WO2022008196A1 - Dispositif de gestion thermique des batteries d'un véhicule automobile électrique ou hybride - Google Patents

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WO2022008196A1
WO2022008196A1 PCT/EP2021/066464 EP2021066464W WO2022008196A1 WO 2022008196 A1 WO2022008196 A1 WO 2022008196A1 EP 2021066464 W EP2021066464 W EP 2021066464W WO 2022008196 A1 WO2022008196 A1 WO 2022008196A1
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fluid
heat exchanger
management device
thermal management
circulation
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PCT/EP2021/066464
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Erwan ETIENNE
Amrid MAMMERI
Kamel Azzouz
Gael Durbecq
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Valeo Systemes Thermiques
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Definitions

  • the present invention relates to a thermal management device for an electric or hybrid motor vehicle. More specifically, the present invention relates to a thermal management device for the batteries of said vehicle.
  • the battery recharge time can be up to 8 hours or more with the use of a low-power charger, for example connected to the domestic electricity network. This recharge time may be suitable for daily use but is not suitable for long journeys.
  • an electric or hybrid vehicle comprises a battery thermal management device.
  • This battery thermal management device generally uses an air conditioning circuit also allowing the thermal management of the passenger compartment. Due to the fact that when recharging the batteries the vehicle and when stationary, it is all the more difficult to cool the batteries because the heat exchanger(s) of the thermal management device allowing the dissipation of the heat are crossed by a air flow, called external, generated solely by a ventilation system. It is thus important that the thermal management device comprises an architecture of the heat exchangers allowing maximum efficiency, in particular during rapid recharging.
  • One of the aims of the present invention is therefore to remedy, at least partially, the drawbacks of the prior art and to propose an architecture of a thermal management device allowing good cooling of the batteries, in particular during rapid recharging.
  • the present invention therefore relates to a thermal management device for the batteries of an electric or hybrid motor vehicle, said thermal management device comprising a first circulation loop for a refrigerant fluid as well as a second circulation loop for a heat transfer fluid, said thermal management device also comprising a first and a second two-fluid heat exchanger arranged jointly on both the first and the second circulation loop, said first circulation loop comprising in the direction circulation of the refrigerant fluid, a compressor, the first dual-fluid heat exchanger, the second dual-fluid heat exchanger, a first expansion device and a first heat exchanger configured to exchange calorific energy directly or indirectly with the batteries, the second circulation loop comprising a pump, a second heat exchanger configured to exchange calorific energy with an external air flow and the second and first two-fluid heat exchangers both arranged downstream of the second heat exchanger in the direction circulation of the heat transfer fluid.
  • the first and second bifluid heat exchangers are connected in series, the first bifluid heat exchanger being arranged downstream of the second bifluid heat exchanger in the direction of circulation of the heat transfer fluid.
  • the second circulation loop further comprises:
  • the thermal management device is configured so that the flow rate of heat transfer fluid circulating in the third heat exchanger and the second two-fluid heat exchanger is less than 50% of the flow rate of heat transfer fluid generated by the pump.
  • the first and second bifluid heat exchangers are connected in parallel.
  • the thermal management device is configured so that the flow rate of heat transfer fluid circulating in the second two-fluid heat exchanger is less than 50% of the flow rate of heat transfer fluid generated by the pump.
  • the first two-fluid heat exchanger comprises: • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a coolant fluid passage section area of between 80 and 95 mm 2 , and
  • circulation channels for the coolant fluid having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a section area for the passage of the refrigerant fluid of between 80 and 95 mm 2 .
  • the second two-fluid heat exchanger comprises:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a coolant fluid passage section area of between 50 and 80 mm 2 , and
  • circulation channels for the coolant fluid having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 50 and 80 mm 2 .
  • the first two-fluid heat exchanger comprises:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.90 mm and 2.10 mm for a coolant fluid passage section area of between 95 and 120 mm 2 , and
  • circulation channels for the heat transfer fluid having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 80 and 55 mm 2 .
  • the second two-fluid heat exchanger comprises:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a coolant fluid passage section area of between 50 and 85 mm 2 , and
  • circulation channels for the heat transfer fluid having a hydraulic diameter of between 1.70 mm and 1.95 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 70 and 90 mm 2 .
  • FIG 1 Figure 1 is a schematic representation of a thermal management device according to a first embodiment
  • Figure 2 is a schematic representation of the thermal management device according to a variant of the first embodiment
  • FIG 3 is a schematic representation of a thermal management device according to a second embodiment.
  • 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 that are close, but not identical. This indexing does not imply a priority of one element, parameter or criterion over another and such denominations can easily be interchanged without departing from the scope of the present description. Nor does this indexing imply an order in time, for example, to assess such and such a criterion.
  • placed upstream means that one element is placed before another with respect to the direction of circulation of a fluid.
  • placed downstream means that one element is placed after another in relation to the direction of fluid circulation.
  • FIG. 1 shows a battery thermal management device 1 of an electric or hybrid motor vehicle.
  • This thermal management device 1 comprises a first circulation loop A of a refrigerant fluid and a second circulation loop B of a heat transfer fluid.
  • the thermal management device 1 also comprises a first 101 and a second 102 two-fluid heat exchanger arranged jointly both on the first A and the second B circulation loop,
  • the first circulation loop A comprises, in the direction of circulation of the refrigerant fluid, a compressor 13, the first dual-fluid heat exchanger 101, the second dual-fluid heat exchanger 102, a first expansion device 15 and a first heat exchanger 17 configured to exchange heat energy directly or indirectly with the batteries.
  • the first two-fluid heat exchanger 101 is therefore arranged upstream of the second two-fluid heat exchanger 102 on the first circulation loop A.
  • first heat exchanger 17 can:
  • the first circulation loop A can in particular be an air conditioning circuit and comprise a second expansion device 16 and an evaporator 19 intended to be crossed by an internal air flow F2.
  • the second expansion device 16 and the evaporator 19 are arranged on a first branch line Al connecting a first connection point IIa to a second connection point 11b.
  • the first connection point 11a is arranged upstream of the first expansion device 15, between the second two-fluid heat exchanger 102 and said first expansion device 15.
  • the second connection point 1 lb is arranged downstream of the first exchanger heat exchanger 17, between said first heat exchanger 17 and compressor 13.
  • second expansion device 16 is arranged upstream of G evaporator 19.
  • the second circulation loop B comprises a pump 23, a second heat exchanger 27 configured to exchange heat energy with an external air flow F1 and the second 102 and first 101 two-fluid heat exchangers.
  • the second 102 and first 101 heat exchangers are both arranged downstream of the second heat exchanger 27 in the direction of circulation of the heat transfer fluid.
  • the fact of using a first 101 and a second 102 bifluid heat exchanger makes it possible to dedicate each of these bifluid heat exchangers to a role.
  • the first two-fluid heat exchanger 101 can be dedicated to de-superheating the refrigerant fluid and to condensing the refrigerant fluid.
  • de-superheating it is meant here that the first two-fluid heat exchanger 101 allows the transfer of calorific energy from the refrigerant fluid to the heat transfer fluid to make it possible to eliminate the overheating of the refrigerant fluid that it has at the outlet of the evaporator 19 and/or the first heat exchanger 17.
  • the second two-fluid heat exchanger 102 can be dedicated to the sub- cooling of the refrigerant. It is thus possible to adapt each two-fluid heat exchanger 101, 102 to its specific role in order to improve the performance of the thermal management device 1.
  • Two-fluid heat exchangers generally have separate channels in which circulate the fluids between which an exchange of heat energy, here a refrigerant fluid and a heat transfer fluid.
  • the characteristics of these channels can thus be adapted in order to correspond to the fluids circulating within them as well as their state.
  • the first two-fluid heat exchanger 101 may comprise:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a coolant fluid passage section area of between 80 and 95 mm 2 , and
  • circulation channels for the coolant fluid having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a section area for the passage of the refrigerant fluid of between 80 and 95 mm 2 .
  • the second two-fluid heat exchanger 102 may itself comprise:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a coolant fluid passage section area of between 50 and 80 mm 2 , and
  • circulation channels for the coolant fluid having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 50 and 80 mm 2 .
  • This first example makes it possible both to optimize the first 101 and second 102 two-fluid heat exchangers but also to limit the increase in production costs. Indeed, for each two-fluid heat exchanger, the circulation channels refrigerant fluid and heat transfer fluid are identical which facilitates standardization and manufacturing processes.
  • the first two-fluid heat exchanger 101 may comprise:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.90 mm and 2.10 mm for a coolant fluid passage section area of between 95 and 120 mm 2 , and
  • circulation channels for the heat transfer fluid having a hydraulic diameter of between 1.85 mm and 2 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 80 and 55 mm 2 .
  • the second two-fluid heat exchanger 102 may itself comprise:
  • coolant fluid circulation channels having a hydraulic diameter of between 1.40 mm and 1.85 mm for a coolant fluid passage section area of between 50 and 85 mm 2 , and
  • circulation channels for the heat transfer fluid having a hydraulic diameter of between 1.70 mm and 1.95 mm for a section area for the passage of the coolant fluid of between 70 and 90 mm 2 .
  • This second example allows further adaptation of the circulation channels for better optimization of the first 101 and second 102 two-fluid heat exchangers.
  • the first 101 and second 102 two-fluid heat exchangers are connected in series.
  • the first two-fluid heat exchanger 102 is arranged downstream of the second two-fluid heat exchanger 102 in the direction of circulation of the heat transfer fluid.
  • the position of the first 101 and second 102 two-fluid heat exchangers in the direction of the heat transfer fluid is reversed with respect to their position within the first circulation loop A in the direction of flow of the refrigerant.
  • FIG. 2 shows a variant of this first embodiment.
  • the second circulation loop B comprises a third heat exchanger 29 configured to exchange heat energy with the external air flow F1. This third heat exchanger 29 is arranged upstream of the second two-fluid heat exchanger 102, between the second heat exchanger 27 and said second bifluid heat exchanger 102.
  • the second circulation loop B also comprises a bypass branch B 1 of said third heat exchanger 29 and of the second bifluid heat exchanger 102. More precisely, the bypass branch B 1 connects a first junction point 2 la to a second junction point 21b.
  • the first junction point 21a is arranged downstream of the second heat exchanger 27, between said second heat exchanger 27 and the third heat exchanger 29.
  • the second junction point 21b is arranged downstream of the second heat exchanger bifluid 102, between said second bifluid heat exchanger 102 and the first bifluid heat exchanger 101.
  • This variant allows the control of the heat transfer fluid flow circulating in the second bifluid heat exchanger 102 and more particularly in the second bifluid heat exchanger 102 and the third heat exchanger 29. This thus makes it possible to more effectively control the sub-cooling of the refrigerant of the first circulation loop A.
  • the thermal management device 1 can thus be configured so that the flow rate of heat transfer fluid circulating in the third heat exchanger 29 and the second dual-fluid heat exchanger 102 is less than 50% of the flow rate of heat transfer fluid generated by the pump 23.
  • the thermal management device 1 can for example comprise a three-way valve (not shown) at the level of the first junction point 21b or even a proportional valve (not shown).
  • the circulation loop B differs from FIG. 1 in that the first two-fluid heat exchanger 101 can for example be arranged on a second branch line B2.
  • This second branch pipe B2 connects a third junction point 22a to a fourth junction point 22b.
  • the third junction point 22a is disposed downstream of the second heat exchanger 27, between said second heat exchanger 27 and the second two-fluid heat exchanger 102.
  • the fourth junction point 22b is disposed downstream of the second heat exchanger. bifluid heat 102, between said second bifluid heat exchanger 102 and the pump 23.
  • This second embodiment also makes it possible to control the flow rate of heat transfer fluid circulating in the second two-fluid heat exchanger 102. This thus makes it possible to more effectively control the sub-cooling of the refrigerant fluid of the first circulation loop A.
  • the thermal management device 1 can thus be configured so that the flow rate of heat transfer fluid circulating in the second two-fluid heat exchanger 102 is less than 50% of the flow rate of heat transfer fluid generated by the pump 23.
  • the flow of heat transfer fluid not passing via the second bifluid heat exchanger 102 passes through the second branch pipe B2, crosses the first bifluid heat exchanger 101 and joins the heat transfer fluid coming from the second bifluid heat exchanger 102 at the level of the fourth junction point 22b before joining the pump 23.
  • the thermal management device 1 can for example comprise a three-way valve (not shown) at the third junction point 22b or even a proportional valve (not shown).

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Abstract

Dispositif de gestion thermique (1) de batteries d'un véhicule automobile électrique ou hybride, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant une première boucle de circulation (A) d'un fluide réfrigérant ainsi qu'une deuxième boucle de circulation (B) d'un fluide caloporteur, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant également un premier (101) et un deuxième (102) échangeur de chaleur bifluide agencés conjointement à la fois sur la première (A) et la deuxième (B) boucle de circulation, ladite première boucle de circulation (A) comportant dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, un compresseur (13), le premier échangeur de chaleur bifluide (101), le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102), un premier dispositif de détente (15) et un premier échangeur de chaleur (17) configuré pour échanger de l'énergie calorifique directement ou indirectement avec les batteries, la deuxième boucle de circulation (B) comportant une pompe (23), un deuxième échangeur de chaleur (27) configuré pour échanger de l'énergie calorifique avec un flux d'air externe (F1) et les deuxième (102) et premier (101) échangeurs de chaleur bifluide tous deux disposés en aval du deuxième échangeur de chaleur (27) dans le sens de circulation du fluide caloporteur.

Description

Dispositif de gestion thermique des batteries d’un véhicule automobile électrique ou hybride
La présente invention concerne un dispositif de gestion thermique d’un véhicule automobile électrique ou hybride. Plus spécifiquement, la présente invention concerne un dispositif de gestion thermique des batteries dudit véhicule.
Une des problématiques avec l’émergence des véhicules électriques et hybrides est l’autonomie des batteries ainsi que le temps de recharge de ces dernières. Le temps de recharge des batteries peut aller jusqu’à 8 heures voire plus avec l’utilisation d’un chargeur basse puissance, par exemple connecté au réseau électrique domestique. Ce temps de recharge peut convenir pour une utilisation quotidienne mais n’est pas adapté pour effectuer de longs trajets.
Une solution connue est d’installer des stations de recharge de forte puissance, par exemple de l’ordre de 350kW permettant un temps de recharge plus court par exemple inférieure à lh voire l/2h. Cependant, une telle recharge rapide entraîne une chauffe importante des batteries. Il est donc nécessaire de pouvoir refroidir les batteries. De manière générale, un véhicule électrique ou hybride comporte un dispositif de gestion thermique de batteries. Ce dispositif de gestion thermique des batteries utilise généralement un circuit de climatisation permettant également la gestion thermique de l’habitacle. Du fait que lors de la recharge des batteries le véhicule et à l’arrêt, il est d’autant plus difficile de refroidir les batteries car le ou les échangeurs de chaleur du dispositif de gestion thermique permettant la dissipation de la chaleur sont traversés par un flux d’air, dit externe, généré uniquement par un système de ventilation. Il est ainsi important que le dispositif de gestion thermique comporte une architecture des échangeurs de chaleur permettant une efficacité maximale notamment lors de recharges rapides.
Un des buts de la présente invention est donc de remédier au moins partiellement aux inconvénients de l’art antérieur et de proposer une architecture d’un dispositif de gestion thermique permettant un bon refroidissement des batteries notamment lors d’une recharge rapide.
La présente invention concerne donc un dispositif de gestion thermique de batteries d’un véhicule automobile électrique ou hybride, ledit dispositif de gestion thermique comportant une première boucle de circulation d’un fluide réfrigérant ainsi qu’une deuxième boucle de circulation d’un fluide caloporteur, ledit dispositif de gestion thermique comportant également un premier et un deuxième échangeur de chaleur bifluide agencés conjointement à la fois sur la première et la deuxième boucle de circulation, ladite première boucle de circulation comportant dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, un compresseur, le premier échangeur de chaleur bifluide, le deuxième échangeur de chaleur bifluide, un premier dispositif de détente et un premier échangeur de chaleur configuré pour échanger de l’énergie calorifique directement ou indirectement avec les batteries, la deuxième boucle de circulation comportant une pompe, un deuxième échangeur de chaleur configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec un flux d’air externe et les deuxième et premier échangeurs de chaleur bifluide tous deux disposés en aval du deuxième échangeur de chaleur dans le sens de circulation du fluide caloporteur. Selon un aspect de l’invention, au sein de la deuxième boucle de circulation, les premier et deuxième échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en série, le premier échangeur de chaleur bifluide étant disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur bifluide dans le sens de circulation du fluide caloporteur.
Selon un autre aspect de l’invention, la deuxième boucle de circulation comporte en outre :
• un troisième échangeur de chaleur configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec le flux d’air externe, ledit troisième échangeur de chaleur étant disposé en amont du deuxième échangeur de chaleur bifluide, et
• une branche de contournement dudit troisième échangeur de chaleur et du deuxième échangeur de chaleur bifluide.
Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le troisième échangeur de chaleur et le deuxième échangeur de chaleur bifluide soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe.
Selon un autre aspect de l’invention, au sein de la deuxième boucle de circulation, les premier et deuxième échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en parallèle.
Selon un autre aspect de l’invention, le dispositif de gestion thermique est configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe.
Selon un autre aspect de l’invention, le premier échangeur de chaleur bifluide comporte : • des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2.
Selon un autre aspect de l’invention, le deuxième échangeur de chaleur bifluide comporte :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2.
Selon un autre aspect de l’invention, le premier échangeur de chaleur bifluide comporte :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,90 mm et 2,10 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 95 et 120 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 55 mm2.
Selon un autre aspect de l’invention, le deuxième échangeur de chaleur bifluide comporte :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 85 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,70 mm et 1,95 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 70 et 90 mm2.
D’autres caractéristiques et avantages de la présente invention apparaîtront plus clairement à la lecture de la description suivante, fournie à titre illustratif et non limitatif, et des dessins annexés dans lesquels :
[Fig 1] La figure 1 est une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un premier mode de réalisation, [Fig 2] La figure 2 est une représentation schématique du dispositif de gestion thermique selon une variante du premier mode de réalisation,
[Fig 3] La figure 3 est une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un deuxième mode de réalisation.
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 1 montre un dispositif de gestion thermique 1 de batteries d’un véhicule automobile électrique ou hybride. Ce dispositif de gestion thermique 1 comporte une première boucle de circulation A d’un fluide réfrigérant ainsi qu’une deuxième boucle de circulation B d’un fluide caloporteur. Le dispositif de gestion thermique 1 comporte également un premier 101 et un deuxième 102 échangeur de chaleur bifluide agencés conjointement à la fois sur la première A et la deuxième B boucle de circulation,
La première boucle de circulation A comporte, dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, un compresseur 13, le premier échangeur de chaleur bifluide 101, le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, un premier dispositif de détente 15 et un premier échangeur de chaleur 17 configuré pour échanger de l’énergie calorifique directement ou indirectement avec les batteries. Le premier échangeur de chaleur bifluide 101 est donc disposé en amont du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 sur la première boucle de circulation A.
Par « directement ou indirectement », on entend ici que le premier échangeur de chaleur 17 peut :
• être en contact direct avec les batteries pour permettre leur gestion thermique, ou
• être un échangeur de chaleur bifluide agencé conjointement sur la première boucle de circulation A et sur une autre boucle de circulation (distincte de la deuxième boucle de circulation B) qui comporte une échangeur de chaleur en contact avec les batteries pour une gestion thermique indirecte.
La première boucle de circulation A peut notamment être un circuit de climatisation et comporter un deuxième dispositif de détente 16 et un évaporateur 19 destiné à être traversé par un flux d’air interne F2. Le deuxième dispositif de détente 16 et l’évaporateur 19 sont disposés sur une première conduite de dérivation Al reliant un premier point de raccordement lia à un deuxième point de raccordement 11b. Le premier point de raccordement lia est disposé en amont du premier dispositif de détente 15, entre le deuxième changeur de chaleur bifluide 102 et ledit premier dispositif de détente 15. Le deuxième point de raccordement 1 lb est quant à lui disposé en aval du premier échangeur de chaleur 17, entre ledit premier échangeur de chaleur 17 et le compresseur 13. Au sein de la première conduite de dérivation Al, le deuxième dispositif de détente 16 est disposé en amont de G évaporateur 19.
La deuxième boucle de circulation B comporte quant à elle une pompe 23, un deuxième échangeur de chaleur 27 configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec un flux d’air externe Fl et les deuxième 102 et premier 101 échangeurs de chaleur bifluide. Les deuxième 102 et premier 101 échangeurs de chaleur sont tous deux disposés en aval du deuxième échangeur de chaleur 27 dans le sens de circulation du fluide caloporteur.
Le fait d’utiliser un premier 101 et un deuxième 102 échangeur de chaleur bifluide permet de dédier chacun de ces échangeurs de chaleur bifluide à un rôle. Ainsi, le premier échangeur de chaleur bifluide 101 peut être dédié à une dé-surchauffe du fluide réfrigérant et à la condensation du fluide réfrigérant. Par dé-surchauffe, on entend ici que le premier échangeur de chaleur bifluide 101 permet le transfert d’énergie calorifique du fluide réfrigérant vers le fluide caloporteur pour permettre de supprimer la surchauffe du fluide réfrigérant qu’il a en sortie de l’évaporateur 19 et/ou du premier échangeur de chaleur 17. Le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 peut être dédié quant à lui au sous- refroidissement du fluide réfrigérant. Il est ainsi possible d’adapter chaque échangeur de chaleur bifluide 101, 102 à son rôle spécifique afin d’améliorer les performances du dispositif de gestion thermique 1.
Il est ainsi possible d’adapter les dimensions et caractéristiques du premier 101 et du deuxième 102 échangeur de chaleur afin d’améliorer leur efficacité en les adaptant à leur rôle spécifique. Les échangeurs de chaleur bifluide comporte généralement des canaux distincts dans lesquels circulent les fluides entre lesquels un échange d’énergie calorifique, ici un fluide réfrigérant et un fluide caloporteur. Les caractéristiques de ces canaux peuvent ainsi être adaptées afin de correspondre aux fluides circulant en leur sein ainsi que leur état. Notamment, il est possible d’adapter les canaux de circulation du fluide réfrigérant du premier échangeur de chaleur bifluide 101, pour améliorer la condensation du fluide réfrigérant, pour optimiser les échanges du fluide réfrigérant qui est dans un état gazeux. De même, il est possible d’adapter les canaux de circulation du fluide réfrigérant du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, pour un sous-refroidissement et pour optimiser les échanges du fluide réfrigérant qui est dans un état liquide.
Selon un premier exemple, le premier échangeur de chaleur bifluide 101 peut comporter :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2.
Toujours selon ce premier exemple, le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 peut quant à lui comporter :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2.
Ce premier exemple permet à la fois d’optimiser les premier 101 et deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide mais également de limiter l’augmentation des coûts de production. En effet, pour chaque échangeur de chaleur bifluide, les canaux de circulation du fluide réfrigérant et du fluide caloporteur sont identiques ce qui facilite la standardisation et les processus de fabrication.
Selon un deuxième exemple, le premier échangeur de chaleur bifluide 101 peut comporter :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,90 mm et 2,10 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 95 et 120 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 55 mm2.
Le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 peut quant à lui comporter :
• des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 85 mm2, et
• des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,70 mm et 1,95 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 70 et 90 mm2.
Ce deuxième exemple quant à lui permet une adaptation plus poussée des canaux de circulation pour une meilleure optimisation des premier 101 et deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide.
Selon un premier mode de réalisation illustré à la figure 1, au sein de la deuxième boucle de circulation B, les premier 101 et deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en série. Le premier échangeur de chaleur bifluide lOlest disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 dans le sens de circulation du fluide caloporteur. Dans le premier mode de réalisation, au sein de la deuxième boucle de circulation B la position des premier 101 et deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide dans le sens du fluide caloporteur est inversée par rapport à leur position au sein de la première boucle de circulation A dans le sens de circulation du fluide réfrigérant.
Le fluide caloporteur de la deuxième boucle de circulation B le plus « frais », issu du deuxième échangeur de chaleur 27, traverse ainsi en premier le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 afin d’effectuer un sous-refroidissement du fluide réfrigérant de la première boucle de circulation A. Le fluide caloporteur traverse ensuite le premier échangeur de chaleur bifluide 101 afin d’effectuer la dé-surchauffe et la condensation du fluide réfrigérant. La figure 2 montre quant à elle une variante de ce premier mode de réalisation. Dans cette variante, la deuxième boucle de circulation B comporte un troisième échangeur de chaleur 29 configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec le flux d’air externe Fl. Ce troisième échangeur de chaleur 29 est disposé en amont du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, entre le deuxième échangeur de chaleur 27 et ledit deuxième échangeur de chaleur bifluide 102. La deuxième boucle de circulation B comporte également une branche de contournement B 1 dudit troisième échangeur de chaleur 29 et du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102. Plus précisément, la branche de contournement B 1 relie un premier point de jonction 2 la à un deuxième point de jonction 21b. Le premier point de jonction 21a est disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur 27, entre ledit deuxième échangeur de chaleur 27 et le troisième échangeur de chaleur 29. Le deuxième point de jonction 21b est quant à lui disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, entre ledit deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 et le premier échangeur de chaleur bifluide 101.
Cette variante permet le contrôle du débit de fluide caloporteur circulant dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 et plus particulièrement dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 et le troisième échangeur de chaleur 29. Cela permet ainsi que contrôler plus efficacement le sous-refroidissement du fluide réfrigérant de la première boucle de circulation A.
Le dispositif de gestion thermique 1 peut ainsi être configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le troisième échangeur de chaleur 29 et le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe 23. Le flux de fluide caloporteur ne passant pas par le troisième échangeur de chaleur 29 et le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, passe par la branche de contournement Blet rejoint le fluide caloporteur en provenance du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 avant de traverser le premier échangeur de chaleur bifluide 101. Afin de réguler le débit de fluide caloporteur passant dans la branche de contournement B 1, le dispositif de gestion thermique 1 peut par exemple comporter une vanne trois-voies (non représentée) au niveau du premier point de jonction 21b ou encore une vanne proportionnelle (non représentée).
Selon un deuxième mode de réalisation illustré à la figure 3, au sein de la deuxième boucle de circulation B, les premier 101 et deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en parallèles. Pour cela, la boucle de circulation B diffère de la figure 1 par le fait que le premier échangeur de chaleur bifluide 101 peut par exemple être disposé sur une deuxième conduite de dérivation B2. Cette deuxième conduite de dérivation B2 relie un troisième point de jonction 22a à un quatrième point de jonction 22b. Le troisième point de jonction 22a est disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur 27, entre ledit deuxième échangeur de chaleur 27 et le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102. Le quatrième point de jonction 22b est quant à lui disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102, entre ledit deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 et la pompe 23.
Ce deuxième mode de réalisation permet également le contrôle du débit de fluide caloporteur circulant dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102. Cela permet ainsi que contrôler plus efficacement le sous-refroidissement du fluide réfrigérant de la première boucle de circulation A.
Le dispositif de gestion thermique 1 peut ainsi être configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe 23. Le flux de fluide caloporteur ne passant pas par le deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 passe par la deuxième conduite de dérivation B2, traverse le premier échangeur de chaleur bifluide 101 et rejoint le fluide caloporteur en provenance du deuxième échangeur de chaleur bifluide 102 au niveau du quatrième point de jonction 22b avant de rejoindre la pompe 23. Afin de réguler le débit de fluide caloporteur passant l’un ou l’autre des premier 101 ou deuxième 102 échangeurs de chaleur bifluide, le dispositif de gestion thermique 1 peut par exemple comporter une vanne trois-voies (non représentée) au niveau du troisième point de jonction 22b ou encore une vanne proportionnelle (non représentée).
Ainsi, on voit bien que le fait de disposer de deux échangeurs de chaleur bifluide 101, 102 chacun ayant un positionnement et un rôle déterminé, permet d’améliorer les performances du dispositif de gestion thermique 1. Cela est particulièrement utile afin de maximiser ses performances lorsque les besoins en refroidissement des batteries sont importants par exemple lors d’une charge rapide de ces batteries.

Claims

Revendications
[Revendication 1] Dispositif de gestion thermique (1) de batteries d’un véhicule automobile électrique ou hybride, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant une première boucle de circulation (A) d’un fluide réfrigérant ainsi qu’une deuxième boucle de circulation (B) d’un fluide caloporteur, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant également un premier (101) et un deuxième (102) échangeur de chaleur bifluide agencés conjointement à la fois sur la première (A) et la deuxième (B) boucle de circulation, ladite première boucle de circulation (A) comportant dans le sens de circulation du fluide réfrigérant, un compresseur (13), le premier échangeur de chaleur bifluide (101), le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102), un premier dispositif de détente (15) et un premier échangeur de chaleur (17) configuré pour échanger de l’énergie calorifique directement ou indirectement avec les batteries, la deuxième boucle de circulation (B) comportant une pompe (23), un deuxième échangeur de chaleur (27) configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec un flux d’air externe (Fl) et les deuxième (102) et premier (101) échangeurs de chaleur bifluide tous deux disposés en aval du deuxième échangeur de chaleur (27) dans le sens de circulation du fluide caloporteur.
[Revendication 2] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication 1, caractérisé en ce qu’au sein de la deuxième boucle de circulation
(B), les premier (101) et deuxième (102) échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en série, le premier échangeur de chaleur bifluide (101) étant disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur bifluide (102) dans le sens de circulation du fluide caloporteur.
[Revendication 3] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que la deuxième boucle de circulation (B) comporte en outre : un troisième échangeur de chaleur (29) configuré pour échanger de l’énergie calorifique avec le flux d’air externe (Fl), ledit troisième échangeur de chaleur (29) étant disposé en amont du deuxième échangeur de chaleur bifluide (102), et une branche de contournement (B 1) dudit troisième échangeur de chaleur (29) et du deuxième échangeur de chaleur bifluide (102).
[Revendication 4] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce qu’il est configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le troisième échangeur de chaleur (29) et le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102) soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe (23).
[Revendication 5] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication 1, caractérisé en ce qu’au sein de la deuxième boucle de circulation (B), les premier (101) et deuxième (102) échangeurs de chaleur bifluide sont connectés en parallèle.
[Revendication 6] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce qu’il est configuré pour que le débit de fluide caloporteur circulant dans le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102) soit inférieur à 50 % du débit de fluide caloporteur généré par la pompe (23).
[Revendication 7] Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisé en ce que le premier échangeur de chaleur bifluide (101) comporte : des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2, et des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 95 mm2.
[Revendication 8] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102) comporte : des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2, et des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 80 mm2.
[Revendication 9] Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisé en ce que le premier échangeur de chaleur bifluide (101) comporte : des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,90 mm et 2,10 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 95 et 120 mm2, et des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,85 mm et 2 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 80 et 55 mm2.
[Revendication 10] Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que le deuxième échangeur de chaleur bifluide (102) comporte : des canaux de circulation du fluide réfrigérant ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,40 mm et 1,85 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 50 et 85 mm2, et des canaux de circulation du fluide caloporteur ayant un diamètre hydraulique compris entre 1,70 mm et 1,95 mm pour une aire de section de passage du fluide réfrigérant comprise entre 70 et 90 mm2.
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