WO2019020953A1 - Procede de gestion d'un circuit de climatisation inversible de vehicule automobile - Google Patents

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WO2019020953A1
WO2019020953A1 PCT/FR2018/051923 FR2018051923W WO2019020953A1 WO 2019020953 A1 WO2019020953 A1 WO 2019020953A1 FR 2018051923 W FR2018051923 W FR 2018051923W WO 2019020953 A1 WO2019020953 A1 WO 2019020953A1
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cestim
shcomp
pcomp
refrigerant
expansion device
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PCT/FR2018/051923
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Jin-ming LIU
Régis BEAUVIS
Jugurtha Benouali
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Valeo Systemes Thermiques
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    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves

Definitions

  • the invention relates to the field of motor vehicles and more particularly to a motor vehicle air conditioning circuit and its heat pump mode management method.
  • a refrigerant fluid passes successively in a compressor, a first heat exchanger, called a condenser, placed in contact with an air flow outside the motor vehicle to release heat, a device and a second heat exchanger, called evaporator, placed in contact with a flow of air inside the motor vehicle to cool it.
  • the expansion device is a thermostatic valve whose bulb is disposed downstream of the evaporator.
  • the expansion device can also be an electronic expansion valve controlled by a central control unit.
  • the present invention therefore relates to a method for managing an indirect reversible air conditioning circuit in which a refrigerant circulates, said invertible air conditioning circuit being able to operate in a heat pump mode in which the refrigerant fluid successively passes into:
  • An evapo-condenser for recovering the heat energy of a second heat transfer fluid and transferring it to the cooling fluid, said air conditioning circuit comprising a central control unit able to control the opening of the first expansion device,
  • said management method comprising:
  • SHcomp_in_sp 0 of an overheating setpoint SHcomp_in_sp as a function of the temperature Text of the second heat transfer fluid before it passes through the evapo-condenser, SHcomp_in_sp being included between a minimum superheat SHcomp_in_sp_min and a maximum superheat Shcomp_in_sp_max, • a step of opening the expansion device according to Cestim and control of the superheat SHcomp_in by varying the opening of the expansion device so as to reach the set superheat
  • SHcomp_in_sp maintain SHcomp_in between SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max.
  • SHcomp_in is calculated according to the following formula:
  • SHcomp_in Tcomp_in - Tsat (Pcomp_in) in which Tcomp_in is the refrigerant temperature at the input of the compressor (3) and Tsat (Pcomp_in) is the saturation temperature of the refrigerant at the pressure Pcomp_in at the inlet of the compressor (3).
  • XI being a value of (Pcomp_out - Pevap_out) determined experimentally below which frost forms on the evapo-condenser
  • X2 is a value of (Pcomp_out - Pevap_out) determined experimentally for which the first expansion device is at its minimum opening Cestimynin.
  • the determination of the superheat set SHcomp_in_sp is such that:
  • Shcomp_in_max Tcomp_in_max_estim - Tsat (Pcomp_in) in which Tsat (Pcomp_in) is the saturation temperature of the coolant at its pressure Pcomp_in at the input of the compressor,
  • Tcomp_in_max_estim is the maximum estimated coolant temperature at the inlet of the compressor:
  • Tcomp_in_max_estim K3 * (273.15 + Tcomp_out_max) I [(Pcomp_out I
  • K3 is an experimentally determined correction coefficient for which
  • Tcomp_in being the measured temperature of the coolant at the inlet of the compressor and Tcomp_in_estim the estimated temperature of the refrigerant at the inlet of the compressor,
  • Tcomp_out_max is the maximum temperature of the refrigerant at the outlet of the compressor
  • Pcomp_out is the pressure of the refrigerant at the outlet of the compressor
  • Pcomp_in is the refrigerant pressure at the inlet of the compressor
  • K is the cooling coefficient of the refrigerant determined experimentally and variable according to the refrigerant.
  • SHcomp_in_sp_min is between 3 and 10 ° K and SHcomp_in_sp_max is between 8 and 15 ° K.
  • the increase or decrease of the opening of the expansion device is carried out by an integral proportional controller, if SHcomp_in is between SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max, the increase or decrease of opening of the expansion device is performed by a proportional controller.
  • the management method comprises a step of protecting the evaporator against the overpressure of the refrigerant:
  • the central control unit compares Cestim (t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim (tl), which is the Cestim opening at time t-1, if Cestim (t) is superior to Cestim (tl), in a first step, the central control unit stops the control of the superheat SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device to the value Cestim (tl), in a second time, the central control unit decreases Cestim so that Pevap_out is less than P.
  • the calculation of Cestim (t) during the decrease of Cestim so that Pevap_out is less than P is carried out according to the following formula:
  • Cestim (t) Cestim - ⁇ K1 * (Pevap_out - P)
  • the management method comprises a step of protecting the compressor against the overpressure of the refrigerant:
  • the central control unit compares Cestim (t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim (tl), which is the Cestim opening at time t-1, if Cestim (t) is greater than
  • the central control unit stops the control of the superheat SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device to the value Cestim (tl), in a second step, the central unit control decreases Cestim so that Pcomp_in is less than P3.
  • the calculation of Cestim (t) during the decrease of Cestim so that Pcomp_in is less than P3 is carried out according to the following formula:
  • K2 being an integral type gain calculated according to AC / Pcomp_in with AC being the variation of the opening of the expansion device and APcomp_in the variation of Pcomp_in measured during experimentation where the opening of the device of relaxation.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of an inverter cooling circuit in heat pump mode
  • FIG. 1b shows a pressure / enthalpy diagram of the air conditioning circuit of FIG.
  • FIG. 2 shows a schematic representation of a variant of the reversible air-conditioning circuit in heat pump mode of FIG.
  • FIG. 3 shows a schematic representation of an air conditioning circuit according to a particular architecture
  • FIG. 4 shows a diagram of the evolution of the opening of the first expansion device as a function of a pressure difference
  • FIG. 5 shows a diagram of the evolution of various parameters as a function of time during operation of the air conditioning circuit.
  • first element or second element as well as first parameter and second parameter or else first criterion and second criterion, etc.
  • first criterion and second criterion etc.
  • it is a simple indexing to differentiate and name elements or parameters or criteria close but not identical.
  • This indexing does not imply a priority of one element, parameter or criterion with respect to another, and it is easy to interchange such denominations without departing from the scope of the present description.
  • This indexing does not imply either an order in time for example to appreciate this or that criterion.
  • placed upstream means that one element is placed before another relative to the direction of flow of a fluid.
  • downstream means that one element is placed after another relative to the direction of fluid flow.
  • FIG. 1 shows an inverter air conditioning circuit 1, in particular for a motor vehicle, in which circulates a refrigerant fluid operating in a heat pump mode in which the refrigerant fluid successively passes into:
  • a first expansion device 7 in which the coolant undergoes a first loss of pressure for example an electronic expansion valve
  • a 9 evaporator also for releasing the thermal energy of the coolant in an internal air flow to the motor vehicle 100, 0 a second decompressing device 11 in which the refrigerant undergoes a second pressure loss, e.g. tube orifice, and
  • the condenser 5 is in particular intended to release heat energy of the refrigerant fluid in a first coolant 50.
  • This first coolant 50 may for example be an internal air flow to the passenger compartment when the second heat exchanger is for example disposed in a heating, ventilation and air conditioning device.
  • the first heat transfer fluid 50 is a fluid flowing in another temperature management loop, for example when the first heat exchanger is a two-fluid exchanger, this is particularly the case in the context of an indirect air conditioning circuit.
  • the evapo-condenser 13 is meanwhile for recovering the heat energy of a second coolant 130 and transfer it to the refrigerant.
  • This second heat transfer fluid 130 may for example be an external air flow to the vehicle when the second heat exchanger is for example disposed on the front of the motor vehicle.
  • the reversible air-conditioning circuit 1 also comprises a central control unit 40.
  • This central control unit 40 is notably connected to the compressor 3 in order to control its speed and thus to control the pressure of the refrigerant.
  • the central control unit 40 is also connected to the first expansion device 7 to control and control its opening and thus control the loss of pressure of the refrigerant when it passes through.
  • the central control unit 40 can also be connected to a first sensor 41 of the temperature Text of the second heat transfer fluid 130 before it passes through the evapo-condenser 13. More precisely, Text can correspond to the external ambient temperature of the air.
  • the central control unit 40 may be connected to a second sensor 42 of the pressure Pcomp_out of the refrigerant at the outlet of the compressor 3.
  • This second sensor 42 may in particular be disposed downstream of the compressor 3 between said compressor 3 and the condenser 5 .
  • the central control unit 40 may be connected to a third sensor 43 of the pressure Pcomp_in of the refrigerant before entering the compressor 3.
  • This third sensor 43 may in particular be arranged upstream of the compressor 3, between the evapo-condenser 13 and said compressor 3.
  • the central control unit 40 may be connected to a fourth sensor 44 of the temperature Tcomp_in of the refrigerant before it enters the compressor 3.
  • This fourth sensor 44 may in particular be arranged upstream of the compressor 3, between the evapo-condenser 13 and said compressor 3.
  • the third 43 and fourth 44 sensors may more particularly be only one pressure / temperature sensor disposed upstream of the compressor 3, between the evapo-condenser 13 and said compressor 3.
  • the central control unit 40 can be connected to a fifth sensor 45 of the temperature Tevapo of the internal air flow 100 after it has passed through the evaporator 9.
  • the central control unit 40 can be connected to a sixth sensor 46 of the temperature Tcond_out of the first heat transfer fluid 50 after it has passed through the condenser 5.
  • the central control unit 40 may be connected to a seventh sensor 47 of the pressure Pevap_out of the refrigerant at its outlet from the evaporator 9.
  • This seventh sensor 47 may in particular be arranged downstream of the evaporator 9, between said evaporator 9 and the second expansion device 11.
  • the refrigerating fluid In operation, in heat pump mode, as shown in FIG. 1b, the refrigerating fluid is in the low pressure gas phase before entering the compressor 3.
  • the refrigerating fluid undergoes an increase in its pressure and passes through high pressure as shown by the arrow 300.
  • the refrigerant then passes through the condenser 5 and transfer of the enthalpy to the first heat transfer fluid 50 as shown by the arrow 500.
  • the refrigerant first passes its saturation curve X and goes into a biphasic state.
  • the refrigerant can also cross a second time its saturation curve X to go into the liquid phase.
  • the difference between the temperature of the refrigerant at the outlet of condenser 5 and its saturation temperature at this pressure is called subcooling SC.
  • the refrigerant then passes through the first expansion device 7 and undergoes a first loss of pressure to switch to intermediate pressure, as shown by the arrow 700.
  • the refrigerant again crosses its saturation curve X and goes into a two-phase state .
  • the refrigerant then flows through the evaporator 9 in which the refrigerant transfers heat energy to the internal air flow 100, as shown by the arrow 900.
  • the refrigerant passes through its saturation curve X and then returns to the liquid phase.
  • the refrigerant then passes through the second expansion device 7 and undergoes a second loss of pressure to pass at low pressure, as shown by the arrow 110.
  • the refrigerant reaches its saturation curve X and goes into a two-phase state.
  • the refrigerant then passes through the evapo-condenser 13 in which the refrigerant recovers heat energy from the second heat transfer fluid 130, as shown by the arrow 131.
  • the refrigerant passes through its saturation curve X and then returns to the gas phase .
  • the difference between the temperature Tcomp_in of the refrigerant before it passes through the compressor 3 (measured by the fourth sensor 44) and its saturation temperature at this pressure Tsat (Pcomp_in) corresponds to an overheating SHcomp_in of the refrigerant.
  • the reversible air-conditioning circuit 1 may also comprise an internal heat exchanger 20 adapted to allow exchanges of heat energy between the refrigerant at the outlet of the bifluid heat exchanger 5 and the cooling fluid in
  • This internal heat exchanger 20 comprises, in particular, an inlet and a refrigerant fluid outlet coming from a two-fluid heat exchanger 5, as well as an inlet and a coolant outlet coming from the outlet of the evapo-condenser. evapo-condenser 13.
  • the steps are similar to those of FIGS. 1a and 1b, with the difference that the internal heat exchanger absorbs from the enthalpy to the refrigerant fluid at the outlet of the bifluid heat exchanger and transfers it to the refrigerant at the outlet of the
  • the subcooling SC of the refrigerant before it passes through the expansion device 7 and the superheat SHcomp_in of the refrigerant before it enters the compressor 3 are both increased by the effect of internal heat exchanger 20.
  • This allows an increase in the coefficient of performance of the air conditioning circuit 1.
  • the air conditioning circuit 1 may for example be an indirect reversible air conditioning circuit 1 as shown in Figure 3. This indirect reversible air conditioning circuit 1 can operate in different modes of operation including a heat pump mode.
  • This indirect reversible air conditioning circuit 1 comprises in particular:
  • a second loop of coolant B in which the first coolant 50 circulates and
  • a two-fluid heat exchanger corresponding to the condenser 5 arranged jointly on the first refrigerant fluid loop A and on the second heat transfer fluid loop B, so as to allow exchanges of heat between said first refrigerant loop A and said second loop heat transfer fluid B.
  • the first coolant loop A shown in solid line in FIG. 3, comprises more particularly in the direction of circulation of the refrigerant fluid:
  • a first expansion device 7 more specifically an electronic expansion valve
  • a second expansion device 11 for example a tube orifice
  • an evapo-condenser 13 being intended to be traversed by a second coolant, here a flow of air outside the motor vehicle, and
  • bypass line 30 can more specifically connect a first connection point 31 and a second connection point 32.
  • the first connection point 31 is preferably arranged, in the flow direction of the coolant, downstream of the evaporator 9, between said evaporator 9 and the evapo-condenser 13. More particularly, and as illustrated in FIG. the first connection point 31 is arranged between the evaporator 9 and the second expansion device 11. It is, however, entirely possible to imagine that the first connection point 31 is arranged between the second expansion device 11 and the evapo-condenser 13 as long as the refrigerant has the ability to bypass the second expansion device 11 or to pass through without suffering loss of pressure.
  • the second connection point 32 is, for its part, preferably disposed downstream of the evapo-condenser 13, between the said evapo-condenser 13 and the compressor 3.
  • the first coolant loop A may comprise a desiccant bottle 18 disposed downstream of the bifluid heat exchanger 5, more precisely between said two-fluid heat exchanger 5 and the internal heat exchanger 20.
  • a desiccant bottle 18 disposed on the high pressure side of the air conditioning circuit that is to say downstream of the compressor 3 and upstream of an expansion device, has a smaller footprint and a reduced cost compared to other separation solutions phase as an accumulator which would be disposed on the low pressure side of the air conditioning circuit, ie upstream of the compressor 3, in particular upstream of the internal heat exchanger 20.
  • the first refrigerant fluid loop A may comprise an accumulator disposed upstream of the compressor 3, more precisely between the second connection point 32 and said compressor 3 in replacement of the desiccant bottle 18.
  • the indirect reversible air conditioning circuit 1 also comprises a device for redirecting the refrigerant fluid from the evaporator 9 to the evapo-condenser 13 or to the bypass line 30.
  • This device for redirecting the refrigerant fluid from the evaporator including:
  • a first stop valve 22 disposed downstream of the first connection point 31, between said first connection point 31 and the second expansion device 11,
  • a second stop valve 33 disposed on the bypass line 30, and a non-return valve 23 disposed downstream of the second heat exchanger 13, between said evapo-condenser 13 and the second connection point 32.
  • Another alternative may also be to have a three-way valve at the first connection point 31.
  • stop valve By stop valve, check valve, three-way valve or expansion device with stop function, here means mechanical or electromechanical elements that can be controlled by the central control unit 40.
  • the first refrigerant fluid loop A may comprise, in addition to an internal heat exchanger 20, a second internal heat exchanger 20 'allowing a heat exchange between the high-pressure refrigerant at the exchanger outlet. internal heat 20 and the low-pressure refrigerant circulating in the bypass line 30, that is to say from the first connection point 31.
  • high-pressure refrigerant fluid is meant by a refrigerant fluid that has undergone a pressure increase at the compressor 3 and that it has not yet undergone pressure loss because of the first expansion device 7.
  • This second internal heat exchanger 20 ' comprises in particular an inlet and a coolant outlet from the first connection point 31, as well as a high-pressure refrigerant inlet and outlet from a heat exchanger internal heat 20. At least one of the two internal heat exchangers 20, 20 'may be a coaxial heat exchanger, that is to say comprising two coaxial tubes and between which heat exchanges take place.
  • internal heat exchanger 20 may be a coaxial internal heat exchanger with a length of between 50 and 120 mm while the second internal heat exchanger 20 'may be a coaxial internal heat exchanger with a length of between 200 and 700mm.
  • the second heat transfer fluid loop B shown in a line comprising three dashes and two dots in FIG. 3, may comprise:
  • a first circulation pipe 70 of the first heat transfer fluid 50 having an internal heater 54 intended to be traversed by the inner air stream 90 to the motor vehicle, and connecting a first junction point 61 arranged downstream of the heat exchanger bifluid 5 and a second junction point 62 arranged upstream of said bifluid heat exchanger 5,
  • a pump arranged downstream or upstream of the heat exchanger two-fluid 5 between the first junction point 61 and the second junction point 62.
  • the indirect reversible air-conditioning circuit 1 comprises, within the second heat-transfer fluid loop B, a device for redirecting the coolant from the two-fluid heat exchanger 5 to the first circulation pipe 70 and / or to the second water pipe. circulation 60.
  • the device for redirecting the heat transfer fluid from the two-fluid heat exchanger 5 can in particular comprise a fourth stop valve 63 arranged on the second circulation pipe 60 in order to block or not the first fluid. coolant and prevent it from circulating in said second circulation pipe 60.
  • the indirect reversible air conditioning circuit 1 may also include an obstruction flap 310 of the interior air flow 100 passing through the third heat exchanger 54.
  • This embodiment makes it possible in particular to limit the number of valves on the second heat transfer fluid loop B and thus makes it possible to limit the production costs.
  • the device for redirecting the heat transfer fluid from the two-fluid heat exchanger 5 may in particular comprise a fourth stop valve 63 disposed on the second circulation pipe 60 in order to block the fluid or not. coolant and prevent it from circulating in said second flow line 60, and a fifth stop valve disposed on the first flow line 70 to block or not the heat transfer fluid and prevent it from circulating in said first pipe of circulation 70.
  • the second heat transfer fluid loop B may also include an electric heating element 55 of the heat transfer fluid.
  • Said electric heating element 55 is in particular disposed, in the direction of circulation of the coolant, downstream of the bifluid heat exchanger 5, between said two-fluid heat exchanger 5 and the first junction point 61.
  • the coolant does not pass through the bypass line 30 because the first stop valve 22 is closed.
  • the refrigerant fluid thus passes successively in the compressor 3, the condenser 5, the first expansion device 7, the evaporator 9, the second expansion device 11 and the evapo-condenser 13.
  • the refrigerant passes successively by a compressor 3, a condenser 5, a first expansion device 7, an evaporator 9, a second expansion device 11 and an evapo-condenser 13.
  • the present invention relates in particular to a method of managing the reversible air conditioning circuit 1 in heat pump mode and more specifically to the management of the control of the opening of the expansion device 7 and therefore of the pressure loss of the refrigerant when crosses said expansion device 7.
  • the management method comprises:
  • SHcomp_in_sp 0 of a set superheating SHcomp_in_sp as a function of the temperature Text of the second heat transfer fluid 130 before passing through the evapo-condenser 13, SHcomp_in_sp being between a minimum superheat SHcomp_in_sp_min and a maximum superheat Shcomp_in_sp_max,
  • the central control unit 40 determines the Cestim opening of the first expansion device 7 according to the protocol illustrated in the diagram of FIG. 4:
  • Cestim is of the order of the maximum estimated opening Cestim_max of the first expansion device 7. It is understood here that Cestim is here greater than or equal to 90% of its opening Cestimjnax maximum estimated to limit the loss of pressure of the refrigerant and thus reduce the risk of frost formation on the evapocondenser 13,
  • XI corresponds to a value of (Pcomp_out - Pevap_out) determined experimentally below which frost is formed on the evapo-condenser 13
  • X2 corresponds to a value of (Pcomp_out - Pevap_out) determined experimentally for which the first expansion device 7 is at its minimum opening Cestimjnin.
  • Cestimjnax and Cestimjnin correspond to extreme opening values of the first expansion device 7 established experimentally for given utilization parameters, such as Text and the speed of the compressor 3.
  • Tcomp_in_max_estim corresponds to the estimated maximum temperature of the refrigerant at the inlet of the compressor 3.
  • Tcomp_in_max_estim is calculated according to the following formula:
  • Tcomp_in_max_estim K3 * (273.15 + Tcomp_out_max) I [(Pcomp_out I
  • Tcomp_in corresponds to the measured temperature of the refrigerant at the inlet of the compressor 3 and Tcomp_in_estim to the estimated temperature of the refrigerant at the inlet of the compressor 3.
  • Tcomp_out_max corresponds to the maximum temperature of the refrigerant at the outlet of the compressor 3.
  • Tcomp_out_max can be 130 ° C. Beyond this temperature Tcomp_out_max the compressor 3 may be damaged and it can get safe, that is to say stop working.
  • Pcomp_out corresponds to the pressure of the refrigerant at the outlet of the compressor 3 and Pcomp_in at the pressure of the refrigerant at the inlet of the compressor 3.
  • K corresponds to a coefficient of cooling of the refrigerant fluid determined experimentally and variable according to the coolant. For a refrigerant such as R134a, this cooling coefficient is 1.15.
  • SHcomp_in_sp_min can be between 3 and 10 ° K and SHcomp_in_sp_max between 8 and 15 ° K.
  • SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max are variable depending on the nature of the refrigerant and the architecture of the air conditioning circuit 1.
  • the control unit 10 During the second step of controlling the superheat Shcomp_in, if SHcomp_in is lower than SHcomp_in_sp_min then the control unit 10 will decrease the opening of the expansion device 7 to increase the superheat SHcomp_in. If SHcomp_in is greater than SHcomp_in_sp_max then the control unit 10 will increase the opening of the expansion device 7 in order to reduce the superheat SHcomp_in.
  • the increase or decrease in the opening of the expansion device 7 is preferably performed by an integral proportional controller.
  • SHcomp_in is between SHcomp_in_sp_min and SHcomp_in_sp_max, the increase or decrease of the opening of the expansion device 7 is preferably carried out by a proportional controller.
  • FIG. 5 shows a diagram showing in full lines the evolution as a function of time, expressed in minutes, of:
  • the management method according to the invention makes it possible, during the ramping up of the compressor 3, for a faster closing of the expansion device 7 which arrives at an opening of 130 pulses after 8 min, whereas according to the prior art the expansion device does not reach this opening until after 25 min. Therefore, according to the prior art, the superheat Shcomp_in at 20 min according to the prior art is 0 ° K whereas, thanks to the management method according to the invention, Shcomp_in is of the order of 4 ° K (more or minus 2 ° K). Thus, at 20 min, the temperature of the internal air flow 100 at the outlet of the internal radiator 54 according to the prior art and of the order of 22 ° C.
  • the management method can also include a step of protecting the evaporator 9 against the overpressure of the refrigerant to avoid damaging said evaporator 9.
  • P corresponds to an operating limit pressure value of the evaporator 9.
  • the central control unit 40 compares Cestim (t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim (tl), which is the Cestim opening at time t-1. If Cestim (t) is greater than Cestim (tl), in a first step, the central control unit 40 stops the control of the superheat SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device 7 to the value Cestim (tl) . In a second step, the central control unit 40 decreases Cestim so that Pevap_out is less than P. The calculation of Cestim (t) during the decrease of Cestim so that Pevap_out is less than P is carried out according to the following formula:
  • Cestim (t) Cestim - ⁇ K1 * (Pevap_out - P)
  • K1 being a gain of integral type calculated according to AC / Pevapo_out with AC being the variation of the opening of the expansion device 7 and APevapo_out the variation of Pevapo_out measured during experimentation where the opening of the device of relaxation 7.
  • the management method may comprise a step of protecting the compressor 3 against the overpressure of the refrigerant fluid in order to avoid damaging said evaporator 9.
  • Pcomp_in corresponds to a pressure limit value of the compressor 3.
  • the central control unit 40 compares Cestim (t), which is the Cestim opening at a time t, with Cestim (t-1), which is the Cestim opening at time t-1. If Cestim (t) is greater than Cestim (tl), in a first step, the central control unit 40 stops the control of the superheat SHcomp_in and maintains the opening of the first expansion device 7 to the value Cestim (tl) . In a second step, the central control unit 40 decreases Cestim so that Pcomp_in is less than P3.
  • Cestim (t) Cestim - ⁇ 2 * (Pcomp_ K2 being an integral type gain calculated according to AC / APcomp_in with AC being the variation of the opening of the expansion device 7 and APcomp_in the variation of Pcomp_in measured during experimentation where the opening of the device of relaxation 7.
  • the management method according to the invention allows good management and good control of the opening of the expansion device 7 allowing increased heating power in heat pump mode.

Abstract

La présente invention concerne un procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible indirect (1) dans lequel circule un fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation inversible (1) étant apte à fonctionner selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans : un compresseur (3), un condenseur (5), un premier dispositif de détente (7), un évaporateur (9), un deuxième dispositif de détente (11), et un évapo-condenseur (13), ledit circuit de climatisation (1) comportant une unité centrale de contrôle (40) apte à contrôler l'ouverture du premier dispositif de détente (7), ledit procédé de gestion comportant : une étape de détermination de : l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente (7), d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp, SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max, une étape d'ouverture du dispositif de détente (7) selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente (7) de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max.

Description

PROCEDE DE GESTION D'UN CIRCUIT DE CLIMATISATION INVERSIBLE DE
VEHICULE AUTOMOBILE
L'invention se rapporte au domaine des véhicules automobiles et plus particulièrement à un circuit de climatisation de véhicule automobile et son procédé de gestion en mode pompe à chaleur.
Les véhicules automobiles actuels comportent de plus en plus souvent un circuit de climatisation. Généralement, dans un circuit de climatisation « classique », un fluide réfrigérant passe successivement dans un compresseur, un premier échangeur de chaleur, appelé condenseur, placé en contact avec un flux d'air extérieur au véhicule automobile pour libérer de la chaleur, un dispositif de détente et un deuxième échangeur de chaleur, appelé évaporateur, placé en contact avec un flux d'air intérieur du véhicule automobile pour le refroidir.
Il existe également des architectures de circuit de climatisation plus complexes qui permettent d'obtenir un circuit de climatisation inversible, c'est-à-dire qu'il peut utiliser un mode de fonctionnement pompe à chaleur dans lequel il est apte à absorber de l'énergie calorifique dans l'air extérieur au niveau du premier échangeur de chaleur, appelé alors évapo-condenseur, et la restituer dans l'habitacle notamment au moyen d'un troisième échangeur de chaleur dédié.
Généralement, le dispositif de détente est une vanne thermostatique dont le bulbe est disposé en aval de évaporateur. Le dispositif de détente peut également être une vanne électronique d'expansion contrôlée par une unité centrale de contrôle. Dans ce genre de cas, il est nécessaire d'avoir une stratégie de contrôle du circuit de climatisation afin de déterminer et contrôler l'ouverture de la vanne électronique d'expansion notamment afin d'obtenir une surchauffe du fluide réfrigérant en sortie de évaporateur. Cette surchauffe est notamment utile pour améliorer la puissance de chauffage du circuit de climatisation inversible.
Un des buts de la présente invention est donc de remédier au moins partiellement aux inconvénients de l'art antérieur et de proposer un procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible amélioré notamment en mode pompe à chaleur. La présente invention concerne donc un procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible indirect dans lequel circule un fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation inversible étant apte à fonctionner selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
0 un compresseur,
0 un condenseur destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur,
0 un premier dispositif de détente dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression,
0 un évaporateur destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne au véhicule automobile,
0 un deuxième dispositif de détente dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, et
0 un évapo-condenseur destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur et la transférer au fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation comportant une unité centrale de contrôle apte à contrôler l'ouverture du premier dispositif de détente,
ledit procédé de gestion comportant :
· une étape de détermination de :
0 l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur, selon la température Text du deuxième fluide caloporteur avant sa traversée de évapo- condenseur et le régime du compresseur,
0 d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur avant sa traversée de évapo-condenseur, SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max, • une étape d'ouverture du dispositif de détente selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente de sorte à atteindre la surchauffe consigne
SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max.
Selon un aspect du procédé de gestion, SHcomp_in est calculé selon la formule suivante :
SHcomp_in = Tcomp_in - Tsat(Pcomp_in) dans laquelle Tcomp_in est la température du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3).
Selon un autre aspect du procédé de gestion :
• si (Pcomp_out - Pevap_out) est inférieur à une valeur XI, Cestim est de l'ordre de son ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente,
• si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à XI et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale estimée Cestim_min à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
• si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
XI étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo-condenseur,
X2 étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente est à son ouverture minimale Cestimjnin. Selon un autre aspect du procédé de gestion, la détermination de la surchauffe consigne SHcomp_in_sp est telle que :
Shcomp_in_max = Tcomp_in_max_estim - Tsat(Pcomp_in) dans laquelle Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur,
Tcomp_in_max_estim est la température maximum estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur :
Tcomp_in_max_estim = K3 * (273,15 + Tcomp_out_max) I [(Pcomp_out I
Pcomp_in) ((K - 1)/ K)]
K3 est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel
K3 = Tcomp_in I Tcomp_in_estim,
Tcomp_in étant la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur et Tcomp_in_estim la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur,
Tcomp_out_max est la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur,
Pcomp_out est la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur, Pcomp_in est la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur, et K est le coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant.
Selon un autre aspect du procédé de gestion, SHcomp_in_sp_min est comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max est comprise entre 8 et 15 °K.
Selon un autre aspect du procédé de gestion, lors de l'étape de contrôle de la surchauffe SHcomp_in : si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min ou supérieure à SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente est réalisée par un contrôleur proportionnel intégral, si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente est réalisée par un contrôleur proportionnel.
Selon un autre aspect du procédé de gestion, celui-ci comporte une étape de protection de l'évaporateur contre la surpression du fluide réfrigérant :
0 si Pevap_out est compris entre PI et P, l'unité centrale de contrôle continue le contrôle de Cestim, avec P étant une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur εί Ρ1 = Ρ - μ1, μΐ étant une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar,
si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente à la valeur Cestim(t-l), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P.
Selon un autre aspect du procédé de gestion, le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P, est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim -∑K1* (Pevap_out - P)
avec Kl étant un gain de type intégral calculé selon Kl = AC/ Pevapo_out avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente et de APevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente. Selon un autre aspect du procédé de gestion, celui-ci comporte une étape de protection du compresseur contre la surpression du fluide réfrigérant :
si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle continue le contrôle de Cestim, avec P3 étant une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur et P2 = P3 - μ2, μ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar,
si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à
Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente à la valeur Cestim(t-l), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3.
Selon un autre aspect du procédé de gestion, le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim - ΣΚ2* (Pcomp_in - P3)
avec K2 étant un gain de type intégral calculé selon AC/ Pcomp_in avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente et de APcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente.
D'autres caractéristiques et avantages de l'invention apparaîtront plus clairement à la lecture de la description suivante, donnée à titre d'exemple illustratif et non limitatif, et des dessins annexés parmi lesquels :
la figure la montre une représentation schématique d'un circuit de climatisation inversible en mode pompe à chaleur, la figure lb montre un diagramme pression/enthalpie du circuit de climatisation de la figure la,
la figure 2 montre une représentation schématique d'une variante du circuit de climatisation inversible en mode pompe à chaleur de la figure la,
la figure 3 montre une représentation schématique d'un circuit de climatisation selon une architecture particulière,
la figure 4 montre un diagramme de l'évolution de l'ouverture du premier dispositif de détente en fonction d'une différence de pression, - la figure 5 montre un diagramme de l'évolution de différents paramètres en fonction du temps lors du fonctionnement du circuit de climatisation.
Sur les différentes figures, les éléments identiques portent les mêmes numéros de référence.
Les réalisations suivantes sont des exemples. Bien que la description se réfère à un ou plusieurs modes de réalisation, ceci ne signifie pas nécessairement que chaque référence concerne le même mode de réalisation, ou que les caractéristiques s'appliquent seulement à un seul mode de réalisation. De simples caractéristiques de différents modes de réalisation peuvent également être combinées et/ou interchangées pour fournir d'autres réalisations.
Dans la présente description, on peut indexer certains éléments ou paramètres, comme par exemple premier élément ou deuxième élément ainsi que premier paramètre et second paramètre ou encore premier critère et deuxième critère etc. Dans ce cas, il s'agit d'un simple indexage pour différencier et dénommer des éléments ou paramètres ou critères proches mais non identiques. Cette indexation n'implique pas une priorité d'un élément, paramètre ou critère par rapport à un autre et on peut aisément interchanger de telles dénominations sans sortir du cadre de la présente description. Cette indexation n'implique pas non plus un ordre dans le temps par exemple pour apprécier tel ou tel critère.
Dans la présente description, on entend par « placé en amont » qu'un élément est placé avant un autre par rapport au sens de circulation d'un fluide. A contrario, on entend par « placé en aval » qu'un élément est placé après un autre par rapport au sens de circulation du fluide.
La figure la montre un circuit de climatisation 1 inversible, notamment pour véhicule automobile, dans lequel circule un fluide réfrigérant fonctionnant selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
0 un compresseur 3,
0 un condenseur 5 destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur 50,
0 un premier dispositif de détente 7 dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression, par exemple une vanne électronique d'expansion,
0 un évaporateur 9 destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne 100 au véhicule automobile, 0 un deuxième dispositif de détente 11 dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, par exemple un orifice tube, et
0 un évapo-condenseur 13 destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur 130 et de la transférer au fluide réfrigérant. Le condenseur 5 est notamment destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur 50. Ce premier fluide caloporteur 50 peut par exemple être un flux d'air interne allant vers l'habitacle lorsque le deuxième échangeur de chaleur est par exemple disposé dans un dispositif de chauffage, ventilation et climatisation. Une autre possibilité peut également être que le premier fluide caloporteur 50 est un fluide circulant dans une autre boucle de gestion de température, par exemple lorsque le premier échangeur de chaleur est un échangeur bifluide, cela est notamment le cas dans le cadre d'un circuit de climatisation indirect. L'évapo-condenseur 13 est quant à lui destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur 130 et de la transférer au fluide réfrigérant. Ce deuxième fluide caloporteur 130 peut par exemple être un flux d'air externe au véhicule lorsque le deuxième échangeur de chaleur est par exemple disposé en face avant du véhicule automobile.
Le circuit de climatisation inversible 1 comporte également une unité centrale de contrôle 40. Cette unité centrale de contrôle 40 est notamment reliée au compresseur 3 afin de contrôler son régime et ainsi contrôler la pression du fluide réfrigérant. L'unité centrale de contrôle 40 est également reliée au premier dispositif de détente 7 afin de contrôler et commander son ouverture et ainsi contrôler la perte de pression du fluide réfrigérant lorsqu'il la traverse.
L'unité centrale de contrôle 40 peut également être reliée à un premier capteur 41 de la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo-condenseur 13. Plus précisément, Text peut correspondre à la température ambiante extérieure de l'air.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un deuxième capteur 42 de la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3. Ce deuxième capteur 42 peut notamment être disposé en aval du compresseur 3, entre ledit compresseur 3 et le condenseur 5.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un troisième capteur 43 de la pression Pcomp_in du fluide réfrigérant avant son entrée dans le compresseur 3. Ce troisième capteur 43 peut notamment être disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un quatrième capteur 44 de la température Tcomp_in du fluide réfrigérant avant son entrée dans le compresseur 3. Ce quatrième capteur 44 peut notamment être disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
Les troisième 43 et quatrième 44 capteurs peuvent plus particulièrement n'être qu'un seul capteur pression/température disposé en amont du compresseur 3, entre l'évapo-condenseur 13 et ledit compresseur 3.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un cinquième capteur 45 de la température Tevapo du flux d'air interne 100 après qu'il ait traversé l'évaporateur 9.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un sixième capteur 46 de la température Tcond_out du premier fluide caloporteur 50 après qu'il ait traversé le condenseur 5.
L'unité centrale de contrôle 40 peut être reliée à un septième capteur 47 de la pression Pevap_out du fluide réfrigérant à sa sortie de l'évaporateur 9. Ce septième capteur 47 peut notamment être disposé en aval de l'évaporateur 9, entre ledit évaporateur 9 et le deuxième dispositif de détente 11.
En fonctionnement, en mode pompe à chaleur, comme le montre la figure lb, le fluide réfrigérant est en phase gazeuse à basse pression avant d'entrer dans le compresseur 3. En traversant le compresseur 3 le fluide réfrigérant subit une augmentation de sa pression et passe à haute pression comme le montre la flèche 300. Le fluide réfrigérant traverse ensuite le condenseur 5 et transfert de l'enthalpie au premier fluide caloporteur 50 comme le montre la flèche 500. le fluide réfrigérant franchit une première fois sa courbe de saturation X et passe dans un état biphasique. Le fluide réfrigérant peut également franchir une deuxième fois sa courbe de saturation X pour passer en phase liquide. La différence entre la température du fluide réfrigérant en sortie du condenseur 5 et sa température de saturation à cette pression est appelée sous- refroidissement SC.
Le fluide réfrigérant passe ensuite au travers du premier dispositif de détente 7 et subit une première perte de pression pour passer à pression intermédiaire, comme le montre la flèche 700. Le fluide réfrigérant franchit de nouveau sa courbe de saturation X et passe dans un état diphasique. Le fluide réfrigérant traverse ensuite l'évaporateur 9 dans lequel le fluide réfrigérant transfert de l'énergie calorifique au flux d'air interne 100, comme le montre la flèche 900. Le fluide réfrigérant traverse sa courbe de saturation X et repasse alors en phase liquide.
Le fluide réfrigérant passe ensuite au travers du deuxième dispositif de détente 7 et subit une deuxième perte de pression pour passer à basse pression, comme le montre la flèche 110. Le fluide réfrigérant rejoint sa courbe de saturation X et passe dans un état diphasique. Le fluide réfrigérant traverse ensuite l'évapo-condenseur 13 dans lequel le fluide réfrigérant récupère de l'énergie calorifique du deuxième fluide caloporteur 130, comme le montre la flèche 131. Le fluide réfrigérant traverse sa courbe de saturation X et repasse alors en phase gazeuse. La différence entre la température Tcomp_in du fluide réfrigérant avant qu'il ne traverse le compresseur 3 (mesurée par le quatrième capteur 44) et sa température de saturation à cette pression Tsat(Pcomp_in), correspond à une surchauffe SHcomp_in du fluide réfrigérant.
Ainsi, Shcomp_in = Tcomp_in - Tsat(Pcomp_in).
Selon une variante illustrée à la figure 2, le circuit de climatisation inversible 1 peut également comporter un échangeur de chaleur interne 20 apte à permettre les échanges d'énergie calorifique entre le fluide réfrigérant en sortie de échangeur de chaleur bifluide 5 et le fluide réfrigérant en sortie de l'évapo-condenseur 13. Cet échangeur de chaleur interne 20 comporte notamment une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance de échangeur de chaleur bifluide 5, ainsi qu'une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance de l'évapo-condenseur 13.
En fonctionnement, les étapes sont similaires à celles des figures la et lb, à la différence que échangeur de chaleur interne 20 absorbe de l'enthalpie au fluide réfrigérant en sortie de échangeur de chaleur bifluide et la transfère au fluide réfrigérant en sortie de l'évapo-condenseur 13. Le sous-refroidissement SC du fluide réfrigérant avant qu'il ne traverse le dispositif de détente 7 et la surchauffe SHcomp_in du fluide réfrigérant avant qu'il ne rentre dans le compresseur 3 sont tous deux augmentés sous l'effet de échangeur de chaleur interne 20. Cela permet notamment une augmentation du coefficient de performance du circuit de climatisation 1. Le circuit de climatisation 1 peut par exemple être un circuit de climatisation inversible indirect 1 comme illustré sur la figure 3. Ce circuit de climatisation inversible indirect 1 peut fonctionner dans différents modes de fonctionnement dont un mode pompe à chaleur.
Ce circuit de climatisation inversible indirect 1 comporte notamment :
• une première boucle de fluide réfrigérant A dans laquelle circule le fluide réfrigérant,
• une deuxième boucle de fluide caloporteur B dans laquelle circule le premier fluide caloporteur 50, et
• un échangeur de chaleur bifluide correspondant au condenseur 5 agencé conjointement sur la première boucle de fluide réfrigérant A et sur la deuxième boucle de fluide caloporteur B, de façon à permettre les échanges de chaleur entre ladite première boucle de fluide réfrigérant A et ladite deuxième boucle de fluide caloporteur B.
La première boucle de fluide réfrigérant A, représentée en trait plein sur la figure 3, comporte plus particulièrement dans le sens de circulation du fluide réfrigérant :
0 un compresseur 3,
0 l'échangeur de chaleur bifluide 5, disposé en aval dudit compresseur 3,
0 un premier dispositif de détente 7, plus précisément une vanne électronique d'expansion,
0 un évaporateur 9 étant destiné à être traversé par le flux d'air intérieur 100 au véhicule automobile allant vers l'habitacle,
0 un deuxième dispositif de détente 11, par exemple un orifice tube,
0 un évapo-condenseur 13 étant destiné à être traversé par un deuxième fluide caloporteur, ici un flux d'air extérieur au véhicule automobile, et
0 une conduite de contournement 30 de évapo-condenseur 13. La conduite de contournement 30 peut relier plus spécifiquement un premier point de raccordement 31 et un deuxième point de raccordement 32.
Le premier point de raccordement 31 est de préférence disposé, dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, en aval de l'évaporateur 9, entre ledit évaporateur 9 et l'évapo-condenseur 13. Plus particulièrement, et comme illustré sur la figure 3, le premier point de raccordement 31 est disposé entre l'évaporateur 9 et le deuxième dispositif de détente 11. Il est cependant tout à fait possible d'imaginer que le premier point de raccordement 31 soit disposé entre le deuxième dispositif de détente 11 et l'évapo-condenseur 13 du moment que le fluide réfrigérant a la possibilité de contourner le deuxième dispositif de détente 11 ou de le traverser sans subir de perte de pression.
Le deuxième point de raccordement 32 est quant à lui de préférence disposé en aval de l'évapo-condenseur 13, entre ledit évapo-condenseur 13 et le compresseur 3.
La première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter une bouteille déshydratante 18 disposée en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5, plus précisément entre ledit échangeur de chaleur bifluide 5 et l'échangeur de chaleur interne 20. Une telle bouteille déshydratante 18 disposée sur le côté haute pression du circuit de climatisation, c'est-à-dire en aval du compresseur 3 et en amont d'un dispositif de détente, a un encombrement moindre ainsi qu'un coût réduit par rapport à d'autres solutions de séparation de phase comme un accumulateur qui serait disposé du côté basse pression du circuit de climatisation, c'est à dire en amont du compresseur 3, notamment en amont de l'échangeur de chaleur interne 20.
La première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter un accumulateur disposé en amont du compresseur 3, plus précisément entre le deuxième point de raccordement 32 et ledit compresseur 3 en remplacement de la bouteille déshydratante 18.
Le circuit de climatisation inversible indirecte 1 comporte également un dispositif de redirection du fluide réfrigérant en provenance de l'évaporateur 9 vers l'évapo-condenseur 13 ou vers la conduite de contournement 30. Ce dispositif de redirection du fluide réfrigérant en provenance de l'évaporateur notamment comporter :
une première vanne d'arrêt 22 disposée en aval du premier point de raccordement 31, entre ledit premier point de raccordement 31 et le deuxième dispositif de détente 11,
une deuxième vanne d'arrêt 33 disposée sur la conduite de contournement 30, et un clapet antiretour 23 disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur 13, entre ledit évapo-condenseur 13 et le deuxième point de raccordement 32. Une autre alternative (non représentée) peut également être de disposer une vanne trois-voies au niveau du premier point de raccordement 31.
Par vanne d'arrêt, clapet antiretour, vanne trois-voies ou dispositif de détente avec fonction d'arrêt, on entend ici des éléments mécaniques ou électromécaniques pouvant être pilotés par l'unité centrale de contrôle 40.
Comme illustré sur la figure 3, la première boucle de fluide réfrigérant A peut comporter, en supplément de échangeur de chaleur interne 20, un deuxième échangeur de chaleur interne 20' permettant un échange de chaleur entre le fluide réfrigérant à haute pression en sortie de échangeur de chaleur interne 20 et le fluide réfrigérant à basse pression circulant dans la conduite de contournement 30, c'est-à-dire en provenance du premier point de raccordement 31. Par fluide réfrigérant à haute pression on entend par là un fluide réfrigérant ayant subi une augmentation de pression au niveau du compresseur 3 et qu'il n'a pas encore subi de perte de pression du fait du premier dispositif de détente 7. Ce deuxième échangeur de chaleur interne 20' comporte notamment une entrée et une sortie de fluide réfrigérant en provenance du premier point de raccordement 31, ainsi qu'une entrée et une sortie de fluide réfrigérant à haute pression en provenance de échangeur de chaleur interne 20. Au moins un des deux échangeurs de chaleur interne 20, 20'peut être un échangeur de chaleur coaxial, c'est à dire comportant deux tubes coaxiaux et entre lesquels s'effectuent les échanges de chaleur.
De préférence, échangeur de chaleur interne 20 peut être un échangeur de chaleur interne coaxial d'une longueur comprise entre 50 et 120mm alors que le deuxième échangeur de chaleur interne 20' peut être un échangeur de chaleur interne coaxial d'une longueur comprise entre 200 et 700mm.
La deuxième boucle de fluide caloporteur B, représentée en trait comprenant trois tirets et deux points sur la figure 3, peut comporter quant à elle :
0 l'échangeur de chaleur bifluide 5,
0 une première conduite de circulation 70 du premier fluide caloporteur 50 comportant un radiateur interne 54 destiné à être traversé par le flux d'air intérieur 90 au véhicule automobile, et reliant un premier point de jonction 61 disposé en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5 et un deuxième point de jonction 62 disposé en amont dudit échangeur de chaleur bifluide 5,
0 une deuxième conduite de circulation 60 de fluide caloporteur comportant un radiateur externe 64 destiné à être traversé par le flux d'air extérieur 200 au véhicule automobile, et reliant le premier point de jonction 61 disposé en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5 et le deuxième point de jonction 62 disposé en amont dudit échangeur de chaleur bifluide 5, et
0 une pompe 17 disposée en aval ou en amont de l'échangeur de chaleur bifluide 5, entre le premier point de jonction 61 et le deuxième point de jonction 62.
Le circuit de climatisation inversible indirecte 1 comporte au sein de la deuxième boucle de fluide caloporteur B un dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 vers la première conduite de circulation 70 et/ou vers la deuxième conduite de circulation 60. Comme illustré sur la figure 3, le dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 peut notamment comporter une quatrième vanne d'arrêt 63 disposée sur la deuxième conduite de circulation 60 afin de bloquer ou non le premier fluide caloporteur et de l'empêcher de circuler dans ladite deuxième conduite de circulation 60.
Le circuit de climatisation inversible indirect 1 peut également comporter un volet d'obstruction 310 du flux d'air intérieur 100 traversant le troisième échangeur de chaleur 54.
Ce mode de réalisation permet notamment de limiter le nombre de vannes sur la deuxième boucle de fluide caloporteur B et ainsi permet de limiter les coûts de production.
Selon un mode de réalisation alternatif non représenté le dispositif de redirection du fluide caloporteur en provenance de l'échangeur de chaleur bifluide 5 peut notamment comporter une quatrième vanne d'arrêt 63 disposée sur la deuxième conduite de circulation 60 afin de bloquer ou non le fluide caloporteur et l'empêcher de circuler dans ladite deuxième conduite de circulation 60, et une cinquième vanne d'arrêt disposée sur la première conduite de circulation 70 afin de bloquer ou non le fluide caloporteur et de l'empêcher de circuler dans ladite première conduite de circulation 70.
La deuxième boucle de fluide caloporteur B peut également comporter un élément électrique chauffant 55 du fluide caloporteur. Ledit élément électrique chauffant 55 est notamment disposé, dans le sens de circulation du fluide caloporteur, en aval de l'échangeur de chaleur bifluide 5, entre ledit échangeur de chaleur bifluide 5 et le premier point de jonction 61.
En mode pompe à chaleur, le fluide réfrigérant ne passe pas au travers de la conduite de contournement 30 du fait que la première vanne d'arrêt 22 est fermée. Le fluide réfrigérant passe ainsi successivement dans le compresseur 3, le condenseur 5, le premier dispositif de détente 7, l'évaporateur 9, le deuxième dispositif de détente 11 et l'évapo-condenseur 13.
Il est tout à fait possible également d'imaginer une autre architecture du circuit de climatisation 1 sans pour autant sortir du cadre de l'invention du moment qu'en mode pompe à chaleur, le fluide réfrigérant passe successivement par un compresseur 3, un condenseur 5, un premier dispositif de détente 7, un évaporateur 9, un deuxième dispositif de détente 11 et un évapo-condenseur 13.
La présente invention concerne notamment un procédé de gestion du circuit de climatisation inversible 1 en mode pompe à chaleur et plus précisément de la gestion du contrôle de l'ouverture du dispositif de détente 7 et donc de la perte de pression du fluide réfrigérant lorsqu'il traverse ledit dispositif de détente 7. Le procédé de gestion comporte :
• une étape de détermination de :
0 l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente 7 en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3 et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur 9, selon la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo- condenseur 13 et le régime du compresseur 3,
0 d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur 130 avant sa traversée de l'évapo-condenseur 13, SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max,
• une étape d'ouverture du dispositif de détente 7 selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente 7 de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max.
L'unité centrale de contrôle 40 détermine l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente 7 selon le protocole illustré sur le diagramme de la figure 4 :
• si (Pcomp_out - Pevap_out) est inférieur à une valeur XI, Cestim est de l'ordre de l'ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente 7. On entend ici que Cestim est ici supérieure ou égale à 90 % de son ouverture maximale estimée Cestimjnax afin de limiter la perte de pression du fluide réfrigérant et ainsi diminuer les risques de formation de givre sur l'évapocondenseur 13,
• si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à XI et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale C_min à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
« si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente.
XI correspond à une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo-condenseur 13, X2 correspond à une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente 7 est à son ouverture minimale Cestimjnin.
Cestimjnax et Cestimjnin correspondent à des valeurs extrêmes d'ouverture du premier dispositif de détente 7 établies expérimentalement pour des paramètres d'utilisation donnés, tels que Text et le régime du compresseur 3.
L'unité centrale de contrôle 40 détermine la surchauffe consigne SHcomp _in_sp de sorte que : Shcompjnjnax = Tcomp_injnax_estim - Tsat(Pcompjn) Tsat (Pcomp_in) correspond à la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur 3.
Tcomp_in_max_estim correspond à la température maximum estimé du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3. Tcomp_in_max_estim est calculé selon la formule suivante :
Tcomp_in_max_estim = K3 * (273,15 + Tcomp_out_max) I [(Pcomp_out I
Pcomp_in) ((K - 1)/ K)] est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel
K3 = Tcomp_in I Tcomp_in_estim.
Tcomp_in correspond à la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3 et Tcomp_in_estim à la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3.
Tcomp_out_max correspond à la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3. Par exemple, Tcomp_out_max peut être de 130 °C. Au-delà de cette température Tcomp_out_max le compresseur 3 risque de subir des dommages et il peut se mettre en sécurité, c'est-à-dire arrêter de fonctionner.
Pcomp_out correspond à la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur 3 et Pcomp_in à la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur 3.
K correspond à un coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant. Pour un fluide réfrigérant tel que le R134a, ce coefficient de refroidissement est de 1,15.
Par exemple, pour un fluide réfrigérant tel que le R134a, SHcomp_in_sp_min peut être comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max comprise ente 8 et 15 °K. SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max sont variables en fonction de al nature du fluide réfrigérant et de l'architecture du circuit de climatisation 1.
Lors de la deuxième étape de contrôle de la surchauffe Shcomp_in, si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min alors l'unité de contrôle 10 va diminuer l'ouverture du dispositif de détente 7 afin d'augmenter la surchauffe SHcomp_in. Si SHcomp_in est supérieure à SHcomp_in_sp_max alors l'unité de contrôle 10 va augmenter l'ouverture du dispositif de détente 7 afin de réduire la surchauffe SHcomp_in. L'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente 7 est préférentiellement réalisée par un contrôleur proportionnel intégral.
Si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente 7 est préférentiellement réalisée par un contrôleur proportionnel.
Le fait d'avoir un contrôle mixte par un contrôleur proportionnel intégral et un contrôleur proportionnel permet d'arriver rapidement à la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et de maintenir et de stabiliser efficacement SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et Shcomp_in_sp_max.
La figure 5 montre un diagramme montrant en traits pleins l'évolution en fonction du temps, exprimé en minutes, de :
• la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54, illustrée par la courbe 101a,
• l'ouverture 102a, dispositif de détente 7, exprimé en impulsions/100.
•
Ces courbes en traits pleins sont réalisées après démarrage pour un circuit de climatisation selon l'art antérieur.
En traits pointillés sont représentés l'évolution de la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54 (courbe 101b) et de l'ouverture du dispositif de détente 7 (courbe 102b) après démarrage pour un circuit de climatisation utilisant un procédé de gestion selon l'invention. Pour ce diagramme de la figure 5, le fluide réfrigérant choisi est le R1234yf et la température Text est de -18 °C. Ces résultat sont néanmoins également valable pour un fluide réfrigérant tel que le RI 34a.
On remarque alors que le procédé de gestion selon l'invention permet pendant la montée en régime du compresseur 3 une fermeture plus rapide du dispositif de détente 7 qui arrive à une ouverture de 130 impulsions au bout de 8 min alors que suivant l'art antérieur, le dispositif de détente n'arrive à cette ouverture qu'au bout de 25 min. De ce fait, selon l'art antérieur la surchauffe Shcomp_in à 20 min selon l'art antérieur est de 0 °K alors que grâce au procédé de gestion selon l'invention, Shcomp_in est de l'ordre de 4 °K (plus ou moins 2°K). Ainsi, à 20 min, la température du flux d'air intérieur 100 en sortie du radiateur interne 54 selon l'art antérieur et de l'ordre de 22°C alors qu'avec le procédé de gestion selon l'invention elle est de l'ordre de 27°C soit environ une progression de 12 % de la puissance de chauffage. Le procédé de gestion peut également comporter une étape de protection de l'évaporateur 9 contre la surpression du fluide réfrigérant afin d'éviter d'endommager ledit évaporateur 9.
Lors de cette étape de protection, si Pevap_out est compris entre PI et P, l'unité centrale de contrôle 40 continue le contrôle de Cestim. P correspond à une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur 9. PI est quant à lui calculé selon la formule PI = P - μΐ avec μΐ correspondant à une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar.
Si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle 40 compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1. Si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle 40 arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente 7 à la valeur Cestim(t-l). Dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle 40 diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P. Le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim -∑K1* (Pevap_out - P)
Kl étant un gain de type intégral calculé selon AC/ Pevapo_out avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente 7 et de APevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente 7.
De même, le procédé de gestion peut comporter une étape de protection du compresseur 3 contre la surpression du fluide réfrigérant afin d'éviter d'endommager ledit évaporateur 9.
Lors de cette étape de protection, si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle 40 continue le contrôle de Cestim. P3 correspond ici à une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur 3. P2 est quant à lui calculé selon la formule P2 = P3 - μ2 avec μ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar.
Si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle 40 compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1. Si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle 40 arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente 7 à la valeur Cestim(t-l). Dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle 40 diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3.
Le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim - ΣΚ2* (Pcomp_ K2 étant un gain de type intégral calculé selon AC/APcomp_in avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente 7 et de APcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente 7.
Ainsi, on voit bien que le procédé de gestion selon l'invention permet une bonne gestion et un bon contrôle de l'ouverture du dispositif de détente 7 permettant une puissance de chauffage accrue en mode pompe à chaleur.

Claims

REVENDICATIONS
1. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation inversible indirect (1) dans lequel circule un fluide réfrigérant, ledit circuit de climatisation inversible (1) étant apte à fonctionner selon un mode pompe à chaleur dans lequel le fluide réfrigérant passe successivement dans :
0 un compresseur (3),
0 un condenseur (5) destiné à relâcher de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un premier fluide caloporteur (50),
0 un premier dispositif de détente (7) dans lequel le fluide réfrigérant subit une première perte de pression,
0 un évaporateur (9) destiné à relâcher également de l'énergie calorifique du fluide réfrigérant dans un flux d'air interne (100) au véhicule automobile,
0 un deuxième dispositif de détente (11) dans lequel le fluide réfrigérant subit une deuxième perte de pression, et
0 un évapo-condenseur (13) destiné à récupérer de l'énergie calorifique d'un deuxième fluide caloporteur (130) et la transférer au fluide réfrigérant,
ledit circuit de climatisation (1) comportant une unité centrale de contrôle (40) apte à contrôler l'ouverture du premier dispositif de détente (7), ledit procédé de gestion comportant :
• une étape de détermination de :
0 l'ouverture Cestim du premier dispositif de détente (7) en fonction de la différence entre la pression Pcomp_out du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3) et la pression Pevap_out du fluide réfrigérant en sortie de l'évaporateur (9), selon la température Text du deuxième fluide caloporteur (130) avant sa traversée de l'évapo-condenseur (13) et le régime du compresseur (3),
0 d'une surchauffe consigne SHcomp_in_sp en fonction de la température Text du deuxième fluide caloporteur (130) avant sa traversée de l'évapo-condenseur (13), SHcomp_in_sp étant comprise entre une surchauffe minimale SHcomp_in_sp_min et une surchauffe maximale Shcomp_in_sp_max,
une étape d'ouverture du dispositif de détente (7) selon Cestim et de contrôle de la surchauffe SHcomp_in en faisant varier l'ouverture du dispositif de détente (7) de sorte à atteindre la surchauffe consigne SHcomp_in_sp et maintenir SHcomp_in entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max.
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que SHcomp_in est calculé selon la formule suivante :
SHcomp_in = Tcomp_in - Tsat(Pcomp_in) dans laquelle Tcomp_in est la température du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à la pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3).
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que :
si (Pcomp_out - Pevap_out) est inférieur à une valeur XI, Cestim est de l'ordre de son ouverture maximale estimée Cestim_max du premier dispositif de détente (7), si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à XI et inférieur à une valeur X2, Cestim diminue vers son ouverture minimale estimée Cestim_min à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
si (Pcomp_out - Pevap_out) est supérieur à X2, Cestim augmente à mesure que (Pcomp_out - Pevap_out) augmente,
XI étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement en dessous de laquelle du givre se forme sur l'évapo- condenseur (13),
X2 étant une valeur de (Pcomp_out - Pevap_out) déterminée expérimentalement pour laquelle le premier dispositif de détente (7) est à son ouverture minimale Cestim _min.
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la détermination de la surchauffe consigne SHcomp_in_sp est telle que :
Shcomp_in_max = Tcomp_in_max_estim - Tsat(Pcomp_in) dans laquelle Tsat(Pcomp_in) est la température de saturation du fluide réfrigérant à sa pression Pcomp_in en entrée du compresseur (3),
Tcomp_in_max_estim est la température maximum estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) :
Tcomp_in_max_estim = K3 * (273,15 + Tcomp_out_max) I [(Pcomp_out I
Pcomp_in) ((K - 1)/ K)]
K3 est un coefficient de correction déterminé expérimentalement pour lequel
K3 = Tcomp_in I Tcomp_in_estim, Tcomp_in étant la température mesurée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3) et Tcomp_in_estim la température estimée du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3),
Tcomp_out_max est la température maximum du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3),
Pcomp_out est la pression du fluide réfrigérant en sortie du compresseur (3), Pcomp_in est la pression du fluide réfrigérant en entrée du compresseur (3), et
K est le coefficient de refroidissement du fluide réfrigérant déterminé expérimentalement et variable selon le fluide réfrigérant,
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que SHcomp_in_sp_min est comprise entre 3 et 10 °K et SHcomp_in_sp_max est comprise entre 8 et 15 °K.
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que lors de l'étape de contrôle de la surchauffe SHcomp_in :
si SHcomp_in est inférieure à SHcomp_in_sp_min ou supérieure à SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente (7) est réalisée par un contrôleur proportionnel intégral, si SHcomp_in est compris entre SHcomp_in_sp_min et SHcomp_in_sp_max, l'augmentation ou la diminution de l'ouverture du dispositif de détente (7) est réalisée par un contrôleur proportionnel.
7. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte une étape de protection de l'évaporateur (9) contre la surpression du fluide réfrigérant : si Pevap_out est compris entre PI et P, l'unité centrale de contrôle (40) continue le contrôle de Cestim, avec P étant une valeur de pression limite de fonctionnement de l'évaporateur (9) et PI = P - μΐ, μΐ étant une valeur de pression comprise entre 0,1 et 1 bar,
si Pevap_out est supérieure à P, l'unité centrale de contrôle (40) compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle (40) arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente (7) à la valeur Cestim(t-l), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle (40) diminue Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P.
Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pevap_out soit inférieure à P, est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim -∑K1* (Pevap_out - P)
avec Kl étant un gain de type intégral calculé selon Kl = AC/ Pevapo_out avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente (7) et de APevapo_out la variation de Pevapo_out mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente (7).
9. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte une étape de protection du compresseur (3) contre la surpression du fluide réfrigérant : si Pcomp_in est compris entre P2 et P3, l'unité centrale de contrôle (40) continue le contrôle de Cestim, avec P3 étant une valeur de pression limite de fonctionnement du compresseur (3) et P2 = P3 - μ2, μ2 étant une valeur de pression comprise entre 0,01 et 0,2 bar, si Pcomp_in est supérieure à P3, l'unité centrale de contrôle (40) compare Cestim(t), qui est l'ouverture Cestim à un temps t, avec Cestim(t-l), qui est l'ouverture Cestim au temps t-1, si Cestim(t) est supérieure à Cestim(t-l), dans un premier temps, l'unité centrale de contrôle (40) arrête le contrôle de la surchauffe SHcomp_in et maintien l'ouverture du premier dispositif de détente (7) à la valeur Cestim(t-l), dans un deuxième temps, l'unité centrale de contrôle (40) diminue Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3. 10. Procédé de gestion d'un circuit de climatisation (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le calcul de Cestim(t) lors de la diminution de Cestim de sorte que Pcomp_in soit inférieure à P3 est réalisé selon la formule suivante :
Cestim(t) = Cestim - ΣΚ2* (Pcomp_in - P3)
avec K2 étant un gain de type intégral calculé selon AC/ Pcomp_in avec AC étant la variation de l'ouverture du dispositif de détente (7) et de APcomp_in la variation de Pcomp_in mesurées lors d'expérimentation où l'on fait varier l'ouverture du dispositif de détente (7).
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