heizkreispumpe 30 angeordnet, und zwar in dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel stromauf des Kondensators 26, zur Förderung von Kühlmittel. Grundsätzlich sind aber auch andere Positionen geeignet.
Der Kühlmittelkreislauf 6 umfasst in Fig. 1 drei Abschnitte, die an zwei Verzweigungen V1 , V2 miteinander verbunden sind. Auf einem ersten Abschnitt ist ein NT-Kühler 44 angeordnet. Der zweite Abschnitt ist der Heizzweig 24 mit einem Vorlauf 31 und einem nicht näher bezeichneten Rücklauf. Der dritte Abschnitt ist ein Kühlzweig 33. Stromab des ersten Abschnitts ist dann eine der Verzweigungen V1 , V2 als erste Verzweigung V1 angeordnet. An dieser ersten Verzweigung V1 beginnen der Vorlauf 31 des Heizzweigs 24 und der Kühlzweig 33. Stromab der beiden Zweige 24, 33 werden diese an der anderen der beiden Verzweigungen V1 , V2 als zweite Verzweigung V2 zusammengeführt und münden gemeinsam in den ersten Abschnitt.
Um die von dem Kondensator 26 in den Heizzweig 24 eingetragene Wärme optimal zur Beheizung des Fahrgastraums 10 zu verwenden, ist der Heizzweig 24 über ein Absperrventil 32 absperrbar. Dazu ist das Absperrventil 32 hier im Vorlauf 31 des Heizzweiges 24 angeordnet. Zusätzlich wird über einen Rückführzweig 34 eine Heizschleife 36 - -
ausgebildet, mittels derer Kühlmittel von einer ersten Abzweigung 38 stromab des Heizungswärmetauschers 14 zu einer zweiten Abzweigung 40 des Heizzweigs 24 stromauf des Kondensators 26 zurückgeführt wird. Der Heizzweig 24 erstreckt sich zwischen der ersten Abzweigung 38 und der zweiten Abzweigung 40. Stromauf der zweiten Abzweigung 40 und stromab der ersten Verzweigung V1 ist der Vorlauf 31 des Heizzweigs 24 angeordnet. Der Vorlauf 31 des Heizzweigs 24 ist mittels des Absperrventils 32 absperrbar, sodass die Heizschleife 36 im Wesentlichen unabhängig vom übrigen Kühlmittelkreislauf 6 betreibbar ist. Im Heizbetrieb wird dann entsprechend der Heizzweig 24 mittels des Absperrventils 32 abgesperrt, sodass das Kühlmittel in der Heizschleife 36 wiederkehrend über den Kondensator 26, den Zuheizer 28 sowie den Heizungswärmetauscher 14 geführt wird.
Parallel zum Heizzweig 24 weist der Kühlmittelkreislauf 6 den Kühlzweig 33 auf, zur Kühlung mindestens einer Fahrzeugkomponente 42 des Fahrzeugs. In dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel ist ohne Beschränkung der Allgemeinheit lediglich eine Fahrzeugkomponente 42 gezeigt. Demnach kommen grundsätzlich auch Ausführungen mit mehreren Fahrzeugkomponenten 42 in Betracht. Die über die Fahrzeugkomponente 42 aufgenommene Wärme wird entweder über den NT-Kühler 44 im Kühlmittelkreislauf 6 an die Umgebung des Fahrzeugs abgeführt oder mittels eines Chiliers 46 in den Kältekreis 4 übertragen. Zur Wärmeabfuhr über den NT-Kühler 44 ist diesem ein Lüfter 45 zugeordnet, der insbesondere als elektrischer Lüfter 44, d.h. als sogenannter E-Lüfter ausgebildet ist, und Umgebungsluft über den NT-Kühler 44 fördert. Zur Wärmeübertragung in den Kältekreis 4 ist der Chiller 46 insbesondere stromab der Fahrzeugkomponente 42 im Kühlzweig 33 angeschlossen. Weiterhin weist der Chiller 46 einen Chiller-Verdampfer auf, über welchen der Chiller 46 an den Kältekreis 4 angeschlossen ist. In Kombination mit dem Kondensator 26 bildet der Chiller 46 insbesondere eine Wärmepumpe zur Übertragung von - -
Wärme aus dem Kühlzweig 33 in den Heizzweig 24. Zudem ist es zusätzlich oder alternativ auch möglich, über den NT-Kühler 44 aus der Umgebung Wärme zu entnehmen und dann mittels des Chillers 46 und des Kondensators 26 zur Beheizung des Fahrgastraums 10 zu verwenden.
Im Kältekreis 4 ist dem Chiller 46 ein Expansionsventil 48a vorgeschaltet. Ebenso ist dem Klima- Verdampfer 12 ein Expansionsventil 48b vorgeschaltet. Weiterhin ist im Kältekreis 4 ein Verdichter 50 angeordnet, nämlich stromauf des Kondensators 26.
Der Chiller 46 und der Klima-Verdampfer 12 sind im Kältekreis 4 parallel zueinander angeordnet. In dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel ist zudem zusätzlich ein weiterer Verdampfer 52 parallel zu dem Klimaverdampfer 12 und dem Chiller 46 an den Kältekreis 4 angeschlossen. Dieser weitere Verdampfer 52 dient beispielsweise der Kühlung eines nicht näher gezeigten Hochvoltspeichers des Fahrzeugs. Auch dem weiteren Verdampfer 52 ist ein Expansionsventil 48c zugeordnet.
Weiterhin sind in dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel zwei innere Wärmetauscher 54 und 56 an den Kältekreis 4 angeschlossen. Dabei dient der innere Wärmetauscher 54 zur Leistungs- und Effizienzsteigerung des Klima- Verdampfers 12 und der weitere innere Wärmetauscher 56 entsprechend zur Leistungs-und Effizienzsteigerung des Chillers 46. In einer nicht gezeigten Alternative ist dagegen lediglich ein innerer Wärmetauscher 54 im Kältekreis 4 vorgesehen, der dann gemeinsam für den Klima- Verdampfer 12 und den Chiller 46 eingesetzt wird.
Aufgrund der speziellen Verschaltung des Wärmepumpensystems 2 lassen sich in diesem mehrere Betriebsmodi BM zur optimalen Klimatisierung des Fahrzeugs realisieren. Die unterschiedlichen Betriebsmodi BM werden mittels des Steuerungssystems 22 durch eine Steuerung der einzelnen - -
Komponenten des Wärmepumpensystems 2 eingestellt, nämlich durch eine Steuerung und/oder Regelung des Absperrventils 32, des Expansionsventils 48a vor dem Chiller 46, des Verdichters 50, des Bypass-Ventil 62 sowie eines Lüfter 45 zur Steuerung des Luftdurchsatzes am NT-Kühler 44. Diese Komponenten sind insbesondere Stellglieder des Steuerungssystems 22. Dabei ermöglicht die besondere Verschaltung des Wärmepumpensystems 2 einen automatischen und insbesondere auch gleitenden oder kontinuierlichen Übergang zwischen den diversen Betriebsmodi BM, wobei ein jeweiliger Übergang besonders geräuscharm erfolgt, lediglich ein Minimum an Schaltvorgängen benötigt und insbesondere keine Wartezeiten und Richtungsumkehrungen benötigt. Dadurch ist das Wärmesystem 2 im Betreib besonders stabil, geräuscharm und effizient.
Anhand der Fig. 2 bis 7 werden im Folgenden diverse Steuer- und Regelkonzepte der oben erwähnten Komponenten beschrieben und in diesem Zusammenhang auch die diversen Betriebsmodi BM zur Bedienung unterschiedlicher Klimatisierungsanforderungen näher erläutert. Diese Steuer- und Regelkonzepte werden mittels des Steuerungssystems 22 umgesetzt und ausgeführt. Die entsprechenden Bauteile und Komponenten zur konkreten Implementierung der Konzepte sind dann jeweils insbesondere ein Teil des Steuerungssystems 22.
Grundsätzlich weist das gezeigte Wärmepumpensystem 2 einen Kühlbetrieb, auch Sommerbetrieb, einen Heizbetrieb, auch Winterbetrieb, sowie mehrere Mischbetriebe als Übergangsbetriebe zwischen dem Kühl- und dem Heizbetrieb auf. In diesen Mischbetrieben ist dann ein kombiniertes Heizen und Kühlen realisiert. In einem ersten Mischbetrieb wird ausgehend vom Heizbetrieb zunächst der Klima- Verdampfer 12 hinzugeschaltet. In einem zweiten Mischbetrieb wird dann ausgehend vom ersten Mischbetrieb die Heizleistung reduziert, indem die Leistung des Chiliers 46 und somit der Wärmepumpe zurückgefahren wird. In einem dritten Mischbetrieb wird dann - -
ausgehend vom zweiten Mischbetrieb das Absperrventil getaktet betrieben, um überschüssige Wärme aus dem Heizzweig 24 abzuführen. Ausgehend vom dritten Mischbetrieb wird dann der Kühlbetrieb erreicht, indem das Absperrventil 32 durchgängig geöffnet wird.
Von den vorgenannten Betriebsmodi BM ist allgemein immer nur einer aktiv, d.h. zu einem gegebenen Zeitpunkt ist immer nur ein bestimmter Betriebsmodus BM eingestellt. Dies ist insbesondere dadurch bedingt, dass die Betriebsmodi BM unter Anderem durch die Schaltstellungen der diversen Stellglieder des Steuerungssystems 22 definiert sind und sich daher gegenseitig ausschließen. Zusätzlich zu den Betriebsmodi BM sind in dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel als Zusatzkonfigurationen des Wärmepumpensystems 2 noch eine Wärmespeicherkonfiguration WS und eine NT-Heizkonfiguration NTH einstellbar, welche auch gleichzeitig zu einem oder mehreren der genannten Betriebsmodi BM einstellbar sind. Insbesondere ist der NT-Heizbetrieb gleichzeitig zu einem der Mischbetriebe oder zum Heizbetrieb einstellbar und aktiviert auch automatisch den Wärmespeicherbetrieb, sodass diese beiden Betriebsmodi BM dann gleichzeitig aktiv sind.
Fig. 2 zeigt ein Regelungskonzept für den Verdichter 50, auch als elektrischer Kältemittelverdichter, kurz EKMV, bezeichnet. Die Steuergröße ist hierbei eine Drehzahl des Verdichters 50, d. h. eine Verdichterdrehzahl VD, welche maßgeblich die vom Verdichter 50 aufgebrachte Leistung bestimmt und damit mittelbar eine Klimatisierungsleistung des Klima- Verdampfers 12 und der Wärmepumpe, d. h. insbesondere des Chiliers 46. Grundsätzlich erfolgt die Regelung zunächst über einen ersten und einen zweiten Regler R1 , R2, wobei lediglich der Ausgang eines der Regler R1 , R2 in Abhängigkeit der Umgebungsbedingungen und/oder des Klimatisierungsbedarfs ausgewählt und dann verwendet wird. Bei einem reinen Heizbedarf, d. h. für den Heizbetrieb, erfolgt eine Regelung mittels des ersten Reglers R1 , wobei die - -
Regelgröße dann eine Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I ist, d. h. eine Temperatur des Kühlmittels im Heizzweig, und zwar vorzugsweise gemessen zwischen dem Kondensator 26 und dem Heizungswärmetauscher 14. Die Temperatur des Kühlmittels an dieser Stelle bestimmt die Heizleistung des Heizungswärmetauschers 14 und damit die Beheizung des Fahrgastraums 10. Zum Erreichen einer bestimmten Temperatur des Fahrgastraums 10, welche beispielsweise vom Nutzer über ein Bedienelement vorgegeben wird oder von einer übergeordneten Klimatisierungsfunktionslogik vorgegeben wird, muss dann das Kühlmittel am Heizungswärmetauscher 14 eine bestimmte Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S aufweisen, welche als Führungsgröße für den ersten Regler R1 verwendet wird, welcher auch als Heiz-Regler R1 bezeichnet wird.
Für den Kühlbetrieb und die Mischbetriebe, d.h. für denjenigen Betriebsmodi BM, für welche der Klima- Verdampfer 12 aktiviert und zur Wärmeaufnahme verwendet wird, erfolgt dagegen mittels des zweiten Reglers R2, auch als Kühl-Regler R2 bezeichnet, eine Regelung in Abhängigkeit einer Verdampfer-Isttemperatur T-KV-I, d. h. derjenigen Temperatur, welche die Luft aufweist, die den Klima- Verdampfer 12 zwecks Kühlung überströmt. Die Führungsgröße ist dann eine Verdampfer-Solltemperatur T-KV-S, welche beispielsweise vom Nutzer eingestellt und vorgegeben wird oder von einer übergeordneten Klimatisierungsfunktionslogik vorgegeben wird. Zu beachten ist hierbei, dass gerade auch in den Mischbetrieben, in denen gleichzeitig zu einer Kühlanforderung in Form der Verdampfer-Solltemperatur T-KV-S auch eine Heizanforderung in Form der Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S vorliegt, die Regelung des Verdichters 50 in Abhängigkeit der Kühlanforderung erfolgt. Lediglich im Heizbetrieb erfolgt die Regelung mittels des ersten Reglers R1 .
Eine wesentliche Eigenheit der hier vorgestellten Steuerung und Regelung des Wärmepumpensystems 2 mittels des Steuerungssystems 22 ist nun eine zusätzliche Regelstrecke mit einem dritten Regler R3, zur Regelung des - -
Verdichters 50 in Abhängigkeit einer Temperatur des Kühlmittels außerhalb des Heizzweigs 24 und insbesondere einer Temperatur des Kühlmittels stromab des Chiller 46 und stromauf des NT-Kühlers 44. Durch diese zusätzliche Regelstrecke wird ein Vereisen des NT-Kühlers 44 durch ein zu stark im Chiller 46 abgekühltes Kühlmittel effizient vermieden, indem rechtzeitig die Verdichterdrehzahl VD heruntergefahren wird. Dazu wird dem dritten Regler R3 die Temperatur des Kühlmittels als eine Kühlmittel- Isttemperatur T-KM-I als Regelgröße zugeführt und eine minimale Kühlmitteltemperatur T-KM-min im Sinne eines unteren Grenzwerts, der zur Vermeidung einer Vereisung nicht unterschirrten werden soll, als Führungsgröße. Der dritte Regler R3 wird daher auch als Begrenzungs- Regler R3 bezeichnet. Ein besonderes Merkmal des Regelungskonzeptes für den Verdichter 50 ist dann die Auswahl einer der beiden Steuergrößen des ersten Reglers R1 und des dritten Reglers R3, nämlich entweder der betriebsmodusbedingten Steuergröße des ersten Reglers R1 oder der Steuergröße des dritten Reglers R3. Und zwar erfolgt die Auswahl über einen Vergleicher V, welcher einen Minimalvergleich durchführt und die niedrigere der beiden Verdichterdrehzahlen VD einstellt. Dabei erfolgt der Vergleich lediglich zwischen dem ersten Regler R1 und dem dritten Regler R3, d.h. lediglich dann, wenn eine reine Heizanforderung vorliegt und durch eine entsprechend hohe Verdichterleistung zur Bedienung dieser Heizanforderung die Gefahr einer Vereisung am Größten ist. Wird der Verdichter 50 mittels des zweiten Reglers R2 geregelt, wird keine Begrenzung mittels des Vergleichers V durchgeführt. Insgesamt erfolgt also eine betriebsmodusbedingte Auswahl zwischen dem ersten Regler R1 und dem zweiten Regler R2 und im Falle der Auswahl des ersten Reglers R1 eine zusätzliche Begrenzung über den Vergleicher V und den dritten Regler R3.
Zusätzlich zu den oben genannten Reglern R1 , R2, R3 umfasst das Regelkonzept der Fig. 2 eine Begrenzung, welche durch Multiplikation der Steuergröße, d. h. hier des Reglerausgangs insbesondere nach dem - -
Vergleicher, mit einem Begrenzungsfaktor BF erfolgt. Dieser Mechanismus stellt sicher, dass ein minimaler Niederdruck p-N vor dem Verdichter 50 nicht unterschritten wird, ein maximaler Hochdruck p-H nach dem Verdichter 50 nicht überschritten wird und eine maximale Heißgastemperatur T-H des Kältemittels nach dem Verdichter 50 nicht überschritten wird. Für jeden der genannten Fälle wird mittels einer jeweiligen Kennlinie K1 ein Begrenzungsfaktor BF für den zu begrenzenden Wert ermittelt und mit der Steuergröße multipliziert.
Fig. 3a zeigt ein Regelungskonzept für das Expansionsventil 48a, welches stromauf des Chiliers 46 angeordnet ist. Dieses Expansionsventil 48a dient im Wesentlichen zum Einstellen einer bestimmten Überhitzung Ü des Kältemittels vor dem Verdichter 50 und somit letztendlich zum Einstellen der Leistung der Wärmepumpe. Die Überhitzung Ü gibt die Differenz zwischen einer Kältemittel-Isttemperatur T-KM-I vor dem Verdichter 50 und einer druckabhängigen Sattdampftemperatur des Kältemittels an. Die Überhitzung Ü wird üblicherweise in Kelvin angegeben und beträgt beispielsweise zwischen 2 und 15 K.
Im Regelungskonzept der Fig. 3a erfolgt die Regelung mittels eines vierten Reglers R4, der auch als Überhitzungs-Regler R4 bezeichnet wird. Die Überhitzung Ü ist hierbei die Regelgröße und die Stellgröße ist dann eine Öffnung oder Öffnungsgröße des Expansionsventils 48a. Dabei werden die Temperatur und der Druck des Kältemittels vor dem Verdichter 50 gemessen werden und daraus die vorliegende Überhitzung Ü, d.h. die Ist-Überhitzung in nicht dargestellter Weise über eine Kennlinie ermittelt. Um ein zu häufiges Verstellen zu vermeiden, werde schnelle Änderungen der Temperatur dadurch abgefangen, dass die gemessene Temperatur zeitlich gefiltert, d. h. geglättet wird, wodurch insbesondere die Trägheit eines TxV, also eines thermischen Expansionsventils simuliert wird. Als Führungsgröße wird eine Soll-Überhitzung Ü-S bereitgestellt, welche über eine Kennlinie K2 in - -
Abhängigkeit des jeweiligen Betriebsmodus BM bestimmt wird. Grundsätzlich ist zunächst auch ein konstanter Wert geeignet, insbesondere im ersten Mischbetrieb ist jedoch eine Anpassung der Überhitzung Ü vorteilhaft, um einen effizienteren Betrieb zu realisieren.
Da der Verdichter 50 wie oben beschrieben in den Mischbetrieben über die Differenz aus Verdampfer-Isttemperatur T-KV-I und Verdampfer- Solltemperatur T-KV-S geregelt wird, ist die Leistung des Verdichters 50 entsprechend auf den Klima- Verdampfer 12 und den Chiller der Wärmepumpe aufgeteilt, sodass im ersten Mischbetrieb unter Umständen nicht die geforderte Menge an Wärme in den Heizzweig 24 gelangt und mittels des Zuheizers 28 zugeheizt werden muss. Um dies möglichst zu vermeiden oder den Zuheizer 28 sogar gänzlich einzusparen, wird daher beim ersten Mischbetrieb eine geringere Soll-Überhitzung Ü-S als in anderen Betriebsmodi BM eingestellt, wodurch die Öffnung des Expansionsventils 48a entsprechend größer eingestellt wird und einen größeren Kältemittelmassenstrom durch den Chiller 46 erzeugt, während durch den Klima- Verdampfer 12 ein verringerter Kältemittelmassenstrom strömt. Aufgrund der Regelung des Verdichters 50 relativ zum Klima- Verdampfer 12 wird dann automatisch die Leistung des Verdichters 50 erhöht, sodass wiederum auch mehr Wärme über die Wärmepumpe in den Heizzweig übertragen wird. Durch Anpassung der Soll-Überhitzung Ü-S in Abhängigkeit des Betriebsmodus BM wird dann im ersten Mischbetrieb eine Vertrimmung des Klima-Verdampfers 12 und des Chiliers 46 realisiert und eine höhere Verdichterleistung erzwungen als allein aufgrund der Verdampfertemperatur notwendig wäre. Diese zusätzliche Verdichterleistung wird dann zur zusätzlichen Wärmezufuhr in den Heizzweig 24 mittels der Wärmepumpe verwendet, sodass der im Vergleich hierzu ineffiziente Zuheizer 28 zunächst nicht zugeschaltet werden muss. - -
Eine weitere Besonderheit des in Fig. 3a gezeigten Regelkonzepts ist die zusätzliche Beeinflussung der vom vierten Regler R4 ausgegebenen Steuergröße durch einen zusätzlichen Abregelfaktor AF, welcher gleichzeitig maßgeblich an der Definition der diversen Betriebsmodi BM beteiligt ist. Der Abregelfaktor AF dient im Wesentlichen zur Realisierung einer Reduzierung der Leistung, die von der Wärmepumpe übertragen wird, und damit der Einstellung des zweiten Mischbetriebs. Da in diesem im Vergleich zum Heizbetrieb und zum ersten Mischbetrieb im Heizzweig 24 lediglich eine geringere Menge an Wärme benötigt wird, wird die Wärmepumpe durch zusätzliches Abregein des Expansionsventils 48a zurückgenommen und somit dann weniger Wärme vom Kältekreis 4 in den Heizzweig 24 übertragen. Dadurch wird eine unnötig hohe und nicht bedarfsgerechte Wärmemenge im Heizzweig 24 vermieden und die Effizienz des Wärmepumpensystems 2 insgesamt verbessert.
Der Abregelfaktor AF wird in dem gezeigten Beispiel als Faktor im Bereich von 0 bis 1 in Abhängigkeit der oben bereits erwähnten Heizzweig- Isttemperatur T-HZ-I, genauer gesagt in Abhängigkeit der Differenz aus der Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S und der Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I. Hierbei wird die Differenz zur Bestimmung eines geeigneten Wertes des Abregelfaktors AF anhand einer Kennlinie K3 verwendet.
Ein Beispiel für diese Kennlinie K3 ist in Fig. 3b gezeigt, welche den Abregelfaktor AF als Funktion der oben genannten Differenz zeigt. Mit ansteigender Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I wird der Abregelfaktor AF geringer gewählt, sodass das Expansionsventil 48a weiter geschlossen wird und dabei die Leistung des Chiller 46 genau im erforderlichen Maße reduziert wird. Durch diesen zusätzlichen Eingriff in die Regelung mittels des vierten Reglers R4 wird auch die Überhitzung Ü erhöht, was in diesem Fall allerdings hingenommen werden soll. Daher wird für den zweiten Mischbetrieb, d.h. bei einem Abregelfaktor zwischen 0 und 1 , zumindest der I-Anteil des vierten - -
Reglers R4 angehalten, in einer Variante auch der P-Anteil, sodass ein Gegenarbeiten des vierten Reglers R4 gegen den zusätzlichen Eingriff über den Abregelfaktor AF verhindert wird.
Durch Erreichen des Wertes 0 für den Abregelfaktors AF wird das Wärmepumpensystem 2 automatisch in den dritten Mischbetrieb umgeschaltet. Das Expansionsventil 48a ist dann vollständig geschlossen und die Wärmepumpe ist deaktiviert.
Bei der Kennlinie K3 für den Abregelfaktor AF wird zudem berücksichtigt, dass eine maximale Heizzweigtemperatur T-HK-max nicht überschritten werden soll, dass also der Abregelfaktor AF 0 beträgt, bevor oder spätestens wenn die Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I die maximale Heizzweig- Temperatur T-HK-max erreicht. Dadurch wird dann eine Wärmeübertragung mittels der Wärmepumpe bei Erreichen der maximalen Heizzweigtemperatur T-HK-max vermieden. Vielmehr setzt in diesem Fall der dritte Mischbetrieb dadurch ein, dass über eine geeignete Taktung des Absperrventils 32 jegliche überschüssige Wärme aus dem Heizzweig 24 entfernt wird. Der Übergang zwischen dem zweiten und dem dritten Mischbetrieb ist demnach dadurch gekennzeichnet, dass die Leistung der Wärmepumpe nicht weiter zurückgefahren werden kann, aber dennoch überschüssige Wärme im Heizzweig vorhanden ist, sodass nun der Heizzweig 24 über das Absperrventil 32 geöffnet wird.
In jenen Fällen, in welchen der Chiller 46 nicht aktiv ist, d. h. insbesondere im dritten Mischbetrieb, wird dann auch der I-Anteil des vierten Reglers R4 angehalten, um bei einer erneuten Aktivierung des Chiliers 46 zu verhindern, dass der vierte Regler R4 das Expansionsventil 48a in eine Anschlagsposition verfährt, also direkt vollständig öffnet. Dadurch werden insbesondere unnötige Schaltgeräusche und eine übermäßige akustische Belastung der Umgebung vermieden. - -
Auch für die NT-Heizkonfiguration NTH wird das Expansionsventil 48a stromauf des Chiliers 46 vollständig geschlossen, da hierbei die zum Heizen verwendete Wärme dem Kühlmittelkreislauf entnommen wird und die Wärmepumpe nicht benötigt wird, wodurch entsprechend Energie eingespart wird, welche ansonsten zum Betrieb des Verdichters 50 zwecks Wärmeübertragung mittels der Wärmepumpe benötigt würde. In bestimmten Situationen ist ein vollständiges Schließen des Expansionsventils 48a vor dem Chiller 46 jedoch nachteilig, sodass in solchen Fällen die Regelung umgangen wird und stattdessen eine Mindestöffnung eingestellt wird, indem für die Steuergröße ein Minimalwert ExV-min als unterer Grenzwert verwendet wird. Besonders sinnvoll ist dieses Vorgehen beim Starten des Wärmepumpensystems 2, d. h. insbesondere beim Starten des Fahrzeugs, sodass schon beim Abstellen des Fahrzeugs die Mindestöffnung eingestellt wird, um beim Starten dann entsprechend eingestellt zu sein. Eine solche geöffnete Stellung bei einem inaktivem Wärmepumpensystem 2 und allgemein inaktivem Fahrzeug ermöglicht zudem einen Druckausgleich im Kältekreis 4, sodass auffällige Druckpulse und Geräusche beim Starten vermieden werden.
Das Einstellen einer Mindestöffnung ist insbesondere erforderlich für den Heizbetrieb und besonders für den ersten Mischbetrieb und generell für solche Situationen und Betriebsmodi BM, in welchen zusätzlich zum Expansionsventil 48a vor dem Chiller 46 auch das Expansionsventil 48b vor dem Klima- Verdampfer 12 verwendet wird und geöffnet ist. In dieser Situation beeinflussen die beiden Expansionsventile 48a, 48b und grundsätzlich insbesondere auch das Expansionsventil 48c gemeinsam die Überhitzung Ü vor dem Verdichter 50. Durch Vorgabe der Mindestöffnung wird dann ein zu starkes Schließen des Expansionsventils 48a vor dem Chiller 46 vermieden. Dies wirkt sich in besonderem Maße stabilisierend auf den Betrieb des Wärmepumpensystems 2 aus. Generell ist eine Mindestöffnung - -
insbesondere deswegen notwendig, damit im ersten Mischbetrieb durch den Chiller 46 unabhängig von der Überhitzung ein Mindestmassenstrom fließt. Dem liegt der Gedanke zugrunde, dass beispielsweise bei geöffnetem Expansionsventil 48b am Klima- Verdampfer 12 und bei einer Einstellung der Öffnung des Expansionsventils 48a geringer als die Mindestöffnung, die Überhitzung Ü wegen der Beeinflussung durch das Expansionsventil 48b unter Umständen schon niedriger ist als die Sollüberhitzung Ü-S und das Expansionsventil 48a in dieser Situation noch weiter schließen würde, wodurch der Massenstrom durch den Chiller 46 bis auf 0 reduziert würde. Ohne die Mindestöffnung würde daher eine Wärmeaufnahme erst gar nicht starten.
Fig. 4a zeigt ein Steuerkonzept für das Absperrventil 32, d. h. ein Konzept zum automatischen und bedarfsweisen Verbinden und Trennen des Heizzweigs 24 vom übrigen Kühlmittelkreislauf 6. Grundsätzlich ist das Absperrventil 32 für den Kühlbetrieb geöffnet, um einen Kühlmittelaustausch sowie eine Wärmeabfuhr über den NT-Kühler 44 zu realisieren, während das Absperrventil 32 für den Heizbetrieb durchgängig geschlossen ist, um möglichst viel Wärme im Heizzweig 24 und in der Heizschleife 36 zu halten. Auch zur Realisierung des ersten und des zweiten Mischbetriebs, in welchem jeweils lediglich die Heizleistung über die Wärmeaufnahme am Chiller der Wärmepumpe reduziert wird, ist das Absperrventil 32 durchgehend geschlossen. Lediglich bei einer zu starken Ansammlung von Wärme im Heizzweig 24 wird das Absperrventil 32 getaktet betrieben und dadurch der dritte Mischbetrieb eingestellt.
Die Steuerung des Absperrventils 32 erfolgt hierzu durch Vorgabe eines Takts TAV zur wiederkehrenden Öffnung und Schließung des Absperrventils 32. Dieses wird demnach während eines ersten Zeitintervalls t-o geöffnet, anschließend während eines zweiten Zeitintervalls t-g geschlossen, wobei die beiden Zeitintervalle t-o und t-g dann in Summe eine Periodendauer PD - -
ergeben. Diese beträgt beispielsweise 3,6 s, die beiden Zeitintervalle t-o und t-g weisen dann entsprechend Werte zwischen 0 und 3,6 s auf. Der vorgegebene Takt TAV ist beispielsweise das Verhältnis des ersten Zeitintervalls t-o zur Periodendauer PD. Der Takt TAV wird über eine Kennlinie K4 ermittelt, welche den einzustellenden Takt TAV mit der Temperatur des Kühlmittels im Heizzweig 24 verknüpft. In dem besonderen Steuerkonzept der Fig. 4a erfolgt die Auswahl anhand der Kennlinie K4 in Abhängigkeit der Differenz zwischen der Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I und einer maximalen Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S-max, welche wiederum in Abhängigkeit der Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S über eine Kennlinie K5 ermittelt wird.
Das Steuerungssystem 22 steuert somit das Absperrventil 32 in Abhängigkeit der vom Nutzer oder der übergeordneten Klimatisierungsfunktionslogik vorgegebenen Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S angesteuert und diese Steuerung mittels einer maximalen Temperatur für den Heizzweig 24 begrenzt. Zur Verdeutlichung zeigt Fig. 4b eine beispielhafte Kennlinie K4 zur Bestimmung des Takts TAV. Bei geringer Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I wird das Absperrventil 32 durchgehend geschlossen gehalten, indem hier eine Taktung TAV von 0 ausgewählt wird. Dadurch wird Wärme im Heizzweig 24 gehalten und der Heizbetrieb oder der erste oder zweite Mischbetrieb eingestellt. Besteht jedoch die Gefahr, dass die maximale Heizzweig- Solltemperatur T-HZ-S-max erreicht oder überschritten wird, wird das Absperrventil 32 getaktet betrieben, indem ein Takt TAV zwischen 0 und 1 ausgewählt wird. Demnach wird automatisch der dritte Mischbetrieb eingestellt, falls mehr Wärme als benötigt im Heizzweig 24 vorhanden ist.
Bei weiterer Erhöhung der Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I wird dann der Kühlbetrieb eingestellt und das Absperrventil 32 durch Einstellen eines Takts TAV von 1 durchgehend geöffnet, um eine maximale Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig 24 zu gewährleisten. Die Steuerung des Absperrventils 32 stellt - -
also automatisch den geeigneten Takt TAV ein und gewährleistet einen kontinuierlichen Übergang zwischen den Betriebsmodi BM, insbesondere zwischen den Betriebsmodi BM mit einer Heizanforderung, d.h. hier dem Heizbetrieb und dem ersten und zweiten Mischbetrieb, und den Betriebsmodi BM mit im Vergleich dazu geringer oder verschwindender Heizanforderung, d.h. dem dritten Mischbetrieb und dem Kühlbetrieb. Von besonderer Bedeutung für einen optimalen Übergang ist hierbei eine entsprechend geeignete Bedatung, d. h. Auslegung der Kennlinien K4, K5, beispielsweise durch Ermittlung über eine Versuchsreihe. Um weiterhin ein gleichzeitiges Vorliegen des zweiten und des dritten Mischbetriebs zu vermeiden und dadurch die Effizienz zu verbessern, sind der Abregelfaktor AF im zweiten Mischbetrieb und das erste Zeitintervall t-o, d.h. die Öffnungszeit im dritten Mischbetrieb aufeinander abgestimmt. Maßgeblich ist hierbei insbesondere, dass der Abregelfaktor AF 0 ist, sobald das erste Zeitintervall größer als 0 wird.
Für das Wärmepumpensystem 2 ist weiterhin die Wärmeabfuhr über den NT- Kühler 44 von integraler Bedeutung. Dabei soll ein unnötiges Abführen von Wärme möglichst vermieden werden. Hierzu weist der Kühlmittelkreislauf 6 parallel zum NT-Kühler 44 einen NT-Kühlerbypass 60 mit einem Bypass- Ventil 62 auf. Die Stellung dieses Bypass-Ventil 62 definiert dabei eine Wärmespeicherkonfiguration WS, wobei bei offenem Bypass-Ventil 62 die Wärmespeicherkonfiguration WS eingestellt ist und keine oder eine lediglich geringe Wärmeabfuhr über den NT-Kühler 44 erfolgt. Stattdessen wird das Kühlmittel zum Großteil über den NT-Kühlerbypass 60 geführt. Diese Konfiguration wird zweckmäßigerweise lediglich dann aktiviert, wenn eine Heizanforderung vorliegt und dem Heizungswärmetauscher 14 Wärme zugeführt werden soll.
In einer nicht gezeigten Alternative wird anstelle des Bypass-Ventils 62 ein 3/2-Wegeventil verwendet oder es werden zwei Absperrventile verwendet, - -
und zwar derart, dass bei geöffnetem NT-Kühlerbypass 60 der NT-Kühler 44 abgesperrt wird und dann jeglicher Kühlmittelstrom durch diesen unterbunden ist. Diese Ausgestaltung ist insbesondere effizienter.
Bei bestimmten Umgebungsbedingungen, die in Fig. 5 dargestellt sind, wird die im Kühlmittelkreislauf 6 enthaltene Wärme dann nicht an die Umgebung abgegeben, sondern dem Heizzweig 24 zugeführt. Hierzu muss das Absperrventil 32 entsprechend geöffnet sein. Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, erfolgt die Einstellung der Wärmespeicherkonfiguration WS in Abhängigkeit einer Außentemperatur T-a, der Kühlmittel-Isttemperatur T-KM-I und einer maximalen Kühlmitteltemperatur T-KM-max. Dabei stellt die maximale Kühlmitteltemperatur T-KM-max einen oberen Grenzwert für die Temperatur des Kühlmittels dar, der nicht überschritten werden soll, um durch Wärmeabgabe über den NT-Kühler 44 eine zu starke Erwärmung des Kühlmittels zu verhindern. Die Wärmespeicherkonfiguration WS wird dann aktiviert, falls die Kühlmittel-Isttemperatur T-KM-I größer ist als die Außentemperatur T-a, sodass also zumindest potentiell Wärme an die Umgebung abgegeben werden könnte, und falls die Kühlmittel-Isttemperatur T-KM-I geringer ist als die maximale Kühlmitteltemperatur T-KM-max. Entsprechend wird in diesem Fall das Bypass-Ventil 62 automatisch umgeschaltet.
Wie in Fig. 5 angedeutet wird die Wärmespeicherkonfiguration WS auch automatisch aktiviert, falls die NT-Heizkonfiguration NTH aktiv ist. In dieser Konfiguration wird der Heizungswärmetauscher 14 besonders effizient direkt mit Wärme aus dem Kühlzweig 33 versorgt, ohne den Umweg über die Wärmepumpe zu gehen. Stattdessen wird das im Kühlzweig 33 erwärmte Kühlmittel am NT-Wärmetauscher 44 vorbei in den Heizzweig 24 geführt und dadurch die Effizienz des Wärmepumpensystems 2 deutlich verbessert. - -
Die Aktivierung der NT-Heizkonfiguration NTH unterliegt jedoch bestimmten Anforderungen, die in Fig. 6 genauer dargestellt sind. Demnach stellt das Steuerungssystem 22 die NT-Heizkonfiguration NTH dann ein, falls die Heizzweig-Solltemperatur T-HZ-S geringer ist als die Kühlmittel- Isttemperatur T-KM-I und größer ist als die Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I. Mit anderen Worten: die Heizanforderung ist gerade derart, dass überhaupt ein Wärmebedarf besteht und dass das Kühlmittel stromab des Chiliers 46 eine höhere Temperatur aufweist als im Heizzweig 24, d. h. ein geeignetes Wärmepotential vorliegt und das Kühlmittel am Heizungswärmetauscher 14 Wärme abgibt. Durch die untere Beschränkung der Aktivierung durch die Heizzweig-Isttemperatur T-HZ-I wird zudem vermieden, dass bei einer Änderung der Heizanforderung durch den Nutzer hin zu einer geringeren Heizanforderung unnötig Wärme aus dem Heizzweig 24 entnommen wird, wodurch wiederum die Effizienz des Wärmepumpensystems 2 verbessert ist. Ist die NT-Heizkonfiguration aktiviert, übersteigt die Heizzweig-Isttemperatur möglicherweise die Heizzweig-Solltemperatur. Solange die Kühlmittel- Isttemperatur jedoch hinreichend groß ist, d.h. insbesondere größer als die Heizzweig-Solltemperatur, bleibt die NT-Heizkonfiguration aktiviert.
In solchen Fällen, in denen der NT-Kühler 44 zum Wärmetausch mit der Umgebung verwendet wird, wird der Wärmetausch zweckmäßigerweise an die jeweilige Situation angepasst. Dieser Wärmetausch wird maßgeblich durch einen Luftstrom über den NT-Kühler 44 bestimmt, d.h. eine Menge an Umgebungsluft, die pro Zeit mittels des Lüfters 45 über den NT-Kühler 44 geführt wird. Der Lüfter 45 ist hier ein elektrisch angetriebener Lüfter 45, auch E-Lüfter genannt, mit einer einstellbaren Lüfterdrehzahl LD, zur Einstellung des Luftstroms und somit eines bestimmten Wärmetauschs.
Für einen je nach Situation optimalen Wärmetausch mit der Umgebung wird die Lüfterdrehzahl LD in dem hier dargestellten Ausführungsbespiel gemäß dem Steuerungskonzept der Fig. 7 eingestellt. Demnach wird die - -
Lüfterdrehzahl LD mittels einer Kennlinie K6 in Abhängigkeit der Kühlmittel- Isttemperatur T-KM-I und einer minimalen Kühlmitteltemperatur T-KM-min ausgewählt und der Lüfter 45 von dem Steuerungssystem 22 entsprechend angesteuert. Die minimale Kühlmitteltemperatur T-KM-min gibt dabei einen unteren Grenzwert an, welcher verhindert, dass das Kühlmittel am NT-Kühler 44 derart stark abgekühlt wird, dass dieser vereist. Dazu wird die minimale Kühlmitteltemperatur T-KM-min beispielsweise in hier nicht dargestellter Weise über eine Kennlinie in Abhängigkeit der Außentemperatur T-a bestimmt und insbesondere derart, dass die minimale Kühlmitteltemperatur T-KM-min höchstens unwesentlich geringer ist als der Taupunkt der Umgebungsluft in der aktuellen Situation. Üblicherweise ist minimale Kühlmitteltemperatur T-KM-min dabei geringer als die Außentemperatur T-a.
Die Kennlinie K6 ist nun derart ausgebildet, dass bei Annäherung der Kühlmittel-Isttemperatur T-KM-I an die minimale Kühlmitteltemperatur T-KM- min, d. h. bei geringer werdender Differenz zwischen den beiden Temperaturen, die Lüfterdrehzahl LD erhöht wird, um durch Erwärmung des Kühlmittels eine Vereisung des NT-Kühlers zu vermeiden. Eine weitere Kennlinie K7 ist derart ausgebildet, dass bei der Wärmeabfuhr über den NT- Kühler und bei steigender Kühlmittel-Isttemperatur T-KM-I eine höhere Lüfterdrehzahl LD eingestellt wird, um das entsprechend wärmere Kühlmittel im NT-Kühler stärker abzukühlen. Die Auswahl der Lüfterdrehzahl LD aus den beiden Kennlinien K6, K7 erfolgt durch eine Maximal-Auswahl M, d.h. die größere der beiden Lüfterdrehzahlen LD wird verwendet. In der Wärmespeicherkonfiguration WS wird dagegen auf eine Steuerung des Lüfters 45 verzichtet und dieser insbesondere gänzlich deaktiviert, da ein Wärmetausch mit der Umgebung in diesem Fall nicht benötigt wird und nicht erwünscht ist. Der Luftdurchsatz ist somit insgesamt bedarfsangepasst gesteuert und dadurch besonders effizient. Lediglich bei entsprechendem Bedarf wird die Lüfterdrehzahl LD erhöht, sodass durch die Steuerung - -
insgesamt auch eine verbesserte Akustik des Wärmepumpensystems 2 erzielt wird.
Insgesamt wird das Verhalten des Steuerungssystems 22 und somit des Wärmepumpensystem 2 maßgeblich durch die Heizanforderung des Nutzers oder einer übergeordneten Klimatisierungsfunktionslogik über die Heizzweig- Solltemperatur T-HZ-S, durch die Kältemittel-Isttemperatur T-KM-I als Ausdruck der Wärme innerhalb des Wärmepumpensystems 2 und durch die Außentemperatur T-a als Ausdruck der Witterung und der Umgebungsverhältnisse geregelt und gesteuert. Die genannten Steuer- und Regelkonzepte eignen sich dabei besonders für das in Fig. 1 dargestellt Wärmepumpensystem 2, sind grundsätzlich aber auch auf andere Wärmepumpensysteme 2 sowie auf Erweiterungen dieses Wärmepumpensystems um z.B. eine kühlmittelgekühlte Hochvoltspeicherkühlung übertragbar.
Bezugszeichenliste
2 Wärmepumpensystem
4 Kältekreis
6 Kühlmittelkreislauf
8 Klimagerät
10 Fahrgastraum
12 Klima- Verdampfer
14 Heizungswärmetauscher
16 Luftkanal
22 Steuerungssystem
24 Heizzweig
26 Kondensator
28 Zuheizer
30 Heizkreispumpe
31 Vorlauf (des Heizzweigs)
32 Absperrventil
33 Kühlzweig
34 Rückführzweig
36 Heizschleife
38 erste Abzweigung
40 zweite Abzweigung
42 Fahrzeugkomponente
44 NT-Kühler
45 Lüfter
46 Chiller
48a, 48b, 48c Expansionsventil
50 Verdichter
52 weiterer Verdampfer
54 innerer Wärmetauscher
56 weiterer innerer Wärmetauscher
58 Rückschlagventil 60 NT-Kühlerbypass
62 Bypass-Ventil
64 Ausgleichsbehälter
66 Pumpe
AF Abregelfaktor
BF Begrenzungsfaktor
BM Betriebsmodus
ExV-min Minimalwert
K1 , K2, K3, K4, K5, K6, K7 Kennlinie
L Luft
LD Lüfterdrehzahl
M Maximal-Auswahl
NTH NT-Heizkonfiguration
PD Periodendauer
p-H maximaler Hochdruck
p-N minimaler Niederdruck
R1 erster Regler, Heiz-Regler
R2 zweiter Regler, Kühl-Regler
R3 dritter Regler, Begrenzungs-Regler
R4 vierte Regler, Überhitzungs-Regler
T-a Außentemperatur
TAV Takt
T-H maximale Heißgastemperatur
T-HZ-I Heizzweig-Isttemperatur
T-HZ-S Heizzweig-Solltemperatur
T-HZ-S-max maximale Heizzweig-Solltemperatu
T-KM-I Kühlmittel-Isttemperatur
T-KM-max maximale Kühlmitteltemperatur
T-KM-min minimale Kühlmitteltemperatur
T-KV-I Verdampfer-Isttemperatur
T-KV-S Verdampfer-Solltemperatur t-o erstes Zeitintervall t-g zweites Zeitintervall
V Vergleicher
VD Verdichterdrehzahl
V1 erste Verzweigung
V2 zweite Verzweigung
WS Wärmespeicherkonfiguration
Ü Überhitzung
Ü-S Sollüberhitzung

Claims

Ansprüche
1 . Steuerungssystem (22) zur Klimatisierung eines Fahrzeugs, insbesondere eines Elektro- oder Hybridfahrzeugs, wobei
- eine Klimatisierungsanforderung für einen Fahrgastraum (10) des Fahrzeugs dadurch bedient wird, dass in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung einer von mehreren Betriebsmodi (BM) automatisch eingestellt wird,
- der Fahrgastraum (10) mittels eines Klima- Verdampfers (12) gekühlt wird, falls die Klimatisierungsanforderung eine Kühl- oder Entfeuchtungsanforderung umfasst und/oder mittels eines Heizungswärmetauschers (14) beheizt wird, falls die Klimatisierungsanforderung eine Heizanforderung umfasst,
- der Heizungswärmetauscher (14) in einem Heizzweig (24) eines Kühlmittelkreislaufs (6) angeordnet ist und über eine Wärmepumpe mit Wärme versorgt wird, welche einen Chiller (46) und einen Kondensator (26) aufweist, welche beide an einen Kältekreis (4) angeschlossen sind und wobei der Chiller (46) in einem Kühlzweig (33) des Kühlmittelkreislaufs (6) angeordnet ist und der Kondensator (26) im Heizzweig (24),
- im Falle einer Kühlanforderung ohne eine zusätzliche Heizanforderung der Heizzweig (24) geöffnet wird, der Chiller der Wärmepumpe deaktiviert wird und auf diese Weise ein Kühlbetrieb realisiert wird,
- im Falle einer Heizanforderung ohne eine zusätzliche Kühlanforderung der Heizzweig (24) geschlossen wird, dem Heizungswärmetauscher (14) über den Kondensator der Wärmepumpe, über den Kühlzweig (33) und/oder durch Wärmeaufnahme über den NT-Kühler (44) Wärme zugeführt wird und auf diese Weise ein Heizbetrieb realisiert wird, und
- wobei zur Wärmeabfuhr aus dem Heizzweig (24) dieser geöffnet wird und der NT-Kühler (44), der Kondensator (26) und der Heizungswärmetauscher (14) in Serie geschaltet betrieben werden.
2. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
- dass ausgehend vom Heizbetrieb ein erster Mischbetrieb dadurch eingestellt wird, dass der Klima-Verdampfer (12) aktiviert wird,
- dass ausgehend vom ersten Mischbetrieb ein zweiter Mischbetrieb dadurch eingestellt wird, dass die Heizleistung reduziert wird, indem ein Expansionsventil (48a) abgeregelt wird, welches dem Chiller (46) im Kältekreis (4) vorgeschaltet ist,
- dass ausgehend vom zweiten Mischbetrieb ein dritter Mischbetrieb dadurch eingestellt wird, dass der Heizzweig (24) getaktet betrieben wird,
- dass ausgehend vom dritten Mischbetrieb der Kühlbetrieb dadurch eingestellt wird, dass der Heizzweig (24) durchgängig geöffnet wird.
3. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
dass dieses eine Leistung eines Verdichters (50) regelt und dazu einen ersten Regler (R1 ) und einen zweiten Regler (R2) aufweist, mittels derer eine Verdichterdrehzahl (VD) der Verdichters (50) eingestellt wird, die jeweils als eine Steuergröße für die beiden Regler (R1 , R2) dient, wobei lediglich einer der beiden Regler (R1 , R2) sowie dessen Steuergröße in Abhängigkeit des Klimatisierungsbedarfs zur Regelung des Verdichters (50) ausgewählt werden.
4. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet, dass im Heizbetrieb der Verdichter (50) mittels des ersten Reglers (R1 ) geregelt wird, wobei als eine Regelgröße eine Heizzweig- Isttemperatur (T-HZ-I) verwendet wird und eine Heizzweig- Solltemperatur (T-HZ-S) als eine Führungsgröße.
5. Steuerungssystem (22) nach einem der beiden vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass bei Vorliegen einer Kühlanforderung der Verdichter (50) mittels des zweiten Reglers (R2) in Abhängigkeit einer Verdampfer- Isttemperatur (T-KV-I) als eine Regelgröße geregelt wird und als Führungsgröße eine Verdampfer-Solltemperatur (T-KV-S) verwendet wird.
6. Steuerungssystem (22) nach einem der Ansprüche 3 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
dass dieses einen dritten Regler (R3) aufweist, mittels dessen der Verdichter (50) geregelt wird, indem dem dritten Regler (R3) eine Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM-I) als eine Regelgröße und eine minimale Kühlmitteltemperatur (T-KM-min) als eine Führungsgröße zugeführt wird.
7. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
dass dieses aus den beiden Steuergrößen des ersten und des dritten Reglers (R1 , R3) eine Steuergröße mittels eines Vergleichers (V) ausgewählt wird, wobei der Vergleicher (V) einen Minimalvergleich durchführt und die niedrigere der beiden Steuergrößen auswählt, zur Regelung des Verdichters (50).
8. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dieses einen Überhitzungs-Regler (R4) aufweist, mittels dessen eine Überhitzung (Ü) des Kältemittels eingestellt wird, indem ein Expansionsventils (48a) geregelt wird, welches stromauf des Chiliers (46) angeordnet ist und welches eine Öffnung aufweist, die als eine Stellgröße des Überhitzungs-Reglers (R4) dient, wobei die Überhitzung (Ü) als eine Regelgröße des Überhitzungs-Reglers (R4) dient und eine Soll-Überhitzung (Ü-S) als eine Führungsgröße, welche in Abhängigkeit der Klimatisierungsanforderung bestimmt wird.
9. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
dass der Klima- Verdampfer (12) und der Chiller (46) miteinander vertrimmt werden und dass eine geringere Soll-Überhitzung (Ü-S) eingestellt wird als im Heizbetrieb.
10. Steuerungssystem (22) nach einem der beiden vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Stellgröße des vierten Reglers (R4) durch einen zusätzlichen Abregelfaktor (AF) beeinflusst wird, zur Reduzierung der Menge an Wärme, die von der Wärmepumpe übertragen wird.
1 1 . Steuerungssystem (22) nach einem der Ansprüche 8 oder 9,
dadurch gekennzeichnet,
dass eine Reduzierung der Wärmeaufnahme dadurch erzielt wird, dass die Soll-Überhitzung (Ü-S) mit einem zusätzlichen Abregelzuschlag modifiziert wird.
12. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet, dass bei einer Reduzierung der Steuergröße durch den Abregelfaktor (AF) ein I-Anteil des Überhitzungs-Reglers (R4) angehalten wird.
13. Steuerungssystem (22) nach einem der Ansprüche 8 bis 12 und nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet,
dass bei Erreichen eines Grenzwertes für den Abregelfaktor (AF) das Expansionsventil (48a) vollständig geschlossen wird und automatisch der dritte Mischbetrieb eingestellt wird.
14. Steuerungssystem (22) nach einem der Ansprüche 8 bis 13,
dadurch gekennzeichnet,
dass beim Abstellen des Fahrzeugs oder falls sowohl der Chiller (46) als auch der Klima- Verdampfer (12) aktiv sind, für das Expansionsventil (48a) vor dem Chiller (46) eine Mindestöffnung vorgegeben wird, welche die Stellgröße des Überhitzungs-Reglers (R4) begrenzt.
15. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
dass dieses den Heizzweig (24) mittels eines Absperrventils (32) öffnet und schließt, wobei zum Öffnen des Heizzweigs (24) das Absperrventil (32) geöffnet wird, zum Schließen des Heizzweigs (24) das Absperrventil (32) geschlossen wird und der dritte Mischbetrieb dadurch eingestellt wird, dass das Absperrventil (32) periodisch geöffnet und geschlossen wird.
1 6. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
dass dieses eine NT-Heizkonfiguration (NTH) dadurch einstellt, dass die Wärmepumpe deaktiviert wird und zum Heizen Abwärme einer Fahrzeugkomponente (42) verwendet wird, die an den Kühlzweig (33) angeschlossen ist.
17. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
dass die NT-Heizkonfiguration (NTH) lediglich dann aktiviert wird, falls eine Heizzweig-Solltemperatur (T-HZ-S) geringer ist als eine Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM-I) und nicht geringer ist als eine Heizzweig-Isttemperatur (T-HZ-I).
18. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
dass dieses eine Wärmespeicherkonfiguration (WS) dadurch einstellt, dass das Kühlmittel über einen NT-Kühlerbypass (60) am NT-Kühler (44) vorbeigeführt wird.
19. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Wärmespeicherkonfiguration (WS) automatisch eingestellt wird, falls eine Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM-I) größer ist als eine Außentemperatur (T-a) und falls die Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM- I) geringer ist als eine maximale Kühlmitteltemperatur (T-KM-max).
20. Steuerungssystem (22) nach einem der beiden vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass dieses die Wärmespeicherkonfiguration (WS) automatisch aktiviert, falls im Kühlzweig (33) mehr Wärme generiert wird als über den Chiller (46) in den Kältekreis (4) übertragen wird
21 . Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dem NT-Kühler (44) ein Lüfter (45) zugeordnet ist, mit einer einstellbaren Lüfterdrehzahl (LD), und dass der Lüfter (45) angesteuert wird, indem die Lüfterdrehzahl (LD) in Abhängigkeit einer Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM-I) und einer minimalen Kühlmitteltemperatur (T-KM-min) eingestellt wird.
22. Steuerungssystem (22) nach dem vorhergehenden Anspruch,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Lüfterdrehzahl (LD) mittels einer Kennlinie (K6) bestimmt wird, welche derart ausgebildet ist, dass bei einer Annäherung einer Kühlmittel-Isttemperatur (T-KM-I) an eine minimale Kühlmitteltemperatur (T-KM-min), die Lüfterdrehzahl (LD) erhöht wird
23. Steuerungssystem (22) nach einem der beiden vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Lüfterdrehzahl (LD) mittels einer Kennlinie (K7) bestimmt wird, welche derart ausgebildet ist, dass bei einer Wärmeabfuhr über den NT-Kühler (44) und bei steigender Kühlmittel-Isttemperatur (T- KM-I) eine höhere Lüfterdrehzahl (LD) eingestellt wird.
24. Steuerungssystem (22) nach den beiden vorhergehenden Ansprüchen,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Lüfterdrehzahl (LD) bestimmt wird, indem mittels der beiden Kennlinien (K6, K7) jeweils eine Lüfterdrehzahl (LD) bestimmt wird und die größere dieser beiden Lüfterdrehzahlen (LD) mittels einer Maximal-Auswahl (M) ausgewählt und eingestellt wird.
25. Steuerungssystem (22) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vereisung des NT-Kühlers (44) dadurch vermieden, dass der Heizzweig (24) zyklisch geöffnet und Wärme aus dem Heizzweig (24) zum NT-Kühler (44) geführt wird.
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